機械設(shè)計課程設(shè)計說明書運輸機的蝸桿圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計指導教師：機械082學號：1.設(shè)計目的：（1）通過課程設(shè)計使學生綜合運用機械設(shè)計基礎(chǔ)課程及有關(guān)先修課程的知識，起到鞏固深化，融會貫通及擴展有關(guān)機械設(shè)計方面知識的運用，樹立正確的設(shè)計思想；（2）通過課程設(shè)計的實踐，培養(yǎng)學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的一般設(shè)計方法和步驟。（3）通過課程設(shè)計，學習運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關(guān)技術(shù)資料等，培養(yǎng)學生機械設(shè)計的基本技能。2. 設(shè)計方案：設(shè)計運輸機的蝸桿圓柱齒輪減速器；（1） 已知條件：運輸帶工作拉力f=8000n，運輸帶工作速度v=0.68m/s，卷筒直徑d=450mm.（2） 傳動裝置

2、簡圖，如下：（3） 相關(guān)情況說明工作條件：單班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較穩(wěn)定，室內(nèi)工作，清潔；使用壽命：8年，四年一大修，二年一中修，半年一小修；生產(chǎn)條件：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)力；動力來源：電力，三相交流，電壓380v；輸送帶速度允許誤差 5%。3. 設(shè)計要求：1） 減速器裝配圖1張；2） 零件圖13張；3） 設(shè)計計算說明書一份。一、電動機的選擇1. 總體傳動方案初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1所示。蝸桿圓柱齒輪減速器。傳動裝置的總效率a0.9920.800.9920.970.960.717；=0.99為軸承的效率，=0.80為蝸輪的效率，=0.99為彈性聯(lián)軸器的效率，=0.97為齒輪的效率

3、，0.96為輸送機效率。2. 電動機的選擇按工作要求和工作條件選用y系列三相籠型異步電動機，電壓為380v工作機有效功率為： pwfv10005=80000.6810000.96=5.7kw工作機所需工作功率為：=7.9kw工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：19.1k電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（1040)(36)19.1=5734584r/min因此選擇y160m-4電機其主要性能如表1所示，安裝尺寸如表2所示。表1 y160m-4型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）y132s-41114602.22.3型號habcdefgdgky132s-416025421010842110

4、1283715表2 y60m-4電動機的安裝尺寸3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1）總傳動比=76.4（2）分配傳動比=(0.030.06)76.4=3=25.54.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速 軸 ni=1460r/min 軸 niini/ i157.3 r/min 軸 niiinii/ i219r/min 卷筒軸 niv=niii=19r/min（2）各軸輸入功率軸 pip07.90.997.82 kw 軸 piipi7.820.86.26kw軸 piiipii6.260.990.976.01 kw 卷筒軸 piv= piii=6.010.990.96=5.71 kw（3

5、）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 =5.17n軸 ti=5.12 n 軸 tiitii1=104.41 n 軸 tiiitiii2=3 n卷筒軸 tiv= tiii=2.86 n表3 蝸桿圓柱齒輪傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/（nmm）轉(zhuǎn)速n/（rmin-1）電機軸7.95.171460軸7.825.121460軸6.26104.41 57.3軸6.01319卷筒軸5.712.8619二、傳動零件的設(shè)計1.齒輪的設(shè)計計算（一）高速級蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù)gb/t100851988推薦，采用漸開線蝸桿（zi）2.齒輪材料，熱處理及精度蝸桿：45鋼淬火，螺

6、旋齒面要求淬火，淬火后硬度為4555hrc蝸輪：鑄錫磷青銅zcusn10pl,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵ht100 3.按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度，傳動中心距 (1) 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩t按z=2, 估取效率渦輪=0.8，則=1467822n（2）確定載荷系數(shù)k取載荷分布不均系數(shù)k =1，選取選用系數(shù)k=1，取動載系數(shù)k=1.05，則k= kk k=1.05（3）確定彈性影響系數(shù)z=160mpa(4)確定彈性系數(shù)設(shè)蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a=0.35，因此=2.9(5)確定許用接觸應力根據(jù)蝸輪材料

7、為zcnsn10pl，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc，查得蝸輪的基本許用應力=268mpa應力循環(huán)次數(shù)n=60j nl=60157.319200=6.610壽命系數(shù)=0.7899則，=0.7899268=211.7mpa（6）計算中心距=262.99mm取中心距a270mm,i=19.7,因此，取m=10.5，蝸桿分度圓直徑d=105mm。這時d/a=0.39， 查圖1118可查得接觸系數(shù)=2.72因為, 因此，以上計算結(jié)果可用4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及尺寸（1） 蝸桿：軸向齒距p=m=3.1410.5=32.97；直徑系數(shù)q=d/m=10；齒頂圓直徑d= d+2m=105+2110.

8、5=126；齒根圓直徑= d2m(h+)=105210.5(1+0.2)=84；分度圓導程角=111836；蝸桿軸向齒厚s=m/2=16.485。(2) 蝸輪：蝸輪齒數(shù)z=41;變位系數(shù)x=-0.1032;驗算傳動比i= z/z=41/2=20.5,傳動比誤差（20.519.7）/19.7=4.06%,是允許的。蝸輪分度圓直徑d=mz=10.541=430.5蝸輪喉圓直徑 d= d+2h=430.5+210.5(10.1032)=449.3蝸桿齒根圓直徑 = d2h=430.5210.5(10.1032+0.2)=406.97蝸輪咽喉母圓半徑 r=a d/2=270449.3/2=45.355

9、.校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)z= z/(cos)=41/(cos11.31）43.48根據(jù)x=-0.1032, z=43.48 ,因此，=2.46螺旋角系數(shù)y=1=111.31/140=0.9192許用彎曲應力=由zcusn10pl制造的蝸輪的基本許用應力=56mpa壽命系數(shù)0.627=560.62735.157mpa=12mpa彎曲強度滿足。6.驗算效率=（0.950.96）tan/tan(+)已知11183611.31；=arctanf用插值法得f=0.00223、=1.2782代入得=0.855，大于原估計值，因此不用計算蝸桿速度：因此選用上置蝸桿7.熱平衡計算a=0.33(a100)

10、1.75=0.33(270100)1.75=1.8767 m取t=20c 從k=14-17.5 取k=17w/（mc） 由式（8-14） =55.57c1.214齒輪端面與內(nèi)機壁距離12機蓋肋厚8.5機座肋厚m8.5軸承端蓋外徑97，170，185軸承端蓋凸緣厚度e12，15軸承旁連接螺栓距離s179，197 表5 連接螺栓扳手空間、值和沉頭直徑表 螺栓直徑m8m10m12m16m20m24m301316182226344011141620242834沉頭座直徑202426324048603.軸的設(shè)計計算（一）i軸的設(shè)計計算1. 軸i上的功率=7.82kw, 轉(zhuǎn)速=1460r/min,轉(zhuǎn)矩=5

11、.12n，軸ii上的轉(zhuǎn)距104.412.求作用在蝸桿蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑=63，蝸輪分度圓直徑258.3而3初步確定軸的最小直徑，取=112，于是得計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取=1.3n選用lt4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000n。半聯(lián)軸器的孔徑40，故取=40,半聯(lián)軸器長度l112，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度844.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-ii軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm,=45mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=50mm,半聯(lián)軸器與軸

12、配合的孔長度=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故i-ii段的長度略短一些，現(xiàn)取=80mm2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，并根據(jù)45mm,選取32910，其尺寸，故50,而=110mm,軸肩高度h=3mm,因此=563）取蝸桿軸軸段直徑,蝸桿齒寬=79,經(jīng)磨削后79+25=104,即1414）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取=65至此已初步確定軸的各段直徑和長

13、度。（3）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按直徑查表查得平鍵截面，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角145。各軸肩處的圓角半徑取r1。5. 軸的強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則，1081n=514.3n（2） 求兩軸承的計算軸向力和對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，y是對應表13-5中的y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷c=81500n, =96500n。e=0.31，y=1.9

14、。因此可得 =284.5n=135.3n按式（1311）得 =3552.3n =135.3n因為，故x=0.40, y=1.9;, 故x=1, y=0;因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表136，=1.1。則=7899.9n=565.7n（3） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的的受力大小驗算lk=10660n(cp1)z=106601460(815007899.9)103=27286h19200h故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和

15、扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面v水平面h支反力f1081n,=514.3n,彎矩m總彎矩=160098n.mm=76161n.mm扭矩t6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變。應取，軸的計算應力為=9.28mpa已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60mpa。因此，故安全。（2） ii軸的設(shè)計計算1.軸ii上的功率，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩104.41軸iii上的功率，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩302.求作用在齒輪上的力蝸輪：小齒輪：已知大齒輪的

16、分度圓直徑2973.初步確定軸的最小直徑，取=1124軸的機構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)=50mm,選取7310b，其尺寸故 =50,（2）取安裝齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的又端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，蝸輪寬度，取其寬度為56，故取=52mm,小齒輪=106,故取=102mm,齒輪的采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm,=65mm,=40（3）為了保證蝸輪蝸桿的嚙合，取

17、為了保證斜齒的嚙合，取蝸輪端面到內(nèi)機壁的距離；為了保證斜齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=t+(5652)=63mm, =t+(106102)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。（4）軸上零件的周向定位按由表查得平鍵截面，長為，按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的（5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角245。各軸肩處的圓角半徑取r2。6. 軸的強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載

18、荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則，6748.4n1908n（2） 求兩軸承的計算軸向力和及軸上軸向力對于角接觸球軸承7310b，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，y是對應表13-5中的y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的7310b的基本額定載荷c=68200n, =48000n；e1.14。1265.7n因此可得 =7693n=2175n按式（1312）得 =7693n=6427.3n因為，故x=1, y=0；, 故x=0.35,y=0.57；因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表136，=1.1。則=7423n=4764.5n（3） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承

19、1的的受力大小驗算 故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于角接觸球軸承7310b，由手冊中查得a=47.5mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面v水平面h支反力f6748.4n,1908n，彎矩m總彎矩=266561n.mm=242133.7n.mm59777.5n.mm98273.8n.mm扭矩t6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)

20、應變。應取，軸的計算應力為=22.58mpa已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60mpa。因此，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度1判斷截面ii左右兩側(cè)為危險截面2、截面ii左側(cè) 抗彎截面系數(shù)w=0.1d=0.150=12500mm 抗扭截面系數(shù)w=0.2 d=0.250=25000 mm 截面ii左側(cè)的彎矩m為m=111579.624/52=51498.3nmm 截面ii上的扭矩t=441280nmm 截面上的彎曲應力=m/w=13.9mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力= t/ w=209000/18225=4.12mpa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=640mpa,

21、=275mpa,=155mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,d/d=55/50=1.1,經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.36軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85故有效應力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.306由尺寸系數(shù)=0.63.扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.78軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)為 k= k/+1/-1=2.99 k= k/+1/-1=1.76 碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05計算安全系數(shù)s值，則得： s=

22、/（k+）=6.62 s=/（k+）=14.93 s=（ss）/（s+ s）=6.05s=1.5故可知其安全截面ii右端 抗彎截面系數(shù)w=0.1d=0.1*55=16638mm 抗扭截面系數(shù)w=0.2 d=0.2*55=33275mm彎矩m及彎曲應力為： m=51498.3nmm =m/w=113.9mpa扭矩t及扭轉(zhuǎn)切應力為：t=441280nmm = t/ w=4.12mpa過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：k= k/+1/-1=3.25 k= k/+1/-1=2

23、.62因此，軸在截面iv右側(cè)的安全系數(shù)為： s=/（k+）=6.09 s=/（k+）=15.3 s=（ss）/（s+ s）=5.66s=1.5故該軸在截面ii右側(cè)的強度也足夠（3） iii軸的設(shè)計計算1軸iii上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩12.72求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑2973初步確定軸的最小直徑，取=112計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取=1.3n選用hl7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為6300000n。半聯(lián)軸器的孔徑70，故取=70,半聯(lián)軸器長度l142，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度1074軸的機構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1

24、）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-ii軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,d=76mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度=112mm,故i-ii段的長度略短一些，現(xiàn)取=108mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)=76,選取7016ac軸承，其尺寸故803）取安裝大齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，其寬度為100，故取=96mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=6mm,=87mm,=94）軸承端蓋的總寬度

25、為47mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=62mm5）為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內(nèi)機壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=b+=46mm, =b+(10096)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。至此已初步確定軸的各段直徑和長度。6）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按由表查得平鍵截面，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的

26、配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角245。各軸肩處的圓角半徑取r2。5精確校核軸的疲勞強度1判斷截面vii左右兩側(cè)為危險截面2、截面vii右側(cè) 抗彎截面系數(shù)w=0.1d=0.170=34300mm 抗扭截面系數(shù)w=0.2 d=0.250=68600 mm 截面vii右側(cè)的彎矩m為m=510009.7(86-48)/86=225353.13nmm 截面vii上的扭矩t=1270000nmm 截面上的彎曲應力=m/w=6.57mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力= t/ w=209000/18225=18.51mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表1

27、5-1得=640mpa,=275mpa,=155mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,d/d=75/70=1.07,經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.32軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85故有效應力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.272由尺寸系數(shù)=0.68,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.81軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)為 k= k/+1/-1=2.76 k= k/+1/-1=1.66 碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05計算

28、安全系數(shù)s值，則得： s=/（k+）=14.42 s=/（k+）=9.79 s=（ss）/（s+ s）=8.1s=1.5故可知其安全截面vii左端 抗彎截面系數(shù)w=0.1d=0.175=42188mm 抗扭截面系數(shù)w=0.2 d=0.275=84375mm彎矩m及彎曲應力為：m=225353.1nmm =m/w=5.34mpa扭矩t及扭轉(zhuǎn)切應力為：t=12700000nmm = t/ w=15mpa過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：k= k/+1/-1=3.25 k=

29、 k/+1/-1=2.62因此，軸在截面vii左側(cè)的安全系數(shù)為： s=/（k+）=15.1 s=/（k+）=7.74 s=（ss）/（s+ s）=6.97s=1.5故該軸在截面vii左側(cè)的強度也足夠。三、其他附件的選擇1視孔蓋 選用a=140mm的視孔蓋。2通氣器選用簡易通氣器m201.53油面指示器根據(jù)指導書表14.13，選用桿式油標m204油塞 根據(jù)指導書表14.14，選用m201.5型油塞和墊片5起吊裝置 根據(jù)指導書，箱蓋選用吊耳d=16mm6定位銷 根據(jù)指導書表11.30，選用銷gb/t 117-2000 a8357起蓋螺釘選用螺釘m1230四、密封與潤滑1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級蝸桿浸油深度3050mm，取深h=32mm。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 l-an22。2滾動軸承的潤滑選用脂潤滑。根據(jù)表16-4 ，選用滾動軸承脂zgn69-2。密封方法的選取由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸的軸承兩端采用凸緣式端蓋。五、總結(jié)機械設(shè)計是機電類專業(yè)的主要課程之一，它要求學生能結(jié)合課本的學習，綜合運用所學的基礎(chǔ)和技術(shù)知識，聯(lián)系生產(chǎn)實際和機器的具體工作條件，去設(shè)計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎(chǔ)課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設(shè)計工作者進行基礎(chǔ)素質(zhì)培養(yǎng)的啟蒙作用。 機械設(shè)計課程設(shè)計的過程是艱辛而又充滿