一级圆锥齿轮减速器课程设计说明书

机 械 设 计

课程设计说明书

设计题目： 带式运输机传动装置的设计 课程名称： 一级圆锥齿轮减速器 院 系： 机电工程学院

专业班级： 机械制造及其自动化（高分子方向） 学生姓名： 明伟程 学 号： 1005090222 指导教师： 王宪伦

目录

任务书 4

一、电动机的选择 4

二、计算总传动比和分配各级传动比 6 三、运动参数及动力参数计算 6 四、传动零件的设计计算 8 五、轴的设计计算及轴承的设计 六、减速器结构设计 26

七、键联接的选择及校核计算 30 八、联轴器的设计 31 九、密封和润滑的设计 33 十、设计小结 34 参考资料 34

设计任务：

设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器：已知运输带工作拉力F=6.5KN，运输带工作速度V=1.2m/s，卷筒直径D=400mm。（工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，灰尘较大，环境最高温度35 0C使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年，一般机械厂制造，小（大）批量生产，运输带速度允许误差5%）。 传动方案（已给定）：

14

运输带

F V

联轴器

电动机

计算过程及计算说明

一、电动机选择

电动机类型的选择： 选择Y系列三相异步交流电动机，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，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 电动机功率

传动装置的总效率：

由电动机至运输带的转动总功率为

1234i

总式中：1，2，取

233，4，i分别为开式齿轮，闭式齿轮，联轴器，轴承,轴承和卷筒效率。

20.95

30.99

10.95 40.99

i=0.96则

总0.950.950.9920.9930.960.824

电机所需的工作功率：

Pd

FV65001.29.37KW1000总10000.824

确定电动机的转速

计算滚筒工作转速：

n滚筒601000VD6010001.257.3r/min450

按书2表1-8锥齿轮单级传动比i1不大于3，开式圆柱齿轮传动比不大于8；且

由书2 p196得圆锥-圆柱齿轮减速器传动比 i1=0.25i2。总传动比最大值ia小于16。故电动机转速的可选范围为小于nd′=ia′×n滚筒=16×57.3=916.8r/min。

符合这一范围的同步转速有750r/min。根据容量和转速，由有关手册查适用的电动机型号。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择型号为Y180L-8的电动机，其主要性能如表一：

型号 Y180L-8 额定功率 （kw） 满载转速 （r/min） 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 2.0 质量 （kg） 11 730 1.7 184 电动机外形和安装尺寸如下：

分配各级传动比

i总 总传动比：

n电动机73012.74n滚筒57.3

i总=i开×i闭 i闭=i开×0.25

i总=i开×i闭=12.74

(1) 锥齿轮，取齿轮i闭=1.8

(2) ∵i总=i开×i闭

i开 ∴

i总12.747.1i闭1.8

运动参数及动力参数计算 计算各轴转速（r/min）

n2Ⅱ轴：

n电机730405.56r/mini闭1.8

n3 卷筒轴：

n2405.5671.2r/mini开7.1

2、计算各轴的输入功率（KW）

Ⅰ轴： PPd39.370.999.28KW Ⅱ轴：

PP249.280.950.998.72KW

Ⅲ轴:

PP438.720.990.998.55KW 卷筒轴：PIVP18.550.958.12KW 3、各轴输入转矩（N·m）

电动机轴输出转矩为：

Td

9550Pdnm95509.3712.26Nm730

Ⅰ轴：T1Td3122.60.99121.4Nm

轴：TTi142121.41.80.990.95205.48Nm

Ⅲ轴：T Ш= TⅡ43=205.48×0.99×0.99=201.39N·m

TIVT1i24=201.39×0.95×7.1×0.99=1344.83N· 滚筒轴输入轴转矩：m

4、计算各轴的输出功率：

由Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率： 故： PP49.280.999.18KW

,PP48.720.998.63KW

 PP48.550.998.46KW 5、计算各轴的输出转矩：

由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T1T14121.40.99120.18Nm

,,,TT4205.480.99203.42Nm

 TT4201.390.99199.37Nm

,, 综合以上数据，得表三如下： 轴名 电动机轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 卷筒轴 效率P（kw） 输入 9.28 8.72 8.55 8.12 输出 9.37 9.18 8.63 8.46 7.79 转矩T（N·m） 输入 121.4 205.48 201.39 1344.83 输出 122.6 120.18 203.42 199.37 1291 转速n 传动r/min 比 i 730 730 405.55 405.55 57.2 1.8 7.1 1.0 四、传动零件的设计计算 1、闭式齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级

机器为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10098-88）考虑减速器传递功率不大，所以锥齿轮采用软齿面，选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。 直齿轮因存在磨粒磨损选用45钢表面淬火，齿面硬度450HBS。 锥齿轮：根据书1表6.2可得：

KA1.25 ，根据P145可得 KV1.1 K1 ，

K1.3

；

KKAKVKK1.251.111.31.7875由教材P135图6.12查得节点区域系数ZH，P136表6.3得材料系数ZE，各数据如下：

ZH2.4,ZE1.8,R0.3书3 p35

(2)因为是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计 查图P138 6.14b可知：H则应力循环次数：

9N60njL6073018163001.681011h

lim1600MPa,Flim230MPa ；

N11.68109N29.34108i11.8

又查图可知：ZN11，由表6.5知SHmin=1.3 则：

HP1

Hlim1ZN16001461.53MPaSHlim11.3

（3）、计算小齿轮最小直径.

d13ZEZH2R10.5RuHP4.7KT1

136.09mm (4)、由书3 p35得

52zci2

6d244.301，其中c=14，d2=i1d1取45

那么z1=25。m=5.5，d1=137.5，d2=247.5

（5）、校核齿轮弯曲疲劳强度 查表可知：

Flim1230MPa; YFa12.8Ysa11.55；

Y2.45，YFa22.13，Ysa11.65，Ysa2 根据z1、z2查表取：Fa1Y0.75，Y0.9

又d183.59mm

1.85，

F1

R10.5Rzm2214KT13FP

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。

（6）、数据整理 名称 齿数 模数 传动比 分度圆锥度 符公式 号 直齿圆锥小齿轮 25 5.5 1.8 12903 。290-1 i，直齿圆锥大齿轮 45 z z m m i i  1arctgdmz *haham 6057 247.5 5.5 分度圆直径 d 137.5 5.5 齿顶高 ha 齿根高 hf 6.875 *hf(hac*)m6.875 h hhahf12.375 12.375 齿顶圆直径 da *da1d12hamcos1147.12(大端) 252.83（大端） ， ， 17.28 8. 8. 0.8 141.57 17.28 8. 8. 0.8 141.57 125.47 240.83 *da2d22hamcos2齿根圆直径 df df1d12h*fmcos1df2d22h*fmcos2pm 2 me2 cc*m 齿距 齿厚 齿槽宽 顶隙 锥距 p s e c R smR12d12d22 ， 齿顶角 aa2f1a1f2 247 247 齿根角 f f1f2arctghfRa11a1a22a2 247  247

齿顶圆锥角 a ，31。50 63。44 齿根圆锥角 f f11f1f22f2 ，2616 5810 齿宽 b bRR 42.5 42.5 2、开式齿轮的设计

（1）开式齿轮传递功率较大，所以齿轮采用硬齿面。大，小齿轮均选用45钢淬火，齿面硬度为58~62HRC。用圆柱直齿轮。

K1.35K1.2查取书1表6.2可得：KA1.25 ，KV1.1 ， ，；

KKAKVKK1.251.11.21.352.2275。

（2）按齿根弯曲疲劳强度设计

查表得，YFa1=2.8, Ysa1=1.55,Ysa2=,取Yε=0.7，d0.3

m32KT1YFaYsaY2Fpdz1

考虑齿面磨损模数加大10%：m=2.99 取m=3 名称 齿数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 标准中心距 齿宽 符号 z d ha hf da df a b 公式 z d=mz ha=ha*m hf=(ha*+c*)m da=d+2ha df=d-2hf a=m(z1+z2)/2 b=dd 齿1 20 60 3 3.75 66 52.5 243 18 齿2 142 426 3 3.75 432 418.5 2.718mm 五、轴的设计计算

《一》输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度250HBS

根据教材P232表11.3，取C=110 由式（11.2）

dC3

P110n39.3725.75mm730

考虑有键槽，将直径增大5%，则

选d=27.04mm

2、确定轴各段直径和长度

（1）从联轴器开始左起第一段，联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表取KA=1.3 则 Tca=1.3×121400=157820 N·mm

选用弹性柱销联轴器，型号为LX2，其公称转矩为560000 N·mm

半联轴器的孔径d1=28mm，故取D1=Φ28mm，查表得联轴器轴孔长度选用 L=62，L1 =44mm。

（2）左起第二段取D2=34mm。 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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=50mm （3）左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，（轴承有相当的轴向力），选用30207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为为

D3=Φ35mm，长度

L3=16mm。

④左起第四段选用轴肩定位da=42，即D4=42mm, 由书上公式要求得：

l412.5d3l370.5mm,取l4176mm，根据齿轮与内壁的距离要求，取 l4216mm，取轴段长度为L4L41L42=60mm。

⑤左起第五段同第三段D5=Φ35mm 长度为L5=17mm。 ⑥左起第六段取

D6=Φ34mm，长度取L6=16mm。

○7左起第七段为齿轮轴段，齿轮宽为L=1.1d=30.8mm取31mm，为了保证定位的可靠性，

D7=28mm,取轴段长度为L730mm

3、键、倒角

为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面bh8mm7mm 书2表4-1，键槽用键槽铣刀加工，长为l’1=32mm,l’2=25 书2表4-2。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。由各标准件及轴尺寸得：取轴端倒角为2×45°轴肩处的圆角半径R=1 4、求轴上的载荷及其校核

根据轴的结构图，做出轴的计算简图：

（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。 轴承1和轴承2之间的距离为78mm，轴承2和锥齿轮间的距离为54mm

（1）计算作用在齿轮上的力 圆锥小齿轮

bdm110.5d1137.5mmR

cos1210.87

Ft2TIdm12056.32N

Fr1Fttancos12056.32tan20cos1654.28N Fa1Fttansin12056.32tan20sin1363.42N

圆锥大齿轮

Fr2Fa1363.42N

Fa2Fr1654.28N

（2）求作用在轴上的支反力

FN1-132.N,FN2786.92N FH11423.6N,FH23479.92N

F所以1径向FN21FH211430N

F所以2径向FN22FH223566N

（3）、校核轴承寿命：

查书2表6-7得30207型圆锥滚子轴承参数Cr54200N,C0r63500N 查书1表8.6得

fp1.0

(4)、计算轴承所承受的轴向载荷

因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由表8.7得S=R/2y 、S1446N,S21114 S2FaS1 ，由此可得

A1S1Fa809N,A2S21114N

1）计算当量动负荷

轴承1：由表6-7，用线性插值法可求得：e10.37

A1F1径向8090.56e11430

AeF由e1查书2表6-7：rPrFr;AeY1.6Fr，由此可得

P1fp0.4F1经向1.6A11866N轴承2： e20.37

A2F2径向0.3125e2

P2fpPr23566N2）轴承寿命

Lh计算

1P2,所以按轴承2计算轴承的寿命 因为PLh10660nCP21066073054200356680132000h

3所选轴承20207圆锥滚子轴承合格

（5）做弯矩

根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图由图可知弯矩最大在轴承2点

Mv10346Nmm

MH111041Nmm

MMV2MH2111521.94Nmm

（6）扭矩

扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成T,的含义见前面，并且取0.6 (7)作出计算弯矩图

根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图

Mca，

Mca的计算公式为

McaM2T2

2McaM2T1111521.9420.6121.41000133201Nmm2

¡¤mm

¡¤mm

(8)、校核轴的强度

只需校核轴上最大弯矩截面的强度：

caMca113320149.33MPa160MPa3W0.130，故安全。

《二》、减速器低速轴II的计算

1.求输出轴上的功率P2，转速n2和转矩T2 由前面的计算可得

P28.72KW n2405.55r/min T2205.48Nm

2.初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取C110于是得

dminC3P230.058mmn2考虑键槽的影响直径增大5%取dmin32

同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：

取K=1.3,TcaKAT21.3205.48159.38Nm 选用弹性柱销联轴器，型号为LX2，其公称转矩为560000 N·mm 半联轴器的孔径d1=32mm，查表得联轴器轴孔长度选用 L=82，L1 =60mm。

3、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：

（1）由联轴器尺寸确定

由联轴器的毂孔长度L 和直径d及相关要求，可确定

d132mm,l158mm

（2）左起第二段取D2=38mm。 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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=50mm （3）初步选择滚动轴承。

轴承同时承载径向力和轴向力，选用圆锥滚子轴承，（轴承有相当的轴向力），选用30208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18。

套筒的长取8+12=20mm，为了利于固定，一般取3比（b+20）小1mm（如图3所示），故可确定d340mm,l337mm。 （4）取d442mm 取l41.1d446.2mml取45mm

（5）轴肩定位，则d5d4648mm 取 l52Rbcos2l412153mm。 （6）取d6d3l618117。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度 4、轴上的零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面

bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm（标准键长见

GB/T 10961079）。

为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面bh10mm8mm (GB/T10962003)， 键槽用键槽铣刀加

工，长为36mm（标准键长见GB/T10962003）。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴 的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 5、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为245，除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1，如图：

6、求轴上的载荷

根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图

（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。 轴承1和轴承2之间的距离为210mm，轴承2和锥齿轮间的距离为153mm 大锥齿轮：

FtFt12056.32N Fa2Fr1654.28N

Fr1Fa1363.42N

Fv1591.N,Fv2-228.47N FH11497.94N,FH2558.06N

F所以1径向2FV21FH11610N

F所以2径向FV22FH22602.78N

7、校核轴承寿命：

查书2表6-7得30208型圆锥滚子轴承参数Cr63000N,C0r74000N 查书1表8.6得

fp1.0

因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由表8.7得S=R/2y 、S1503,S2188 S2FaS1 ，由此可得

A2S2188N,A1S2Fa842N

计算当量动负荷

轴承1： 由表6-7，用线性插值法可求得：e10.37

A1F1径向0.52e1

AeFe由1查书2表6-7：rPrFr;AeY1.6Fr，由此可得

P1fp0.4F1经向1.6A11991N轴承2： e20.37

A2F2径向

e2

P2fpFr2602Lh计算

（2）轴承寿命

因为P1P2,所以按轴承1计算轴承的寿命

6300010C106Lh199187277732000h60nP604051

所选轴承20208圆锥滚子轴承合格

8、做弯矩图

根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图由图可知弯矩最大在齿轮点

63Mv34884Nmm

MH85329Nmm

MMV2MH292148Nmm

9、扭矩

扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成T,的含义见前面，并且取0.6 10、作出计算弯矩图

根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图

Mca，

Mca的计算公式为

McaM2T

2Mca

M2T129214820.6205.481000153688Nmm2

¡¤

mm

¡¤

mm

11、校核轴的强度

只需校核轴上最大弯矩截面的强度：

ca

Mca115368846.9MPa160MPa3W0.132，故安全

减速器结构设计

窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以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。 2、 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。 3、 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。

4、 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。所以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。

5、 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。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，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。

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。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。

7、 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。

8、 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。

9、 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1，d2至外箱壁距离 df，d2至凸缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承底座端面距离 铸造过渡尺寸 符号 δ δ b1 b b2 df n d1 d2 l d3 d4 d C1 C2 R1 h l1 x、y 减速器型式及尺寸关系 8 8 12 12 20 12 4 10 6 8 6 5 18 16 16 30 40 3、15 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 Δ1 Δ2 m1、m D2 12 12 8、8 120 120 s 轴承旁连接螺栓距离

七、键联接的选择及校核计算 1、联轴器与I（输入）轴的联接 轴径d1=28mm,L1=32mm 查手册P53选用A型平键，得： GB/T 1096 键 8×7×32 (A型） 根据教材P77（3.1）式得

p4T1dhlp(110MPa)

2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接

轴径d2=28mm, L2=25mm GB/T 1096 键 8×7×25 (A型） 根据教材P77（3.1）式得

p4T1dhlp(110MPa)

3、（1）输出轴与悬臂平键联接

轴径d3=32mm , L3=45mm

查手册P53 选用两个单圆头普通平键（A型），对称布置，得： GB/T 1096 键 10×8×45 根据教材1P77（3.1）式得

p4T2p(110MPa)1.5dhl

（2）输出轴与齿轮2之间的联接

轴径d4=42mm , L4=36mm 查手册P53 选用A型平键，得： GB/T 1096 键 10×8×36(A型） 根据教材P77（3.1）式得

p4T2dhlp(110MPa)

八、联轴器的设计 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。 2、载荷计算

计算转矩查表取KA=1.3，则：

Tca2KAT261.12Nmm,

TCa1=KA×T1 =157.82Nm

3、型号选择

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB/T 5014—2003：轴1选用LX2型梅花型弹性联轴器，其额定转矩[T]=560N.m, 许用转速[n]=6300r/min ,半联轴器的孔径d1=28mm，轴孔长度为L=44mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm，故符合要求。 轴2选用LX2型梅花型弹性联轴器，其额定转矩[T]=560N.m, 许用转速[n]=6300r/min ,半联轴器的孔径d1=32mm，轴孔长度为L=60mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为58mm，故符合要求。

九、密封和润滑的设计 1. 密封

由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。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，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 2. 润滑

（1）对于闭式齿轮来说，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，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量

V0=0.35~0.7m3。

（2）对于开式齿轮来说，由于齿轮的的圆周速度v=0.m/s,可以采用油脂润滑或者粘度相对较高的油。因为其传动件圆周线速度很小，不会将油脂或高粘度油甩出，从而造成齿轮的氧化和磨损。

（3）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，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。

设计总结

机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节；通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展；学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程；进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

十一、参考资料

机械设计（武汉理工大学出版社）—手册1； 机械设计课程设计指导书（第二版）—手册2； 机械设计课程设计设计手册（第三版）——手册3；