机械设计课程设计热处理车间链板式运输机的传动装置二级减速器

1、建 筑 大 学设 计 计 算 说 明 书设计题目: 机械设计运输机的传动装置二级减速器学院:机电工程学院 专业:机械 xx班xx 号设 计 者: xxx指导教师: xx2011 年9 月 5 日2012年9月26日目 录一、设计任务书 2（一）设计题目： 2（二）设计要求： 2（三）设计数据： 2（四）设计内容 2二、传动方案拟定与分析 2三、电动机的选择 3四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 4五、计算传动装置的运动，动力参数 4六、传动零件设计计算 5、 锥齿轮传动设计 5、 圆柱齿轮传动设计 9 七、减速器装配草图设计 12、 选择结构方案 12、 初绘装配草图 13、 校核低速

2、轴上的键联接，轴与轴承 15、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度 19八、联轴器的选择 21九、润滑和密封 22十、设计小结 22十一、参考资料 22机械设计课程设计二级减速器一、 设计任务书：（一）设计题目： 设计热处理车间链板式运输机的传动装置二级减速器（二）设计要求： 链板运输机由电机驱动；电机转动经传动装置带动链板式运输机的驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送原料或产品，输送机的使用寿命为5年，每日两班工作，连续运转，载荷平稳，单向转动，输送链速5%，工作效率为0.95,该机器由机械厂小批生产。（三）设计数据： 输送链拉力f=2200牛，输送链速度v=1.35m/s驱动链轮直径d=240m

3、m （四）设计内容: 1、 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。2、 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。3、 传动装置中的传动零件设计计算。4、 绘制传动装置中减速器装配图一张（a0）。5、 绘制减速器箱体（a1）,齿轮及轴的零件图各一张（a2）。6、 编写设计计算说明书一份。二、传动方案拟定与分析:1、 设计要求电动机轴与工作轴垂直，且传动比较大,同时为使传动更加平稳，齿轮强度应较高，考虑采用直齿锥齿轮-斜齿圆柱齿轮传动。2、 锥齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿轮。一般应放在高速级，以减小其直径和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高时，此时还应考虑能否达到制造精度及成本问

4、题。3、 采用闭式齿轮传动，可以得到良好的润滑与密封，更能适应在铸造车间繁重恶劣的条件下长期工作，且使用与维护方便。4、 综上所诉，所采用的系统传动方案如下图所示：计算及说明结果三、电动机的选择：1、 择电动机类型：按已知条件和要求，选用y系列一般用途的三相异步电动机。2、 择电动机的容量：pw = = = 3.126 kw8级精度锥齿轮传动效率g1 = 0.95 , 滚子轴承效率r = 0.98 , 联轴器效率c = 0.99，8级精度圆柱齿轮传动效率g2 = 0.97 , 则 = g1×g2×r 3×c 2 = 0.95×0.97×0.98

5、3×0.992 = 0.85pd = = = 3.678 kw3、 确定电动机转速：工作机轴转速为 nw = =112.2 r/min , 按机械设计课程设计指导书表2 4推荐的各级传动比范围i = 815，可见电动机转速可选范围：nd = ia×nw = (815)×112.2 = 897.61683 r/min，考虑到重量和价格，选用同步转速为1000 r/min 的y系列异步电动机y132s 6，其满载转速nm = 960 r/min 。主要机型号及主要尺寸：型号：y132m1-6，额定功率pd=4kw,满载转速nm = 960 r/min，同步转速1000

6、r/min,电动机中心高h=132mm,外伸轴直径和长度d=38mm,e=80mm.四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比：1、 传动装置总传动比：i = = 8.62、 分配传动比装置各级传动比：i = i1×i2 ， 取 i1 = 0.25i，得i1 = 2.15，i2 = =4 .五、计算传动装置的运动，动力参数：1、各轴转速：n= 960 r/min n= n/ i1= 960/2.15= 446.5 r/minn= n/ i2= 446.5/4= 112.5 r/min工作机轴：nw= n= 112.5r/min2、各轴功率：p=pd×c= 3.678

7、5;0.99= 3.641 kwp= p×r×g1= 3.641×0.98×0.95 = 3.390 kwp= p×r×g2 = 3.390×0.98×0.97 = 3.223 kw工作机轴：pw= p×r×c=3.223×0.98×0.989= 3.126 kw3、各轴转矩：电机轴：tw=9550×pw/nw=9550×3.126/122.5= 243.70 nmt=9550× p/ n= 9550×3.641/960=36.22 n

8、mt=9550× p/ n= 9550×3.390/446.5=72.570 nmt=9550× p/ n= 9550×3.223/122.5=251.262 nm工作机轴：tw=9550×pw/ nw=9550×3.126/122.5=243.70nm传动装置运动和运动参数计算结果： 轴 参数电动机轴i轴ii轴iii轴工作机轴转速n(r/min)960960446.5122.5122.5功率p（kw）3.6783.6413.3903.2233.126转矩（n.m）36.28836.2272.570251.262243.370传动比i

9、12.1541效率0.990.9220.8760.85六、传动零件设计计算：、锥齿轮传动设计：1、 择齿轮材料，热处理，精度等级：齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为220230hbs,取225hbs；大齿轮正火，齿面硬度为190200hbs，取195hbs，精度等级为8级。3、 选择齿轮齿数、齿宽系数：选z1=23，z2=i1 z1= 49。45 , 取z2= 50，u = = =2.17锥齿轮推荐齿宽系数r = 0.25 0.3 ，因齿轮悬臂布置，取r = 0.26 。4、 确定相关系数：cos1 = = = 0.9082 , 1 = 21.84ºcos2

10、 = = =0.4185，2 = 65.157º当量齿数：zv1 = = 25 zv2 = = 119当量齿轮端面重合度: = 1.88 3.2 (+) = 1.7255、 按齿面接触疲劳强度计算：设计公式 mm确定式中各项数值：因载荷平稳，转速不高，可初选载荷系数kt=1.5；t1= 9.55× p/ n =9550×3.641/960=36.22nmm ;由表9-7，选取ze=189.8， zh= 2.5， z= 0.88 由式9-12，n1=60n1jln=60×960×1×16×300×5=1.3824&#

11、215;109n2= n1/i1=5.44×108由图9-15，按允许一定点蚀，查得zn1=0.99 , zn2=1.02由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235hbs,在mq和ml线中间查取hlim1=550mpa同理，在图9-16c中查取hlim2=390mpa。由表9-8，选取shmin=1.00h1=hlim1 zn1/shmin=550×0.99/1.00 = 544.5 mpah2=hlim2 zn2/shmin=390×1.02/1.00 = 397.8 mpa取h2 = 397.8 mpa设计齿轮传动参数将确定出的各值代如接触强度设计式中得：d

12、1t = 87.06 mm = = 3.80 m/s由表9-5，查取得ka=1.00，由图9-7，查取得kv=1.22，由图9-10，查取得k=1.2，由表9-6，查取得k=1.2，则k=kakvkk=1.7568.d1 = d1t(k/kt)1/3 = 87.06×(1.7568/1.5)1/3 = 91.77 mmm = d1 /z1= 91.77×/23 = 3.99 mm选取锥齿轮大端标准模数 m = 4 6、 校核齿根弯曲疲劳强度： = = 0.25 + = 0.25 + = 0.685 由图9-19，图9-20按zv查取得yfa1 = 2.57，ysa1 = 1

13、.61yfa2 = 2.18，ysa2 = 1.81由图9-21查取得yn1= 0.88, yn2 = 0.90由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值225hbs,在ml线上查取得flim1=440mpa,同理，在图9-22b上查取得flim2=350mpa由表9-8，选取sfmin=1.25f1=flim1 yn1/sfmin= 309.76 mpaf2=flim2 yn1/shmin= 252 mpa将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得：= = 55.6mpa < f1= =53.6 mpa < f2齿根弯曲疲劳强度足够。7、 确定锥齿轮传动的主要几何参数：d1 = m z1

14、= 4×23 = 92 mm ， d2 = m z2= 4×50 = 200 mmr = = = 110.07 mmb = = 0.26×110.07 = 28.62 mm取齿宽 b1 = b2 = 29mm df1 = d1 - 2 hf cos1 = 92 - 2×1.2×4×0.9082 = 83.28 mm df2 = d2 - 2 hf cos2 = 200 - 2×1.2×4×0.4185 = 195.98mm da1 = d1 + 2 ha cos1 =92 + 2×4×

15、0.9082= 99.27 mm da2 = d2 + 2 ha cos2 = 200 + 2×4×0.4185 = 203.35 mm、圆柱齿轮传动设计：1、 选择齿轮材料，热处理，精度等级： 齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为230 240hbs,取235hbs；大齿轮正火，齿面硬度为190 200hbs，取195hbs，精度等级为8级。2、 选取齿轮齿数和螺旋角： 闭式软齿面齿轮传动，z3可多选些，初选z1=27，z2= i2z1 = 108 ，传动比i2 = 108/27 = 4，初选 = 15º。3、 按齿面接触疲劳强度设计：

16、对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。 设计公式 mm 确定式中各项数值：因载荷有中等冲击，可初选载荷系数kt=1.5t1 = 9.55× p/ n = 72507 nmm ;由表9-10，选取 d = 0.9由表9-7， 选取ze = 189.8由图9-14，选取zh = 2.42 = 1.88 3.2( + ) cos = 1.88 3.2×( + )×cos15º = 1.673 = 0.318d z1 tg = 0.318×0.9×27×tg 15º=

17、2.07由图9-13，查得z= 0.77，z = 0.98n1 = 60n2 j ln = 60×446.5×1×16×300×5= 6.4296×108 n2= n1/i2 = 1.6074×108由图9-15，按允许一定点蚀，查得zn1= 1.03 , zn2=1.13 ;由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235hbs,在mq和ml线中间查取hlim1=540mpa同理，在图9-16c中查取hlim2=390mpa,由表9-8，选取shmin = 1.00 h1 = hlim1 zn1/shmin = 556.2mp

18、ah2 = hlim2 zn2/shmin = 440.7 mpa取h2 = 440.7 mpa设计齿轮传动参数将确定出的各值代如接触强度设计式中得：d1t = 57.17 mmv = = 1.336 m/s由表9-5， 查取得 ka=1.0由图9-7， 查取得 kv=1.1由图9-10，查取得 k=1.08由表9-6， 查取得 k=1.2则 k = ka kv k k = 1.4256d1 = d1t (k / kt) 1/3 = 56.2mmmn = d1 cos / z3= 2.01 mm由表9-1，选取第一系列标准模数mn = 2mm齿轮主要尺寸：a=mn ( z1+z2 )/ 2 c

19、os = 139.76 mm取其中心距a = 140 mm , 则 = arcos mn ( z1+ z2 ) /2a = 14.30ºd1= mn z1 / cos = 56.00 mmd2= mn z2 / cos = 224.00 mmb = d d3 = 50.4 mm取b2 = 52mm , b1 = 56 mm4、 校核齿根弯曲疲劳强度： = 计算当量齿轮端面重合度 n = / cos 2 bt = arctg ( tgn/cos )= 20.6ºcos b = cosn / cos t= 0.969n= / cos 2 b = 1.64 / 0.969 2=

20、1.782y = 0.25 + 0.75 / n = 0.25 + 0.75 / 1.782= 0.671由图9-28，查取得y = 0.87zv1 = z1 / cos 3 = 30zv2 = z2 / cos 3 = 120由图9-19，图9-20按zv查取得yfa1 = 2.53，ysa2 = 1.62yfa1 = 2.18，ysa2 = 1.81由图9-21查取得yn1 = 0.89 ， yn2 = 0.92由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值235hbs ，在ml线上查取得flim1= 340 mpa，同理，在图9-22b上查取得 flim2 = 310 mpa。由表9-8，选取sf

21、min= 1.25f1= flim1 yn1 / sfmin = 242.08 mpaf2= flim2 yn2 / shmin = 228.16 mpa将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得： = = 84.93mpa < f1 = = = 80.95mpa < f2齿根弯曲疲劳强度足够。 七、减速器装配草图设计：、选择结构方案：1、 减速器箱体的结构：铸造的卧式剖分箱体2、 轴承类型及润滑方式：齿轮脂润滑，轴承采用角接触滚子球轴承，由于第二级级齿轮的圆周速度v2m/s时，轴承采用脂润滑。3、 轴承盖的结构形式：凸缘式轴承盖4、 轴承组合结构方案：两端固定式5、 铸造减速器机体

22、主要结构尺寸：机座壁厚： = 10 mm， 机盖壁厚：1 = 10 mm，机座凸缘厚度：b=15mm， 机盖凸缘厚度b1= 15 mm， 机座底凸缘厚度：b2=25mm， 地脚螺钉直径：df=16mm， 地脚螺钉数目：n=4,轴承旁连接螺栓直径：d1=12mm， 盖与座连接螺栓直径：d2= 10mm， 连接螺栓间距：l150 200mm, 轴承端盖螺钉直径：d3= 8mm, 窥视孔盖螺钉直径：d4=6mm, 定位销直径：d=8mm， df，d1，d2至外和内机壁距离：cf1=22mm ， c11 = 18mm， c21=16mm ，d1、d2 至凸缘边缘距离： c12=16 mm， c22=1

23、4mm， 轴承旁凸台半径 r1=16mm，h待定， 大齿轮顶圆与内机壁距离：1=10mm， 齿轮端面与内机壁距离：2=10mm，机座肋厚：m1=10mm， 机盖肋厚m=10mm， 轴承端盖外径及轴承旁连接螺栓距离：s=d2=122mm，s=d2=102mm，、初绘装配草图：1、 初估轴径：设计公式为 d mm轴：取c = 112 ，dmin = = 17.47 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为17.994mm，圆整为20mm d1 = 27 mm ， d2 = d4 =30 mm， d3 = 36mm ， d5 = 22 mm . 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度

24、及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。 轴：取c=112，dmin = = 22.01 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为22.67 mm，圆整为35 mm d1 = d3 42 mm， d2 = 50 mm, d4 =35 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。轴：取c=112，dmin = = 33.31mm 由于这段轴上有键，增大3%，为34.27 mm，圆整为35 mm d1 = 40mm ， d2 = d6 =45 mm， d3 = 52 mm ， d4 = 58mm， d5 = 48mm . 轴

25、向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。2、 各轴简图及尺寸见下图： 轴轴轴 其他轴向尺寸根据箱体尺寸确定。由上图可知，轴选择7206c型轴承，轴选择7207c型轴承，轴选择7209c型轴承。、校核第三根轴的键联接，轴与轴承：1、 轴的强度校核计算：、输出轴的功率为 p3 =3.223 kw ;、输出轴的转速为 n3 = 122.5 r/m ;、输出轴的扭矩为 t3 = 251262 nmm2、 作用在齿轮上的力为：d2 = = = 224 mm = = 2243.4 nfr =ft*tgn/cos=846.8nfa=ft*t

26、g=616.2n4、 求轴上的支反力及力矩：轴的结构设计如图 ( a ) ， 轴的弯矩矩图如图( b )图 ( a )由所确定的内力图（b）可确定出简支梁的支承距离:l1 = 72.3 mm , l2 = 119.3 mm , l3 =80mm据此求出齿轮所在的截面b的mh，mv,m及mca的值：水平方向的受力情况：由 可得rh1=1396.9 rh2=ft-rh1=2243.4-1396.9=846.5nmh=rh1*l1=1396.9*72.3=100995.87n.mm垂直平面上的受力情况：rv1=167.1， rv2=fr-rv1=846.8-167.1=679.7 n.mmmv1=r

27、v1*l1=167.1*72.3=12081.33 n.mmmv2=rv2*l2=679.7*119.3=81088.21 n.mm 合成弯矩：m1=101715.9 n.mm，m2=12920.13 n.mm 图（b）扭矩：t = 251262 nmm当量弯矩：mca1=m1=101715.8 n.mm mca2=198754.1 n.mm 5、 按弯扭合成应力校核轴的强度： 校核危险截面b的强度：< -1bmpa前已选定轴的材料为45号钢，调制处理，由表11-1查得-1b=60mpa,因为ca = 14.38 n/mm2 -1b = 60 n/mm2，故安全。6、 精确校核轴的疲劳强

28、度：1）.判断危险截面截面d，c只受扭矩作用，且轴各段直径变化不太大，所以均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面，处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载情况看，截面b上mca2最大，但应力集中不大，故截面b也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此该轴只需校核截面即可。由于58轴段直径较大，古仅校核截面左侧面就可以了。 2）.计算安全系数 截面左侧面抗弯截面模量w = 0.1d3 = 11059.2 mm3抗扭截面模量 wt = 0.2d3 = 22118.4mm3作用于截面上弯矩m为m = 129520.13×(119.5-26)/119.

29、5 = 101292.8nmm作用于截面上扭矩为 t = 251262 nmm截面上的弯曲应力为 b= m / w = 101292.8 / 11059.2 = 9.16 n/mm2截面上的扭转剪应力为tt = t /wt = 251262/ 22118.4 = 11.36 n/mm2轴的材料为45号钢，调质处理，由表11-1查得b=640mpa， -1=275mpa，t-1=155mpa，截面左侧由于轴肩圆角形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因r / d = 2.5 / 48 = 0.052，d / d = 58 / 48 = 1.21，于是由表3-2，按r / d = 0.04及d

30、 / d = 1.2，经内插后可查得： = 1.996， = 1.594又由附图3-1可得轴材料的敏性系数为q = 0.82，q = 0.85故有效应力集中系数为k=1+ q(-1)=1+ 0.82×(1.996-1) = 1.8167k =1+ q(-1) =1+ 0.85×(1.594-1) = 1.5049由附图3-2得尺寸系数 =0.73；由附图3-3得尺寸系数 = 0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 = = 0.92轴未经表面强化处理，即 q = 1，按下式计算可得综合影响系数值为k = ( k / + 1 / -1 ) 1 / q = (1.81

31、67 / 0.73+1 / 0.92-1 )×1 = 2.58k = ( k / + 1 / -1 ) 1 / q = (1.5049 / 0.85+1 /0.92 -1)×1 =1.8574截面左侧附近由于过盈配合引起的应力集中系数按附表3-8用插入法求得为k / = k / = 3.471故得综合影响系数值为k = ( k / +1 / -1 ) 1 / q = (3.471+1 / 0.92-1)×1 = 3.5039k = ( k / +1 / -1 ) 1 / q = (3.471+1 / 0.92-1)×1 = 3.5039取kk中的较大值，

32、所以取k=3.5039 ，k=3.5039，故轴截面左侧的计算安全系数sca值可按下式计算得:=801754 sca=5.5969>=1.5截面右侧轴径较粗，因此不必进行强度较核，故该轴在截面的强度足够。、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度：1、 校核滚动轴承的寿命：、计算轴承承受的径向载荷r1和r2 r1=1406.86 r2=1085.61、计算轴承的轴向载荷a1和a2查设计手册（gb/t 292-93）,7209c轴承的c = 29.8 kn，c0 = 23.8 kn对于70000c型轴承，按表12-14，轴承内部派生轴向力s=e r,其中e为表12-12中的判断系数，其值由a/c0

33、的大小来确定，但现由于轴承轴向力a未知，故先估取e=0.4,因此可估算，s1=0.4r1= 0.4×1406.86 =562.74 ns2=0.4r2 = 0.4×1085.61 = 434.24 n因为s1 + fa = 562.74 +616.2 = 1178.94 > s2 = 434.24 n所以轴承2压紧，轴承1放松。故a1= s1= 562.74na2= s1+ fa = 1178.94 na1/ c0 = 562.74/ 23800 = 0.02364a2/ c0 = 1178.94 / 23800 = 0.04953由表12-12线性插值得e1 = 0

34、.393， e2 = 0.42，再计算所以：s1=e1*r1=0.393*1406.86=552.89n s2=e2*r2=0.42*1085.61=455.96n同理：由轴向载荷判断比较可知轴承2“压紧”，轴承1“放松”故：a1= s1 = 522.89 n a2 = s1+fa = 1169.09 na1/c0=522.89/23800=0.02323 a2/c0=1169.09/23800=0.04912、计算轴承的当量动载荷p1和p2 因为a1 / r1= e1= 0.393=e1a2 / r2 = 1.0769 > e2=0.42由表12-12可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为

35、对于轴承1 x1=1，y1= 0对于轴承2 x2 = 0.44， y2= 1.331 因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表12-13，fp=1.21.8，取fp = 1.5 p1= fp (x1 r1+ y1 a1) = 1.1 ( 1×1406.86 + 0) = 1547.55 np2= fp (x2 r2+ y2 a2) = 1.1 ( 0.44×1085.61 + 1.331×1169.09 ) = 2237.1 n、计算轴承寿命因为p2 p1该对轴承的最短寿命为=321592>5×300×16=24000h所以该轴承寿命为32159

36、2h 。2、 校核键联结的强度：1)、选择键联接的类型和尺寸一般八级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。根据d =48 mm从标准中查得键的截面尺寸为：宽度b = 14 mm，高度h =9 mm，油轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l = 40 mm(比轮毂宽度小些)。2)、校核键联接的强度键，轴和轮毂的材料都是钢，由表5-1查得许用挤压应力为100120mpa，取其平均值为110mpa，键的工作长度l = l-b = 40-14= 26 mm，键与轮毂槽的接触高度k = 0.5 h = 0.5×9 = 4.5 mm，由式（5-

37、1）可得可见联接的挤压强度满足。同理：校核第二根轴轴上的键联接强度，查得键的尺寸：b=12,h=8,l=36取 键的工作长度l = l-b = 36-12= 24 mm，键与轮毂槽的接触高度k = 0.5 h = 0.5×8= 4 mm，由式（5-1）可得可见联接的挤压强度满足。校核第一根轴轴上的键联接强度，查得键的尺寸：b=8,h=7,l=24取 键的工作长度l = l-b = 24-8= 16 mm，键与轮毂槽的接触高度k = 0.5 h = 0.5×7= 3.5 mm，由式（5-1）可得可见联接的挤压强度满足。八、联轴器的选择：1、 低速轴末端对外接联轴器，该轴功率p

38、 = 3.223 kw，转速n = 122.5 r / min，轴端直径为35 mm。2、 类型选择为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销联轴器。3、 载荷计算公称转矩t = 251.262 nm由表14-1查得ka = 1.5，故由式（14-3）得计算转矩为tca = ka t = 1.5×251.262 = 376.893 nm4、 型号选择从gb5014-85中查得hl3型弹性柱销联轴器的许用转矩为630 nm，许用最大转速为5000r/min，轴径为3048 mm，故合用。九、润滑和密封：闭式减速器中传动件常采用油浴润滑，轴承一般采用滚子轴承，因v2m/s, 实现油润滑比较困难，轴

39、承应采用脂润滑。上下箱盖之间用水玻璃密封。因齿面应力小于350500n/mm2，对一般齿轮采用中负荷工业齿轮油（gb5903-87）, 选n100。工作温度在-10110。c的一般中负荷机械设备轴承润滑，选用钠基润滑脂（gb492-89）, 选zn2。十、设计小结： 机械设计课程设计是重要的实践性环节，是对机械设计课程所学知识的一次具体的应用和实践，这对于我们增强对于所学知识，方法的实际应用能力很有帮助。通过这次课程设计，使我对于实际生产中的设计计算过程有了一个更加形象，生动和鲜明的了解和体会。在这个过程中锻炼了我通过各种手段解决问题的能力，同时锻炼了我们应用和查阅各种设计资料进行设计的能力。由于在这次设计过程中应用了计算机辅助设计，使我对例如catia，cad等工程软件的了解应用水平有了很大的提高，这对于我来说是一次十分难得的机会，很有助于我们将来在实际工作中的应用。我也体会到了应用计算机辅助设计的优点，增强了我学习工程软件的兴趣。总之，这次课程设计使我在各方面都有了新的提高。 非常感谢曾老师的辛勤指导和不厌其烦的教诲！也感谢学校为我们提供的这次难得的锻炼机会。十一、参考资料：1、 寇尊权主编，机械设计课程设计，长春：吉林科学技术出版社，19992、 谭庆昌，赵洪志，曾平主编，机械设计，长春：吉林科学技术出版社，19993 、侯洪生主编，机械工程图