机械设计课程设计-带式运输机传动装置的减速器设计(33页).docx

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1、-机械设计课程设计-带式运输机传动装置的减速器设计-第 31 页武汉工程大学 机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输机传动装置的设计 专业班级： 机械中美 学生学号： 1403190666 学生姓名： 学生成绩： 指导教师： 秦襄培 课题工作时间： 2016-12-12 至 2015-12-30 武汉工程大学教务处 目录第一章 传动方案的选择及拟定.1第二章 电动机的选择及计算.6第三章 运动和动力参数计算.8第四章 V带传动的设计计算.8第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算.11第六章 减速器轴的结构设计.21第七章 键连接的选择及校核.32第八章 滚动轴承的选型及寿命计算.34第九章 联轴器

2、的选择及校核.36第十章 箱体及附件的结构设计和计算.37第十一章 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.43第十二章 设计总结.45参考文献第一章 传动方案的选择及拟定1.1 课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿

3、命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。图1-11.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的输出转矩：T=380m；运输带的工作速度：v=0.85m/s；鼓轮直径：D=350mm；使用寿命：8年，大修期限3年，每日两班制工作。1.3 课程设计的工作条件设计要求： 误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动；制造情况：小批量生产。1.4

4、确定传动方案根据题目要求选择传动装置由电动机、减速器、工作机组成，电动机和减速器之间用带传动连接。减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。第二章 电动机的选择及计算.2.1传动装置的总效率：=12345678=0.96*0.98*0.98*0.99*0.99*0.99*0.99*0.97=0.859其中，根据文献【2】表4-4中查得 V带传动效率1=0.96 两级齿轮传动效率2=3=0.98 三对滚动轴承4=5=6=0.99 联轴器传动效率7=0.99 滑动轴承传动效率8=0.972.2 电动机各参数的计算知运输带速度，卷筒直径。可求得工作机转速为：由已知条件运输带所需扭矩，工作机的输入功率为Pw:=3

5、8051.82/9550=1.98kw电动机所需功率为：2.3电动机类型和型号结构形式的选择三相交流电动机：适合较大、中小功率场合Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广,适合于一般通用机械，如运输机、车床等。2、确定电动机的转速同步转速越高，结构越简单，价格越低，反之相反。本设计中选用同步转速为1000或1500r/min的电动机。3、确定电动机的功率和型号电动机功率的选择要考虑工作要求和经济性。选择电动机功率时，要求传动系统的总传动比：方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）质量(kg)Y132M-83100096

6、063Y100L2-431500143038表2-1由上表可知，方案2的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案2.第三章.运动和动力参数计算3.1传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比： i=27.60带传动的传动比：，则减速器总传动比为：双极斜齿圆柱齿轮减速器的高级速的传动比：低速级传动比：3.2各轴转速计算将各轴由高速向低速分别定为轴、轴、轴电动机轴: 轴： 轴：轴: 3.3各轴输出功率 电动机： 轴： 轴： 轴：3.4各轴输入扭矩计算 输入轴：轴：轴：T轴：T将上述结果列入表中如下表3-1 运动和动力参数 轴号

7、功率P/KW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）2.851230.087152.7762129.31204.292.6838575.8344.51319.031430第四章 V带传动的设计计算4.1确定计算功率 由文献【1】表8-7查得工作情况系数KA=1.1,故 ：4.2选择V带的带型根据、由文献【1】图8-11查图选择A型。4.3确定带轮的基准直，。初选小带轮的基准直径=100。侧大带轮的基准直径为：=i1=200mm查表圆整为=200mm。4.4验算带速是否在5-25m/s范围内。验算带速因为，故带速合适4.5确定V带的中心距和基准长度1）初定中心距。2）计算带所需的基准长度1279.

8、33mm查表选带的基准长度。3）计算实际中心距。中心距的变化范围为381438mm。4.6验算小带轮上的包角由于小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应小于大带轮上的摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使：4.7计算带的根数1）计算单根V带的额定功率。由和，查表得根据，和A型带，查表得，查表的，于是2）计算V带的根数。取3根。4.8计算单根V带的出拉力的最小值由查表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力4.9计算压轴力为了设计带轮轴的轴承需要计算带传动作用的轴上压轴力：为了保证带传动过程中的安全性和平稳性，应使轴上的最小压轴

9、力满足：N第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1.1 选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）7级精度，3）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。 4）选择螺旋角。初选螺旋角。5.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：1）确定公式内的各计算数值（1）选取齿宽系数（2）材料的弹性影响系数（3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（4）计算应力循环次数（5）取接触疲劳寿命系数，。（6）计算接触疲劳许

10、用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1， 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径为： (2)计算圆周速度v (3)计算尺宽b，齿高h和及模数 模数为： 齿高为： （4)计算尺宽与齿高比b/h （5)计算纵向重合度 （6)计算载荷系数根据，7级精度，查得动载系数查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=.10.54，,查得 故载荷系数（7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：（8)计算模数m5.1. 3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内各计算数值1)计算载荷系数 2)根据纵向重合度 ，查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数4)查取齿形系数 查得 5)

11、查取应力较正系数查得 6)查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7)查图取弯曲疲劳寿命系数 8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得9)计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。(2)设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数=3，并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的齿数 ，于是有：取 设计出的齿轮传动，既满足了

12、齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为 101mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因 值改变不多，故、等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度取 ，（5）结构设计对于大齿轮，选用腹板式结构的齿轮。对于小齿轮，选用实心式结构的齿轮。5.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.2.1 选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）7级精度，3）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数

13、，取。 4）选择螺旋角。初选螺旋角。5.2 .2 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：1）确定公式内的各计算数值（1）选取齿宽系数（2）材料的弹性影响系数（3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（4）计算应力循环次数（5）取接触疲劳寿命系数，。（6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，（7）试选（8）选取区域系数。（9）查表得，。，。（10）许用接触应力2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径为： (2)计算圆周速度v (3)计算尺宽b，齿高h和及模数 模数为： 齿高为： （4)计算尺宽与齿高比b/h （5)计算纵向重合度 （6)计算载荷系数根据

14、，7级精度，查得动载系数查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=11.452，查得,查得 故载荷系数（7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：（8)计算模数m5.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内各计算数值1)计算载荷系数 2)根据纵向重合度 ，查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数4)查取齿形系数 查得 5)查取应力较正系数查得 6)查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7)查图取弯曲疲劳寿命系数 8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得9)计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。(2)设计

15、计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数=3，并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的齿数 ，于是有：取 设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为 146mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因 值改变不多，故、等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（

16、4）计算齿轮宽度取 ，（5）结构设计对于小齿轮，选择实心式结构的齿轮；对于大齿轮，选用腹板式结构的齿轮。六.减速器轴的结构设计6.1低速轴的结构设计6.1.1 计算作用在齿轮上的力由前面可知，。因已知低速级大齿轮的分度圆直径为6.1.2 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径。为了使所选的轴与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取，则按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用

17、HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250N.m。半联轴器的孔径为45故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的觳孔长度为。6.1.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选文献【2】图15-8装配方案 图6-1（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，定位轴肩的高度一般取，故取II-III段的直径为60mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为60mm。半联轴器与轴配合的觳孔长度为，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L1短一些，现取=58mm. 2）

18、初步选择滚动轴承 因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承30213,其尺寸为，故，而。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30213型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮觳的宽度为185mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮觳宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设

19、计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离l=30mm，故取。 5）取齿轮距箱体壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁有一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=31.5mm,高速级大齿轮的宽度为55mm，低速级大齿轮的宽度为185mm.则据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 表三 轴数据-VII-VIII直径7074800706450长度46.5634006680112（3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36

20、mm，同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选择轴的直径尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为，各处的轴肩圆角半径见图。6.1.4 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册上查取a值，对于30213型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=22mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距由此可知从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表。 表6-1

21、载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 图6-2 图6-36.1.5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，根据式（15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得=60MPa。因此,故安全。6.1.7 轴的工作图如下图所示6.2高速轴的结构设计6.2.1 求输出轴的功率P1转速和转矩T1 由前面可知P1=2.88kw，。6.2.2求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 6.

22、2.3初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径。为了使所选的轴与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取，则按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250N.m。半联轴器的孔径为18故取，半联轴器长度L=25mm，半联轴器与轴配合的觳孔长度为。6.2.4轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位

23、要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，定位轴肩的高度一般取，故取2-3段的直径为35mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为35mm。半联轴器与轴配合的觳孔长度为，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1短一些，现取=50mm. 2）初步选择滚动轴承 因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承30208,其尺寸为，故，而。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=4mm，因此，取。 3）取安装齿轮处的轴段4-5的直径；

24、齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮觳的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮觳宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故取。 5）取齿轮距箱体壁之距离a=16mm，齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间的距离为20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁有一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，圆锥齿轮

25、轮毂长L=60.则低速级小齿轮齿宽为62.据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 表6-2-VII-VIII直径18222534423025长度425018.25222125646.25（2）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选择轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为，各处的轴肩圆角半径见图。

26、6.3 中间轴的设计中间轴 ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承30307,其尺寸为，故尺寸如下：第七章 键连接的选择及校核7.1键的类型的选择 选择45号钢,其需用挤压应力为=120MPa高速轴轴端长为42mm,轴直径18mm, 查表61所以选键为普通平键（A型）键b=6,h=6，L=32mm，中间固定齿轮的轴的长度为56，直径为30，所以选择普通平键b=10，h=8，L=50。中间轴轴联接齿轮1的长度为186mm,轴直径40mm ,所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm，h=8mm，L=140mm。轴联接齿轮2的长度为51，直径40，所以选择普通平键b=12

27、，h=8，L=40。低速轴 左端连接弹性联轴器，轴端长度为82，直径为45，,所以键为单圆头普通 平键，b=14,h=9,L=70m，中间联接齿轮的轴的长度为181，直径为67。b2=20，h=12,L=140。7.2 键的强度校核高速轴 =4459.78MPa=120MPa = MPa=120MPa则强度合格。中间轴 =MPa=120MPa = =120MPa则强度合格低速轴 =MPa=120MPa = MPa8箱盖壁厚80.025a+38凸缘厚度箱座b15151.5箱盖121.5底座252.5箱座肋厚m100.85地脚螺钉型号M160.036a+12数目4轴承旁连接螺栓直径M160.75d

28、f箱座、箱盖连接螺栓直径M10(0.5-0.6)df连接螺栓的间隙L160150-200轴承盖螺钉直径8(0.4-0.5)df观察孔盖螺钉8(0.3-0.4)df定位销直径d8(0.7-0.8)d2d1,d2至外箱壁间距22C1=C1mind2至凸缘边缘距离20C2=C2mindf至外箱壁的距离26df至凸缘边缘距离24箱体外壁至轴承盖做端面距离1153C1+C2+(5-10)轴承端盖的外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 140 139附件： 为了保证减速器的正常工作，出了对齿轮，轴，轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度

29、、加工及拆装检修时箱盖与想座的精确定位、掉装等辅助零件和部件的合理选择和设计。1.窥视孔视孔盖 规格为130100，为了检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔的盖板用螺钉固定在箱体上。材料为Q2352.通气孔 通气螺塞为M101,减速器工作时，箱体内的温度升高，气体膨胀，压力增加，为了箱体内的膨胀空气能自由排除，以保持箱体内的压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴申密封件等其他地方渗漏，通常在箱体的顶部装设通气孔。材料为Q235.3.轴承盖 凸缘式轴承盖，六角螺栓M8,固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌

30、入式两种。我们采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上。外伸轴出的轴盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT2004，定位销 M938,为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工时轴承前，在箱盖与想座的链接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆柱销，安置箱体纵向两侧链接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免装错。材料为45号钢。5.油面指示器 游标尺，检查减速器内的油池油面高度，经常保持齿内有适量的油，一般在箱体便于观察，油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型。6.油塞 M201.5,换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用活塞吧放油

31、孔堵住，油塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。材料为Q2357.起盖螺钉 M1242,为加强密封效果，通常在装配是与箱体剖分面上涂上水玻璃或密封胶。因而在拆装式往往因胶结精密而无法开盖。为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工出一个螺孔，旋入起箱用的圆柱端或平端得启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。8.起吊装置 吊耳，为了便于搬运，在箱体上设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径为18mm。 十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择11.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择11.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿

32、轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。11.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表17-1中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm2/s）。11.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择11.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 中间轴轴承：低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。11.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表17-2中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。传动件的润滑：对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传

33、动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s，所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于3050mm,此减速器为40mm。选用标准号为SH0357-92的普通工业齿轮油润滑，装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径R以下。轴承的润滑： 由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/s,故对轴承采用润滑脂润滑，为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失。采用牌号为2的钙基润滑脂（GB491-87）。11.3密封方式的选择11.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器

34、内的油液飞溅到轴承内。11.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。十二章. 设计总结大三上学期的这一次机械设计的课程设计是我们在真正的实际操作中对自身能力的一种培养，是对自己动手能力的一种提高，我们需要做很多的事情，比如在设计的过程中有很多要考虑产品的承受载荷是否达到要求等等。通过这次机械设计课程设计，是自己懂得了设计产品的基本思路，即通过对功能的分析，设计零件各部分的机构，通过对产品性能的要求选择电动机型号好机构各部分传动比分配从而计算各部分的尺寸并进行安全校核。这次机械设计课程设计不但使自己对所学知识掌握得更加牢固，还是自己活得了很多书本上没有的知识和认识。并且是自己认识

35、到不仅要努力学习专业知识还要培养自己在生活中的动手能力以及学习各种绘图软件，比如CAD软件的操作等。 在具体设计有关内容的过程中，从设计到计算，从分析到绘图，让我更进一步的明白了作为一个设计人员要有清晰的头脑和整体的布局，要有严谨的态度和不厌其烦的细心，要有精益求精、追求完美的一种精神。当然这个过程中也遇到了些许的问题，在面对这些问题的时候自己曾焦虑，但是最后还是解决了。才发现当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体

36、的问题之中,我们才能更好的解决问题.。课程设计是在我们未毕业时对我们的动手能力的很好的一种锻炼，这样我们在以后毕业踏入社会以后再涉及到有关于这些东西的时候，就能做到心中有数，胸有成竹，不慌不忙，所以，认认真真的去做课程设计，去完成这些东西是很有必要的。通过这次课程设计，让我学到了很多东西，也得益于老师的悉心指导，在这个过程中，也曾经失落过，伤心过，挫败过，但是最终终于还是解决了所有的问题，相信这对我会是很有意义的一次体验。参考文献1 濮良贵. 机械设计M. 第八版. 高教出版社, 2013.2 杨光, 席伟光. 机械设计课程设计M. 第二版. 高等教育出版社, 2006.3 赵大兴. 工程图学M. 高等教育出版社.4 朱理. 机械原理M. 高等教育.5 徐雪林. 互换性与测量技术基础M. 湖南大学出版社, 2011.6 成大先. 机械设计手册M. 化学工业出版社.7 刘鸿文. 材料力学M. 高等教育出版社.