机械设计课程设计_V带一级圆柱齿轮减速器.doc

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1、 机械设计课程设计说明书设计题目： 带单级圆柱齿轮减速器 班 级： 机械系班 设 计 者： 周 彪 学 号： 07 号 指导教师： 魏玉兰 陈建清 二一一 年 十二 月 八 日目 录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.4五、传动零件的设计及校核计算.5六、轴的设计及校核计算.15七、滚动轴承的选择及校核计算.24八、键联接的选择及校核计算.26九、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸.27十、润滑与密封.29十一、感想.30参考文献另附CAD设计图计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带

2、传动（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷较平稳，工作环境有粉尘，最高温度35摄氏度。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=3300N；带速V=1.2m/s；滚筒直径D=350mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查机械设计课程设计手册表7-1可得）总=V带减速器有压紧平带弹性联轴器 =0.960.980.970.993=0.9062(2)电机所需的工作功率：P W= = =4.37KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=6010001.2/350=65.481r/min 查表1-8推荐的传动比合理范围，

3、取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I2=46，取V带传动比I17，取I1=5则总传动比理时范围为Ia=2030。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（2030）65.481r/min =1309.621964.43r/min如指导书P167页查表12-1，符合这一范围的同步转速有1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/65.481=21.99

4、，由于运输带速度允许误差：5%，故取i总=222、分配各级伟动比（1） 查机械设计课程设计手册表7-1，取齿轮i齿轮=5.5（单级减速器i=46合理）（2） i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=22/5.5=4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1440r/minnII=nI/i带=1440/4=360(r/min)nIII=nII/i减速机=360/5.5=65.5(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=5.5KWPII=PI带=5.50.96=5.28KWPIII=PII减速器=5.280.98 =5.1744KW3、 计算各轴扭矩（Nmm

5、）TI=9.551065.5/1440=36476NmmTII=9.55106PII/nII=9.551065.28/360 =NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551065.1744/65.5 =Nmm 五、传动零件的设计计算1、 V带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P156表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.15.5=6.05KW且小带轮转速为1440r/min查课本P157图8-11得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速查课本图8-11得，推荐的小带轮基准直径为80100mm 则取dd1=100mmdmin=75mm dd2=n1/n

6、2dd1=1440/360100=400mm查课本P157表8-8，取dd2=400mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1440100/400 =360r/min转速误差为：n2-n2/n2=（360-360）/360 =0(允许)带速V：V= =1001440/601000 =7.54m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定V带基准长度Ld和中心矩a根据课本P152式（8-20）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+400)a02(100+400) 所以有：350mma01000mm 取a0=500mm 由课本P158式（8-22）得：L0=

7、2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0 =2500+1.57(100+400)+(400-100) 2 /4500 =1830mm根据课本P146表（8-2）取Ld=1800mm根据课本P158式（8-23）得：aa0+Ld-L0/2=500+1800-1830/2 =500-15=485mm(4)验算小带轮包角由课本公式（8-25）1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（400-100）/48557.30=1800-35.40 =144.601200（适用）（5）确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P1=1.32 KW根据课本P152表

8、（8-4b）P1=0.17KW根据课本P155表（8-5）K=0.91根据课本P146表（8-2）KL=1.01 由课本P158式（8-26）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =6.05/(1.32+0.17) 0.911.01 =4.42故 取带的根数为5根由课本查表8-1，A型V带顶宽13mm，135=65，带间留一定间隙，故取带轮宽度75mm。(6)计算带的初拉力F0由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-3）单根V带的初拉力：F0=500PC（2.5K）/（ KZV） +qV2=5006.05（2.50.91）/（ 0.9157.54） +0.17.542N

9、=145.88N则作用在轴承的压力FQ，由课本P159式（8-28）Fp=2ZF0sin（1/2）=25145.88sin（144.6/2）=1389.7N2、齿轮传动的设计计算及校核 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不高，所以齿轮采用软齿面。查课本191表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra=1.63.2m （2） 确定有关参数如下：传动比i齿=5.5 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=5.520=110 实际传动比I0=110/20=

10、5.5传动比误差：i-i0/I=5.5-5.5/5.5=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=5.5试选k t=1.6 螺旋角应1020，初选螺旋角=14由课本P205表10-7取d=1转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551065.5/1440=36476Nmm (3) 按齿面接触疲劳强度设计 由d12k t T1 (u+1)ZH2Z E2 /（d uH2）1/3=76.43k tT1 (u+1)/du（H）21/31）查课本P217图10-30，可知ZH=2.4333 表10-6，可知Z E=189.8 Mpa1/22）查课本P215图10-26，可知1=0.75，2=0.9则=1+

11、2=1.653）许用接触应力：H=（H 1+ H 2）/2 H=HlimKHN/S 由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa 由课本10-13式N1=60n1jlhN1=6014401（283008）=3.318109 N2= N1/4=0.829109 由课本图10-19取KHN1=0.9，KHN2=0.95 取失效概率为1%，安全系数S=1 H 1=HlimZ1KHN1/S=6000.9=540 Mpa H 1=HlimZ2KHN2/S=5500.95=522.5 MpaH=（H 1+ H 2）/2=（540 Mpa+522

12、.5 Mpa）/2=531.25 Mpa 4）计算d1t=21.636476(4+1)2.4332189.82/（141.65531.252） 1/3=40.58mm 5）计算齿轮的圆周速度VV=d1tn1/（601000）=3.1440.581440/（601000）=3.06m/s 6）计算齿轮宽度b及模数mnt b=d d1t=140.58=40.58mm mnt=d1tcos/ Z1=40.58cos 14/20=1.97mm h=2.25 mnt=2.251.97=4.43mm b/h=40.58mm /4.43mm=9.16 7）计算纵向重合度=0.318d Z1tan=0.318

13、120tan14=1.5868）计算载荷系数K KA =1， 根据V=3.06m/s 7级精度，查表10-8 KV=1.13，查表10-4，K H与直齿轮相同，取K H=1.417 据图10-13查得：K F=1.35 据图10-3查得：K H=K F=1.2 载荷系数：K= KA KV K HK H=11.131.21.417=1.92 9）按实际载荷系数校正分度圆直径 d1= d1t=40.58=43.12mm 10）计算模数m n m n= d1cos/ Z1=2.1mm（4）按齿根弯曲强度设计 由课本式（10-17） m n 1）确定计算参数 由课本图10-20c 查得消除论弯曲疲劳强

14、度FE1=500MPa，大齿轮弯曲强度极限FE2=380MPa 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88 计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式10-12得： F 1=0.85500/1.4=303.57 F 2=0.88380/1.4=238.86 大齿轮数值大 2）计算载荷系数 K= KA KV K FK F=11.131.21.35 =1.83 3）纵向重合度=1.586，查课本图10-28，Y=0.88 4）计算当量齿数 Zv1= z1/cos3=20/ cos314=21.9 Zv2= z2/cos3=110/ cos314=120.4 5）设计计

15、算 m n= =1.68mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取m n=2.0已经可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=43.12mm来计算应有的齿数，于是 Z1=d1cos/ mn=43.12cos14/2=20.9取Z1=21，则Z2= u Z1 =5.521=115.5，取115（5）几何尺寸计算1）计算中心距a=（Z1 +Z2）m n /2cos=181.4 取181mm 将中心距调整为181mm2）按调整后的中心距修正螺旋角 =arccos（Z1 +Z2）m n/2a= arcco

16、s（21 +115）2/2181 =132954因值改变不多，故其他参数不必改变3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1= Z1 m n/cos=212/cos13.5=43.2mmd2= Z2 m n/cos=1152/cos13.5=236.5mm4）计算齿轮宽度 b=d1=143.2=43.2调整后，取B2=45mm，B1=50mm5）结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮直径大于160mm，小于500mm，故选用复式结构为宜，详细如CAD大齿轮零件图。（6）校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1= Z1

17、m n/cos=212/cos13.5=43.2mmd2= Z2 m n/cos=1152/cos13.5=236.5mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa前面数据已经求的：YFa1=2.70 YSa1=1.55YFa2=2.16 YSa2=1.80 (8)许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系

18、数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够六、轴的设计计算 输入轴的设计计算及校核1、按扭

19、矩初算轴径1）选用45#调质，硬度217255HBS2）取每级齿轮传动效率为=0.98，则PI=PI带=5.50.960.98=5.1744KWn=nI/i带=1440/4=360(r/min)T=9.55106PII/nII=9.551065.28/3600.98=1371033）作用在齿轮上的力：Ft=2T/d1=2137/43.2=6400NFr=Fttan/cos=6400tan200/cos13.5=2400NFamin=Ft tan=6400tan13.5=1540N4）初步确定轴的最小直径 先按课本式15-2初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，根据课本表15-3=112，

20、取A0=112，于是得：dmin= A0=112=27.2mm取最小轴径为28mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 输入轴采用斜齿轮轴结构，故无需对齿轮定位，单级减速器中可将轮齿安排在箱体中央，两轴承对称分布，左轴承用挡油圈、套筒轴向固定，径向过渡配合固定，右轴承以轴肩和箱体端盖定位，径向则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度1）段：d1=28mm 由于，输入轴最小段与V带大轮相连，并以平键形式链接，此处同时设计好大带轮内径及最小段轴长度，故大带轮内径为d带轮28mm，而根据以上前面的数据，大带轮宽度为L=75mm，取L1带轮=75mm2）II段:为了满足大带轮的轴向

21、定位要求，第一段到第二段需要制出一轴肩，故取第二段直径d2=32mm。d2=32mm 第二段应与箱体相连，故需要考虑箱体内壁厚度，暂取38mm同时挡油圈应介于此内壁与轴承之间，查表选取内径为32mm的挡油圈厚度12，,故II段长：L2=（38+12）=50mm3）III段：优先确定轴承型号及内径，轴承需要同时承受径向力与轴向力，查机械设计课程设计手册表6-7，选取圆锥滚子轴承30207，D=72mm，d=35mm，T=18.25mm，故轴第三段直径d3=35mm，由于该轴承与轮齿之间有轴间挡圈间隔，查机械设计课程设计手册表5-1，选取轴间挡圈，内径为35mm，宽度为4mm，所以：d3=35mm

22、L3=18.25+4=22.25mm 考虑到制造，取L3=22mm4）段：该段为齿轮轴的轮齿段，根据前面计算，输入轴小齿轮分度圆直径d1=43.2mm，齿顶高ha=2mm，齿根高hf=2.5mm，故该段轴径为d4= d1+2ha=43.2+22=47.2mm L4：根据前面计算得小齿轮b1=50mm，L4=b1=50mm5）段：考虑便于轴承的拆卸，及节省材料，取段直径d5=32mm. 长度L5=9.5mm6）段、段：用于段与轴承间的连接，即作为轴肩使用，两轴承型号相同，故先可以段的轴径为d7=35mm，长度L7=18.25mm，作为轴肩的段d6=41，L6=4mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨

23、距L=108.5mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=43.2mm求转矩：已知T2=Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=6400N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=2400N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=54.25mm3、输入轴的校核 (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm (3)绘制水平面

24、弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2= 26.62+(148)21/2=54.88Nm (7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的设计计算及

25、校核 具体如cad输出轴零件图1、按扭矩初算轴径1）选用45#调质，硬度217255HBS2）取每级齿轮传动效率为=0.98，则PI=PI=5.17440.98=5.02KWn=nI/i带=360/5.5=65.5(r/min)T=9.55106PII/nII=9.551065.28/3600.98=7321033）作用在齿轮上的力：Ft=2T/d2=2/236.5=6190NFr=Fttan/cos=66190tan200/cos13.5=2322NFamin=Ft tan=1543N4）初步确定轴的最小直径 先按课本式15-2初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，根据课本表15-3=

26、112，取A0=112，于是得：dmin= A0=112=27.6mm取最小轴径为30mm5）此处可同时选取与轴径相适应的联轴器型号，查机械设计课程设计手册表8-7，选用LX3型弹性柱销联轴器，公称转矩：n=50Nm，d=30mm，L=60mm，D=75mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，径向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，径向定位则用过渡配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮，套筒，右轴承 依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选30207型圆

27、锥滚子轴承，其内径为35mm，宽度为18.25mm。安装齿轮段长度的轮毂宽度为45mm。 （3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=236.5mm求转矩：已知T3=732Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=6190N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=2322N两轴承对称LA=LB=49mm （4）输出轴具体机构设计：1）段：从右端（输出端）起，已知最小径d1=30mm，而根据已经确定的联轴器长度L=60mm，为避免轴端碰触联轴器，取第一段长度L1=58mm2）段：为满足联轴器的轴向定位要求，第二段需要制出一轴肩，故取d2=34

28、mm ，为箱体壁留出一点距离并以一挡油圈连接箱体定位右轴承，挡油圈宽度为12mm，故取L2=12mm3）段：由于轴承内径为35mm，故该段轴径为d3=35mm，轴承左端采用轴间挡圈分别对大齿轮及右轴承的轴向定位，35mm的轴间挡圈，宽度为4mm，故L3=22.25mm4）段：由于大齿轮已经确定，内径为40mm，宽度为45mm，故第四段设计数据为d4=40mm，L4=45mm5）段：该段为齿轮作轴向定位，d5=45mm，L5=4mm6）段：该段为做轴承作轴肩轴向定位，d6=41mm，L6=52mm7）段：该段仅承载左轴承，d7=35mmL7=18.5mm3、输出轴校核(1)求支反力FAX、FBY

29、、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm (5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.

30、06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163608=46080小时 1、计算输入轴承 （1）已知n=360r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为圆锥滚子轴承30207型根据课本P316式（13-1）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N （2）FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N （3）求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63F

31、A2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P321表（13-5）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承 （1）已知n=65.5r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选30207型圆锥滚子轴承FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N （2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N （3）求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/9

32、30.35=0.63根据课本P321表（13-5）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、输入轴与V带大带轮连接轴径d1=28mm,L1=75mm查手册得，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 L=36mmT2=48Nm h=7mm根据课本P106（6-1）式得p=2T2/dhl=448000/22736 =29.68MpaR(110Mpa)2、输出轴与齿轮连接采用平键连接轴径d3=40mm L3=45mm T=271Nm查机械设计课程设计手册P53 选A型平键键128 GB1096-79L=32mm h

33、=8mmp=2T/dhl=4/35832 =101.87Mpap(110Mpa)3、输出轴与联轴器连接用平键联接轴径d2=30mm L2=58mm T=61.5Nm查机械设计课程设计手册P51 选用A型平键键87 GB1096-79L=36mm h=7mm据课本P106式（6-1）得p=2T/dhl=46100/511034=60.3Mpap九、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸1、由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器查课本表14-1得：K=1.5=KT=1.5732=1089Nm选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩=1250 Nm，

34、。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=30mm，轴孔长度L=60mmLX3型弹性套住联轴器有关参数如下表：型号公称转矩T/(Nm)许用转速n/（r轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型LX3125047003060160HT200Y型2、减速器附件的选择： 列表如下：名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616GB 57821986螺栓安装端盖24Q235M825GB 57821986销定位235A640GB 1171986垫圈调整安装365Mn10GB 931987 螺母安装3M10GB 61701986油标测量油面高度1组合件通气器透气12、箱体主要结构尺寸 箱座壁

35、厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=6.8mm , =8.5mm主动轴承端盖外径=105mm从动轴承端盖外径=130mm地脚螺栓M16，数量6根十、润滑与密封1、润滑剂 查机械设计课程设计手册P85表7-1，选用L-AN32 40时运动粘度28.835.2 倾点-5 闪点150 由于齿高h=4.5mm，箱体底部润滑剂深度要求30mm，故取

36、箱体底部深度为35mm，润滑剂总深度H=40mm 2、油标 查机械设计课程设计手册P88表7-7，选用B形压配式圆形油标D=58mm, 视孔d=40mm3、密封（1）轴承孔的密封 查机械设计课程设计手册P90表7-12输入轴左轴承左端采用毡圈油封，输出轴右轴承右端采用毡圈油封，由于两处轴径均为d=35mm，故均选用毡圈35（d=35mm的毡圈）D=49mm，d1=34mm，d0=36mm，材料为半粗羊毛毡。（2）箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法（3）观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。十一、感想 两星期的机械设计课程设计在

37、我们埋头间不经意划过，在此期间，我们认真学习，查考资料，悉心思索，终于在规定时间内我完成了两张零件图纸、一张装配设计图、一份设计说明书的全部设计任务。在为期两星期内完成这次设计不可谓不艰辛，然而，我却从这两星内学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容，同时对大一大二的内容也进行了复习，而且在实践中运用，更是令我印象深刻，深切体会到机械这门课程并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都是为实践操作而诞生庆幸自己终于认真独立地做了一次全面的机械设计，我从中学到了很多很容易被忽视的问题、知识点，甚至还培养了自己的耐心细心用心的性格。从翻看以前的课本，一次次计算数据，一遍遍修改草图，一遍遍整

38、理装配图，这些都是我从来未曾独立做过的。所以虽然很辛苦，但本次的课程设计我的收获却更多，毫无疑问，本次课程设计是非常值得非常有意义的。最后必须感谢在本次课程设计中指导过我，耐心回答我问题的两位指导老师及我的同学们，谢谢！参考文献【1】 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.3版.北京：高等教育出版社，2006.【2】 濮良贵等.机械设计M.8版.北京：高等教育出版社，2006.结果：F=3300NV=1.2m/sD=350mm总=0.9062PW=4.37KWn滚筒=65.481r/min电动机型号Y132S-4i总=22i齿轮=5.5i带=4nI =1440r/minnII=360r/minnIII=65.5r/minPI=5.5KWPII=5.28KWPIII=5.1744KWTI= 36476NmmTII=NmmTIII=Nmmdd1=75mmdd2=400mm取标准值dd2=400mmn2=360r/minV=7.54m/s210mma0600mm取a0=500mmLd=1800mma=485mm1=