机械课程设计双级直齿圆柱齿轮减速器范本.doc

机械课程设计双级直齿圆柱齿轮减速器

50
2020年4月19日
文档仅供参考

机械设计基础课程设计
COURSE PROJECT

题目： 双级直齿圆柱齿轮减速器
系别：
专业：
班级：
姓名：
学号：
指导老师：
时间：

目 录
第 1 章 机械设计课程设计任务书 4
1.1. 设计题目 4
1.2. 设计要求 5
1.3. 设计说明书的主要内容 5
1.4. 课程设计日程安排 5
第 2 章 传动装置的总体设计 6
2.1. 传动方案拟定 6
2.2. 电动机的选择 6
2.3. 确定传动装置的传动比
2.4. 传动装置的运动和动力设计 6
第 3 章 传动零件的设计计算 7
3.1 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级………………………………
3.2 初选主要参数…………………………………………………………………………
3.3 按齿面接触疲劳强度计算……………………………………………………………
3.4 确定模数………………………………………………………………………………
3.5 按齿根弯曲疲劳强度校核计算………………………………………………………
3.6 几何尺寸计算…………………………………………………………………………
3.7 验算初选精度等级是否合适…………………………………………………………
第 4 章 轴的设计计算 8
4.1 齿轮轴的设计……………………………………………………………………………
4.1.1 确定轴上零件的定位和固定方式…………………………………………………
4.1.2 按扭转强度估算轴的直径…………………………………………………………
4.1.3 确定轴各段直径和长度……………………………………………………………
4.1.4 求齿轮上作用力的大小、方向……………………………………………………
4.1.5 轴承支承反力………………………………………………………………………
4.1.6 弯矩图………………………………………………………………………………
4.1.7 转矩图………………………………………………………………………………
4.1.8 当量弯矩图…………………………………………………………………………
4.1.9 判断危险截面并验算强度…………………………………………………………
4.2 输出轴的设计计算………………………………………………………………………
4.2.1 确定轴上零件的定位和固定方式…………………………………………………
4.2.2按扭转强度估算轴的直径…………………………………………………………
4.2.3确定轴各段直径和长度……………………………………………………………
4.2.4求齿轮上作用力的大小、方向……………………………………………………
4.2.5轴承支承反力………………………………………………………………………
4.2.6 弯矩图………………………………………………………………………………
4.2.7 转矩图………………………………………………………………………………
4.2.8 当量弯矩图…………………………………………………………………………
4.2.9 判断危险截面并验算强度…………………………………………………………
第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算……………………………………………………6
5.1 输入轴的轴承设计计算…………………………………………………………………
5.1.1 初步计算当量动载荷P……………………………………………………………
5.1.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值………………………………………………
5.1.3 选择轴承型号………………………………………………………………………
5.2 输出轴的轴承设计计算…………………………………………………………………
5.2.1 初步计算当量动载荷P……………………………………………………………
5.2.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值……………………………………………
5.2.3 选择轴承型号……………………………………………………………………
第 6 章 键联接的选择及计算 10
6.1 输入轴与联轴器联接键的选择及计算……………………………………………
6.2 输出轴与联轴器联接键的选择及计算……………………………………………
6.3 输出轴与齿轮联接键的选择及计算………………………………………………
第 7 章 连轴器的选择与计算 11
7.1 减速器与输送带联接联轴器选择………………………………………………………
7.1.1 类型选择…………………………………………………………………………
7.1.2 载荷计算…………………………………………………………………………
7.1.3 型号选择…………………………………………………………………………
7.2 电动机与减速器联接联轴器选择………………………………………………………
7.2.1 类型选择…………………………………………………………………………
7.2.2 载荷计算…………………………………………………………………………
7.2.3 型号选择…………………………………………………………………………
第 8 章 密封与润滑的设计……………………………………………………………9
8.1 密封………………………………………………………………………………
8.2 润滑………………………………………………………………………………
第 9 章 箱体及各附件的设计…………………………………………………………10
9.1 箱体…………………………………………………………………………………
9.2 视孔盖和窥视孔……………………………………………………………………
9.3 油螺塞………………………………………………………………………………
9.4 油标…………………………………………………………………………………
9.5 通气孔………………………………………………………………………………
9.6 启盖螺钉……………………………………………………………………………
9.7 定位销………………………………………………………………………………
9.8 吊钩…………………………………………………………………………………
设计小结……………………………………………………………………………………10
参考文献…………………………………………………………………………………11

第 1 章 机械设计课程设计任务书
1.1. 设计题目
设计用于带式运输机的单级直齿圆柱齿轮减速器，如图如示。

参数
F
V
D
单位
N
m/s
mm
数据
2750
0.80
300
已知数据：

1.2. 设计要求
1.减速器装配图A0 一张
2.设计说明书一份约6000～8000字
1.3. 课程设计目的
1. 熟悉单级圆柱齿轮减速器的工作原理，设计与计算的方法；
2. 运用所学的知识解决设计中所遇到的具体实际问题，培养独立工作能力，以及初步学会综合运用所学知识，解决材料的选择，强度计算和刚度计算，制造工艺与装配工艺等方面的问题。
3. 熟悉有关设计资料，学会查阅手册和运用国家标准。
1.4. 设计说明书的主要内容
封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)
目录（包括页次）
设计任务书
传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)
电动机的选择计算
传动装置的运动及动力参数的选择和计算
传动零件的设计计算
轴的设计计算
滚动轴承的选择和计算
键联接选择和计算
联轴器的选择
设计小结(体会、优缺点、改进意见)
参考文献
1.5. 课程设计日程安排
表 1 课程设计日程安排表
1)
准备阶段
12月27日～12月27日
1天
2)
传动装置总体设计阶段
12月28日～12月28日
1天
3)
传动装置设计计算阶段
12月29日～12月31日
3天
4)
减速器装配图设计阶段
1月3日～1月7日
5天
5)
零件工作图绘制阶段
1月8日～1月9日
2天
6)
设计计算说明书编写阶段
1月10日～1月10日
1天
7)
设计总结和答辩
1月11日
1天

第 2 章 传动装置的总体设计
2.1. 传动方案拟定
原始数据: 带速V=0.8m/s；
滚筒直径D=300mm；
运输带工作拉力:F=2750N

2.2. 电动机的选择
1)、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的各种机械设备。
2)、电动机容量选择：
传动效率的确定：

式中参数：
— 弹性联轴器的传动效率
— 一对滚动轴承的传动效率
— 8级精度的齿轮传动效率
— 弹性联轴器的传动效率
— 卷筒的传动效率

电机转速： 960
电动机所需工作功率为：
Ｐd＝ＰＷ／η总 (kw)
ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)
因此：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　= FV/1000η总
=(2750×0.8)/(1000×0.79)
=2.785(kw)
选用电机型号为Y132s-6 额定功率P=3.0kw

2.3. 确定传动装置的传动比
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×0.8)/（300·π）
　　=50.93 r/min
总传动比i总=n电机/n卷筒=960/50.93=18.84
按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高级传动比i1=（1.3～1.5）i2，取i1=1.3i2，
得
取i1=4.90
i2=3.83 取i2=3.78
2.4. 传动装置的运动和动力设计
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：nⅠ=n电动机=960 （r/min） （电机轴）
Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=960/4.9=195.9 r/min
Ⅲ轴：nⅢ= nⅡ/ i2=195.9/3.78=51.83 r/min
卷筒轴：nⅣ= nⅢ=51.83 r/min
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=2.785×0.96=2.67(kw)
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=2.67×0.98×0.97
　 =2.54(kw)
Ⅲ轴：PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η3
=2.55×0.98×0.97
=2.41kw
卷筒轴： PⅣ= PⅢ·η34= PⅢ·η2·η4
=2.42×0.98×0.96
=2.27kw
（3）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅳ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=2.67×0.98=2.63 KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=2.54×0.98=2.5KW
P’Ⅲ= PⅢ×η轴承=2.41×0.98=2.37KW
P’Ⅱ= PⅣ×η轴承=2.27×0.98=2.23KW
（4）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×2.785/960
=27.7N·m
Ⅰ轴： TⅠ=9550·PⅠ/nⅠ=9550×2.67/960
=26.56N·m
Ⅱ轴：TⅡ=9550·PⅡ/nⅡ=9550×2.54/195.9
=123.82N·m
Ⅲ轴：TⅢ=9550·PⅢ/nⅢ=9550×2.41/51.83
=444.06N·m
卷筒轴输入轴转矩：TⅣ=9550·PⅣ/nⅣ=9550×2.27/51.83
=418.26N·m
（5）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅳ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ×η轴承
=25.56×0.98=25.05N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承
=123.82×0.98=121.34N·m
T’ Ⅲ= TⅢ×η轴承
=444.06×0.98=435.18N·m
T’ Ⅳ= TⅣ×η轴承
=418.26×0.98=409.9N·m
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P （KW）
转矩T （N·m）
转速n
r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴

2.785

27.66
960
Ⅰ轴
2.67
2.62
26.56
25.05
960
Ⅱ轴
2.54
2.49
123.82
121.34
195.9
Ⅲ轴
2.41
2.36
444.06
435.18
51.83
卷筒轴
2.27
2.22
418.26
409.9
51.83

第 3 章 传动零件的设计计算
第一对齿轮传动的设计
3.1.1 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级
选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBW，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBW。
齿轮精度初选8级
3.1.2 初选主要参数
Z1=20 ，u=4.90 Z2=Z1·u=20×4.90=98
查教材表7.7得齿宽系数ψd=0.8
3.1.3 按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数 查教材表7-6 取K=1.0
小齿轮名义转矩
T1=26.56×103N·mm
③ 齿数比 u=4.9
④ 许用应力
小轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=550MPa，由图7-23得=260MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：

大轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=400MPa，由图7-23得=170MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：

取两式计算中的较小值，即［σH］=400MPa
于是 d1≥
==48.23mm
3.1.4 确定模数
m=d1/Z1=48.23/20mm=2.41mm
由表7-1选取第一系列标准模数m=2
3.1.5 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由齿根数Z1=20，Z2=98，查表7-8得齿形系数YF1=2.92, YF2=2.20.代入校核公式:

故满足齿根弯曲疲劳强度要求
3.1.6 几何尺寸计算
d1=m·Z1=2×20=40 mm
d2=m·Z2=2×98=196 mm
a=m×(Z1+Z2)/2=2×(20+98)/2=118mm
大齿轮宽度b2=ψd×d1=0.8×40=32mm 圆整b2=35 mm
取小齿轮宽度 b1 =b2+10 mm=45 mm
3.1.7 验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度: v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×40×960/（60×1000）
=2.01 m/s
对照教材表7-4可知选择8级精度合适。
第二对齿轮传动的设计
3.2.1 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级
选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBW，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBW。
齿轮精度初选8级
3.2.2 初选主要参数
Z3=23 ，u=3.78 Z4=Z3·u=23×3.78=87
查教材表7.7得齿宽系数ψd=0.8
3.2.3 按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
D3≥
确定各参数值
载荷系数 查教材表7-6 取K=1.0
小齿轮名义转矩
T2=123.82×103N·mm
③ 齿数比 u=3.78
④ 许用应力
小轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=550MPa，由图7-23得=260MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：

大轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=400MPa，由图7-23得=170MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：

取两式计算中的较小值，即［σH］=400MPa
于是 d3≥
==82mm
3.2.4 确定模数
m=d3/Z3=82/23mm=3.57mm
由表7-1选取第二系列标准模数m=3

3.2.5 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由齿根数Z3=23，Z4=87，查表7-8得齿形系数YF3=2.92, YF4=2.24.代入校核公式:

故满足齿根弯曲疲劳强度要求
3.2.6 几何尺寸计算
d3=m·Z3=3×23=69 mm
d4=m·Z4=3×87=261 mm
a=m×(Z3+Z4)/2=3×(23+87)/2=165mm
大齿轮宽度b4=ψd×d3=0.8×69=55.2mm 圆整b4=60 mm
取小齿轮宽度 b3 =b4+10 mm=70 mm
3.2.7 验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度: v=π·d3·n2/（60×1000）
=3.14×69×195.9/（60×1000）
=0.577 m/s
对照教材表7-4可知选择8级精度合适
第 4 章 轴的设计计算
齿轮轴的设计
4.1 齿轮轴Ⅰ（输入轴）的设计
4.1.1 按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBW，轴的输入功率为PⅠ=2.67kw，转速为nⅠ=960 r/min
根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取A=118
d≥
4.1.2 确定轴各段直径和长度
（1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴经过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1= 22mm，又联轴器长度L=60mm
则第一段长度L1=58mm
（2）右起第二段直径取D2=25mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
（3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为d×D×B=30×62×16，那么该段的直径为D3=Φ30mm，长度为L3=20mm
（4）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4= 35mm，长度取L4= 10mm
（5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ44mm，分度圆直径为Φ40mm，齿轮的宽度为45mm，则此段的直径为D5= 44mm，长度为L5=45mm
（6）右起第六段，应为轴Ⅱ两齿轮的安装留出充分空间,留出130mm的长度, D6=30mm
（7）右起第七段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D7=40mm，长度取L7= 10mm
（8）右起第八段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D8=35mm，长度L8=18mm
4.1.3 求齿轮上作用力的大小、方向
（1）小齿轮分度圆直径：d1=40mm
（2）作用在齿轮上的转矩为：T1 =2.656×104 N·mm
（3）求圆周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×2.656×104 /40=1330.N
（4）求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1330×tan20°=500N
4.2齿轮轴Ⅱ（中间轴）的设计计算
4.2.1按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS，轴的输入功率为PⅡ=2.54KW，转速为nⅡ=195.9r/min
根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取A=118
d≥
4.2.2确定轴各段直径和长度
（1）轴应该增加5%，圆整后取D=35mm，右起第一段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×75×17，那么该段的直径为D1= 35mm，长度为L1=20mm
(2)右起第二段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D2= 40mm，长度取L2= 15mm
(3) 右起第三段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为Φ196mm，齿轮的宽度为35mm，则此段的直径为D3= 45mm，长度为L3=35mm
(4)右起第四段,此处应留出60mm的距离以免齿轮打齿, 则此段的直径为D4= 50mm，长度为L4=60mm
(5) 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮Ⅲ的分度圆直径为Φ75mm，齿轮的宽度为69mm，则此段的直径为D5=75mm，长度为L5=70mm；
(6) 右起第六段,留出直径为60mm,宽为6mm的一段距离.
(7) 右起第七段，该段为滚动轴承的定位肩位置，则此段的直径为D7= 40mm，长度为L7=10mm；
(8) 右起第八段，该段为滚动轴承的安装位置，则此段的直径为D8= 35mm，长度为L8=17mm；

4.3齿轮轴Ⅲ（输出轴）的设计计算
4.3.1按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS，轴的输入功率为PⅡ=2.41kw，转速为nⅡ=51.83r/min
根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取A=118
d≥
4.3.2确定轴各段直径和长度
（1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴经过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1= 50mm， 则第一段长度L1=112mm
（2）右起第二段直径取D2= 65mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为55mm，则取第二段的长度L2=74mm
（3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型轴承，其尺寸为d×D×B=60×110×22，则该段的直径为D3=Φ60mm，长度为L3=22mm
（4）右起第四段，此处留出 D4= 65mm，长度取L4= 113mm
（5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为Φ261mm，齿轮的宽度为60mm，则此段的直径为D5=75mm，长度为L5=60mm
（6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=80mm，长度取L6= 16mm
（7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=60mm，长度L7= 22mm
4.3.3求齿轮上作用力的大小、方向
（1）大齿轮分度圆直径：d4=261mm
（2）作用在齿轮上的转矩为：T4 =4.182610 N·mm
（3）求圆周力：Ft
Ft=2T4/d4=2×4.18210 /261=3204N
（4）求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=4341×tan20°=1166N
4.3.4轴承支承反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。L1为齿轮到A轴承距离L1=154mm，L2为齿轮到B轴承的距离L2=57mm
水平面的支反力：
RAH==426.8N
RBH== Fr—RAH=1153.2N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0，那么RAV =RBV =Ft / 2= 2170.5N
轴承A总的支反力：RA==2212.06N
轴承B总的支反力：RB==2457.83N
4.3.5 弯矩图
水平面上弯矩：M=65.727N·m
垂直面上弯矩：Mv=334.257 N·m
合成弯矩：
4.3.6 转矩图
T =5.66510 N·mm
4.3.7 当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
4.3.8判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，因此剖面C为危险截面。
已知Mca=481.2Nm ,
［σ-1］=275MPa 则：
σe= Mca/W= Mca/(0.1·D43)
=481.2×1000/(0.1×603)=22.28Nm<［σ-1］
因此确定的尺寸是安全的 。
以上计算所需的图如下：

第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算
5.1 输入轴的轴承设计计算
5.1.1 初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，因此P=Fr=616N
5.1.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值
(ε=3)
5.1.3 选择轴承型号
查指导书表17-1，选择6206轴承，其材料Cr=19.5kN。
由课本p166 公式（10-4）有：

故轴承寿命很充裕，符合要求设计。

5.2输出轴的轴承设计计算
5.2.1 初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，因此P=Fr=1580N。
5.2.2 求轴承应有的径向基本额定载荷值

5.2.3 选择轴承型号
查指导书表17-1，选择6212轴承，其材料Cr=47.8kN。
由课本p166 公式（10-4）有：

故轴承寿命很充裕，符合要求设计。

第 6 章 键联接的选择及计算
6.1输入轴与联轴器联接采用平键联接
此段轴径d1=22mm,L1=58mm
查手册得，选用C型平键，得：
公称尺寸b×h=8×7 GB1096-79 L=L1-b=58-8=50mm
T=35.26N·m h=7mm
σp=2 ·T/(d·k·L)= 4 ·T/(d·h·L) 教材p236公式(13-8)
=4×35.26×1000/（22×7×50）
=18.32MPa < [σP]=110MPa [σP]查教材表13-4。
显然,故强度足够。
6.2输出轴与联轴器联接采用平键联接
轴径d2=50mm L2=84mm TⅢ=444.06N·m
GB/T1096 公称尺寸b×h=16×10
l=L2-b=84-16=68mm h=10mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×444.06×1000/（50×10×68）
=52.23 MPa < [σp] [σP]查教材表13-4
显然,故强度足够。
6.3输出轴与齿轮联接用平键联接
轴径d3=75mm L3=60mm TⅢ=418.26N·m
GB/T1096 公称尺寸b×h=22×14
l=L3-b=60-22=38mm h=14mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）=4×418.26×1000/（75×14×38）
=41.93MPa < [σp]
6.4中间轴打齿轮联接用平键联接
轴径d=45mm L=35mm T=123.82N·m
GB/T1096 公称尺寸b×h=14×9
l=L-b=35-14=21mm h=9mm
σp=4·T/（d·h·l）=4×123.82×1000/（45×9×21）
=58.23MPa < [σp]
显然,故强度足够。

第 7 章 联轴器的选择与计算
7.1 减速器与输送带联接联轴器选择
7.1.1类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。
7.1.2载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.5×444.06=666.09Nm，其中KA为工况系数，KA=1.5
7.1.3型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查指导书表19-6，选用HL4J1型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L=84mm,轴段长L1=112mm，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=4000r/m ,故符合要求。

7.2 电动机与减速器联接联轴器选择
7.2.1 类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性套柱销联轴器。
7.2.2 载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.5×26.56=39.84Nm，
其中KA为工况系数，KA=1.5
7.2.3 型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查指导书表19-5，选用TL4型弹性柱销联，其额定转矩[T]=63Nm, 许用转速[n]=5700r/m ,故符合要求。

第 8 章 密封和润滑的设计
8.1 密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则能够选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又能够将润滑油自行刮下重复自行润滑。

8.2 润滑
(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就能够决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，因此选用润滑脂润滑。这样不但密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。

第 9 章 箱体及各附件的设计
9.1 视孔盖和窥视孔
窥视孔和窥视孔盖在减速器上部能够看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
9.2 油螺塞
放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注
9.3 油标
油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
9.4 通气孔
通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。因此多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
9.5 启盖螺钉
启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也能够安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
9.6 定位销
为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是正确，销孔位置不应该对称布置。
9.7 吊钩
环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖

设计小结

经过课程设计，培养了我们综合运用机械设计课程和其它选修课程的理论和实际知识。培养了我们机械设计的基本技能和获取有关信息的能力，运用标准、规范、手册、图册和查询科技文献资料更加熟练。使我们对auto cad 有了进一步的认识，并熟练了绘图操作，掌握了绘制零件图和装配图的基本步骤。
经过编写计算说明书，清晰的把设计过程表示出来了，而且加深了对一些基本公式、表格编辑等的认识，对Word、Excel等软件的有了更加的熟悉和运用，受益匪浅。整个设计是按照通用性强，体积小，成本低的原则进行设计的。在设计时，有许多问题需要查许多的资料才能解决，零件的设计必须要按标准进行计算和设计，小到螺钉都得按要求来做。课程设计不但是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。经过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。经过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。
在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，因此在这里非常感谢帮助我的同学。
我的心得也就这么多了，总之，不论学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。另外，还得出一个结论：知识必须经过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，因此我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。
参考文献
[1] 朱东华，机械设计基础[M]，机械工业出版社， .
[2] 朱家诚，机械设计课程设计[M]，合肥工业大学出版社， .
[3] 吴宗泽等，机械设计课程设计手册[M]，高等教育出版社，
[4] 许瑛，吴晖，刘文光，机械设计课程设计[M]，北京大学出版社， .
[5] 杨黎明，机械设计简明手册[M]，国防工业出版社， .
[6] 龚溎义, 机械设计课程设计指导书（第三版）[M]，高等教育出版社，1997.
[7] 王旭，王积森，机械设计课程设计[M]，机械工业出版社， .
[8] 胡文广，段淑芬，戴良香，等.中国花生制品质量国家标准及检验方法[J]，花生学报， ，Vol.34，No.4：17-20.
[9] 中华人民共和国卫生部，中国国家标准化管理委员会.GB2716- ，食品中真菌毒素含量，北京，中国标准出版社， ，1-2.

参考文献（即引文出处）的类型以单字母方式标识：
M——专著，C——论文集，N——报纸文章，J——期刊文章，D——学位论文，R——报告，S——标准，P——专利；对于不属于上述的文献类型，采用字母“Z”标识。