机械设计课程设计带式运输机的传动装置设计讲解.pdf

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1、 5 机械设计课程设计说明书 题目 二级圆锥圆柱减速器的传动机构设计 学院 机电工程学院 专业 机械设计制造及其自动化 班级 12 级本一 学号 201215120138 完成人：孙建刚 指导老师：张珊 完成日期：2015.1.5 5 目 录 一、设计任务书3 1、工作条件3 2、原始数据3 3、设计内容3 二、传动系统的方案设计4 1、传动系统地方案设计4 三、电动机的选择 5 1、选择电动机的类型5 2、选择电动机的容量5 3、确定电动机的转速 6 四、传动系统的运动和动力参数的计算7 1、分配各级传动比7 2、各轴转速 7 3、各轴输入功率 7 4、各轴输入转矩 7 五、传动零件的计算

2、8 1、圆锥直齿齿轮传动的计算8（1）选择齿轮材料和精度等级8（2）按齿面接触疲劳强度设计 8(3)校核齿根弯曲疲劳强度10 2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 12（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数12 （2）按齿面接触疲劳强度设计 13(3)按齿根弯曲强度设计 14 六、轴的计算 16 1、I 轴的计算 16(1)初估轴的最小直径16(2)轴的结构设计17(3)求轴上的载荷17（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 18 2、轴的计算 18(1)求作用在齿轮上的力 18(2)初估轴的最小直径 19 (3)轴的结构设计 19 (4)求轴上的载荷 19(5)按弯扭合成应力校核轴的强度 20 3、III 轴的

3、计算21(1)求作用在齿轮上的力 21(2)初估轴的最小直径 21(3)轴的结构设计 21 (4)求轴上的载荷 22(5)按弯扭合成应力校核轴的强度 22 5 七、轴承的计算 23 1、I 轴的轴承校核23 2、II 轴的轴承校核 23 3、III 轴的轴承校核24 八、键连接的选择及校核计算 26 九、联轴器的选择 28 十、减速器附件的选择 29 十一、润滑与密封 30 十二、设计小结 31 十三、参考资料目录 32 致谢 33 5 第一节 设计任务书 1、工作条件 运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期期限为 8 年，每年按 300天计算，大修期 3 年，输送带速度允许差为5%。其中

4、减速器有一般规模厂中小批量生产。2、原始数据 运输带拉力 F/N 运输带速度 v/（m/s）卷筒直径 D/mm 4000 1.6 400 3、设计内容 1.减速器装配图 A2 一张；2.零件工作图 A3 2 张（齿轮、轴和箱体等）；3.设计计算说明书一份 5 第二节 传动系统的方案设计 1、传动系统的方案设计 5 计算与说明 主要结果 三、电动机的选择 1、选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机的容量 kw 1000wdaapFvP（其中：dp为电动机功率，wp为负载功率，a为总效率。）d 由电动机到传输带的传动总效率为 25

5、44321a 式中：1、2、3、4、5分别为卷筒、圆柱齿轮、圆锥齿轮、圆锥滚子轴承、弹性柱销联轴器的传动效率。5 查表知：420.960.960.970.9850.990.825a 所以76.7825.010006.140001000adFvp 因载荷平稳，电动机额定功率wp只需要稍大于dp即可。按表中Y 系列的电动机数据，选电动机的额定功率 11kw 3、确定电动机转速 卷筒转速min/4.76400/606.11000601000rDvn 锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为 i=1025 电动机转速应在innd范围内即 7641910 PS_通常多选用同步转速为 1500 和 1000r

6、/min 的电动机（轴不需要逆转时常用前者）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比,选择第 2 种方案，即电动机型号为 Y160M-4。电动机中心高 H=160mm,外伸轴段 DE=42110mm。类别 效率 联轴器 0.99 圆柱齿轮（8 级，稀油润滑）0.97 圆锥齿轮（8 级，稀油润滑）0.96 滚子轴承（稀油润滑）0.985 滚筒（不包括轴承）0.96 方案 电动机型号 额定功率Ped kw 电动机转速 minr 电动机重量 Kg 同步转速 满载转速 1 Y160L-6 11 1000 970 147 2 Y160M-4 11 1500 1460 123 a=0.

7、825 dP=7.76KW n=76.4r/min i=1025 同 步 转 速 为1500r/min 确定电机 Y 系列三相异步电动机，型号为 Y160M-4，额定功率 11kW，满载转速：mn1460r/min 5 四、传动系统的运动和动力参数计算 1、分配各级传动比 总传动比1.194.761460nnima 查表，推荐圆锥齿轮传动比0.254.775aii锥，且3i锥，得3i锥，6.367,0.004ii 柱,满足要求。2、由传动比分配结果计算轴速innm 电机轴1460mnnr/min I 轴1460nnr/min II 轴67.486314601innr/min 轴50.76362

8、.667.4862innr/min 卷筒轴50.76nnr/min 3、各轴输入功率:dPP 电机轴76.7dPPkw I 轴682.799.076.750dPPkw II 轴264.7985.096.0682.734PPkw III 轴940.6985.097.0264.724PPkw 工作机轴768.699.0985.0940.645PPkw 轴的输出功率分别为输入功率 p 乘轴承效率0.985。4、各轴输入转矩nPT9550 电机轴76.50146076.795509550mddnPT 3i锥，6.367i柱 5 I 轴25.501460682.795509550nPT II 轴54.1

9、4267.486264.795509550nPT III 轴37.86650.76940.695509550nPT 卷筒轴89.84450.76768.695509550nPT 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.985 将计算结果列在下表 轴号 输入功率P/kW 输入转矩T/(mN)转速 n/（r/min）电机轴 7.76 50.76 1460 I 轴 7.682 50.25 1460 II 轴 7.264 142.54 486.67 III 轴 6.940 866.37 76.50 工作机轴 6.768 844.89 76.50 5 五、传动零件的计算 1、圆锥直齿齿轮传动的计

10、算 选择齿形制 GB12369-90，齿形角20 设计基本参数与条件：齿数比 u=3，传递功率kWP682.71，主动轴转速 min/14601rn，采用单班制工作，寿命8 年（一年以 300 天计），小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级 材料均选取 45 号钢调质。小齿轮齿面硬度为 280HBS，大齿轮齿面硬度为 240HBS。精度等级取 8 级。试选小齿轮齿数231z,则6923312 uzz（2）按齿面接触疲劳强度设计 查表 有齿面接触疲劳强度设计公式 32121)5.01()(92.2uKTZdRRHEt 小齿轮传递的扭矩：mNnPT502501055.91161 取齿宽系数

11、：3/1R 确定弹性影响系数：试选载荷系数：31.2tK。计算由表，218.189MPaZE 确定区域系数：有参考文献（1）得，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2HZ 由参考文献（1）得，计算应力循环次数：小齿轮：8160t60 1 720(8 3008)8.29410hNn 大齿轮：98128.294 103.522 102.355NNu 由参考文献（1）得接触疲劳寿命系数：93.01HNK，97.02HNK 由参考文献（1）得疲劳极限应力：MPaH6001lim，45 号钢调质。小齿轮 齿 面 硬 度 为280HBS，大齿轮齿面硬度为 240HBS 5 MPaH5502lim 由参考文献计算接触

12、疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数0.1HS，MPaSKHHHNH5581lim11，MPaSKHHHNH5.5332lim22 H=a75.54525.533558221MPHH 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：1121.74tdmm，则11(10.5)101.45mtRddmm 齿轮的圆周速度smndvm/751.710006011 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，由参考文献（1）查得25.1AK b：动载系数，由参考文献（1）得23.1vK c：齿间分配系数，由参考文献（1）查得1FHKK d：齿向载荷分布系数 ，由参考文献（1）查得beHFHKKK5.1 得25.1beHK，

13、所以875.1FHKK e：接触强度载荷系数88.2875.1123.125.1HHvAKKKKK 13按载荷系数校正分度圆直径 mmKKddtt03.131/311 模数：mmzdm697.511 取标准值，模数圆整为mmm6 14计算齿轮的相关参数 1121.74tdmm 1101.45mdmm 11138dmzmm22414dmzmm 5 mmmzd13811，22414dmzmm 6 2618arctan211zz，5433719012 锥距：mmzzdR1972.21821)(2121 15确定齿宽：mmRbR732.72 圆整取mmbb7321(3)校核齿根弯曲疲劳强度 1 载荷系

14、数31.2K 2 当量齿数24cos111zzv，218cos222zzv 3 由参考文献（1）查得65.21FaY，58.11SaY，115.22FaY，86.12SaY 4 取安全系数4.1FS 由参考文献（1）查的弯曲疲劳寿命系数86.01FNK，9.02FNK 由参考文献（1）查得弯曲疲劳极限为：MPaFE5001，MPaFE3802 许用应力MPaSKFFEFNF14.307111 MPaSKFFEFNF29.244222 5 校核强度)5.01(2221FRSaFaFzbmYYKT 计算得11FF 6 26181 5433712 mmR1972.218 mmbb7321 5 22F

15、F 可知弯曲强度满足，参数合理。2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件：齿数比 u=6.4，传递功率kWP264.72，主动轴转速min/67.4862rn，采用单班制工作，寿命8 年（一年以 300 天计）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数 小齿轮材料选取 40Cr 钢调质，大齿轮选取 45 钢调质，小齿轮齿面硬度为 280HBS，大齿轮齿面硬度为 240HBS。精度等级取 8 级。试选小齿轮齿数231z 147234.612 uzz 4 初选螺旋角12（2）按齿面接触疲劳强度设计 由参考文献差得齿面接触疲劳强度设计公式 3211)(12HHEdttZZuuTKd 1 试选载荷系数

16、：5.1tK 2 计算小齿轮传递的扭矩：mNnPT1425401055.92261 3 取齿宽系数：1d 4 确定弹性影响系数：由参考文献得，218.189MPaZE 5 确定区域系数：由参考文献（1）得，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2HZ 6根 据 循 环 次 数 公，计 算 应 力 循 环 次 数：911104016.1830020167.4866060hjLnN 81210190.2uNN 由参考文献（1）得接触疲劳寿命系数：97.01HNK，99.02HNK 5 由 参 考 文 献（1）得 疲 劳 极 限 应 力：MPaH6001lim，MPaH5502lim 由参考文献（1）计算接触疲

17、劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数0.1HS，MPaSKHHHNH5821lim11，MPaSKHHHNH5.5442lim22 MPaHHH25.563221 7 由参考文献（1）得665.1885.078.021 8 代入数值计算 小齿轮直径mmdt5.591 9 圆周速度smndvt/515.110006021 10齿宽 b 及模数ntm，mmmmdbtd5.595.5911 mmzdmtnt530.2cos11 mmmhnt693.525.2 45.10/hb 11计算纵向重合度55.1tan318.01zd 12计算载荷系数：a：齿轮使用系数，由参考文献（1）查得1AK b：动

18、载系数，由参考文献（1）查得11.1vK c：齿间分配系数，由参考文献（1）查得2.1FHKK d：由参考文献(1)查得齿向载荷分布系数4597.1HK 5 由参考文献（1）得4.1FK e：接触强度载荷系数944.14597.12.111.11HHvAKKKKK 13按载荷系数校正分度圆直径 mmKKddtt87.64311 14计算模数mmzdmn76.2cos11 (3)按齿根弯曲强度设计 由3式 10-17 32121cos2FSaFadnYYzYKTm/1 计算载荷系数865.1FFvAKKKKK 2 由纵向重合度55.1，从2图 10-28 得91.0Y 3 计算当量齿数6.24c

19、os311zzv 4.99cos322zzv 4 由 参 考 文 献 查 得 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限MPaFE5001，MPaFE3802 5 由由参考文献（1）查得弯曲疲劳寿命系数90.01FNK，93.02FNK 6 取弯曲疲劳安全系数4.1FS 由3式 10-12 得 MPaSKFFEFNF4.321111 5 MPaSKFFEFNF4.252222 7 由3表 10-5 得齿形系数69.21FaY，19.22FaY 得应力校正系数575.11SaY，785.12SaY 8 计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较。0136.0111FSaFaYY，01610.0222FSaFa

20、YY 大齿轮的数值大,选用大齿轮。9 计算得mmmn80.104.2，取mmmn5.2 10校正齿数 2538.25cos11nmdz，16012 uzz 11圆整中心距 mmmzzan42.236cos2)(21 12修正螺旋角 onamzz004.122)(arccos21 变化不大，不必修正前面计算数值。13计算几何尺寸 mmmzdn896.63cos11，mmmzd936.408cos22 mmmmdbd64896.631，取齿宽为mmB691，mmB642 251z，1602z mma42.236 004.12 mmd896.631，mmd936.4082 mmB691 mmB642

21、 5 六、轴的计算 1、I 轴的计算(1)轴上的功率kWP682.71，转速min/14601rn，转矩mNT25.501，(2)初估轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。由参考文献（2），取1120A，于是得 mmnPAd48.193110min 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径21d与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩 mNTKTAca81.6225.5025.11 再根据参考文献查的电动机的输出轴直径为 42mm。所以选取弹性柱销联轴器型号为LX3，孔径选为 42mm。轴孔长度为型，长度L=84mm。(3)轴

22、的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如下图 1 轴段 1-2，由联轴器型号直径为 38mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 50mm，取 48mm。2轴段 2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为 46mm，轴段长度定为62mm。3 轴段 3-4，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取 30210，内径 58mm。所以轴段直径为 50mm，长度为 27mm。MPaca99.14 5 4 轴段 4-5，根据圆锥滚子轴承的安装要求，轴径为 46mm，长度为 91mm。5 轴段 5-6，同 3-4 段一样。6 轴段 6-7，取直径为 58mm，长度为 8mm。7 轴段 7-8，取直径为 50mm，长度略

23、小于齿轮宽，取 50mm。8 零件的周向定位 由参考文献得 左端半联轴器定位用平键，平键的812hb，长度 L=70，右端小齿轮定位用平键，812hb，L=25。9 轴上圆角和倒角尺寸 参考表，取轴端倒角为452，圆角取 1.6mm。(4)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩 （5）按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 MPaWTMca99.14)(212 由参考文献得MPa601，因此1ca，轴安全。5 2.轴的计算（1）轴上的功率kWP2

24、64.72，转速min/67.4862rn，转矩mNT54.1422，(2)求作用在齿轮上的力 大圆锥轮：圆周力NdTdTFRmt64.99045.101502502)5.01(221111，轴向力NFFta00.330tan1，径向力NFFtr08.380costan1 圆柱齿轮：圆周力NdTFt63.4461896.63142540220，轴向力NFFta35.948tan00，径向力NFtFr18.1660costan00。(3)初估轴的最小直径 先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2表 15-3，取1120A，于是得 mmnPAd58.273220min (

25、4)轴的结构设计 1 轴段 1-2，根据最小直径，选择轴承，因为有径向力个轴向力，所 以 选 择 圆 锥 滚 子 轴 承，型 号 为30206，25.176230TDd，所以轴段直径为 50mm，长度为 34mm。2 轴段 2-3，因为齿轮轮毂长度为 53mm，轴段长度定为 53mm，5 直径 52mm。3 轴段3-4，根据2-3段和齿轮的安装直径所以选择直径为60mm。长度为 13mm 4 轴段 4-5，安装小齿轮，所以轴长度为 105mm，轴直径为 111mm。5 轴段 5-6，此段安装同 1-2 段，轴径为 50mm。6 零件的周向定位 查表得 齿轮定位用平键，锥齿轮选择810hb，长度

26、略小于轴段，取 L=25mm，圆柱齿轮选择810hb，L=70mm。7 轴上圆角和倒角尺寸 由参考文献得，取轴端倒角为452，圆角取 1.6mm(5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示 弯矩和扭矩图如下：载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNNHNH6.309,9.1784F21 NFNNVNV18.641,86.626F21 弯矩 M mmNNH32100Mmm216044MH21，mmNMV100024 总弯矩 mmNM238082100024216044221 mmNM3362810002432100222 扭矩 T mmNT1396122 M

27、Paca2.1 5 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据2式 15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 MPaWTMca2.1)(2121 由参考文献得MPa601，因此1ca。所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。3、III轴的计算(1)轴上的功率kWP940.63，转速min/50.763rn，转矩mNT37.8663，(2)求作用在齿轮上的力 圆周力NdTFt63.4461896.6350.76940.61055.92260，没有轴向力，只有径向力。(3)初估轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取

28、轴的材料为 45 钢，调质处理。根据2表 15-3，取1120A，于是得 mmnPAd325.503330min，由于输入轴的最小直径是安装联轴器 5 处轴径。为了使所选轴径21d与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查2表 14-1 mNTKTAca96.108237.86625.13 选取凸缘联轴器型号为 GY7，公称转矩为 1600N m孔径选为 50mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为112mm。(4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如下图 1 轴段 1-2，由联轴器型号得直径为56mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 142mm，取 140mm。2 轴

29、段 2-3，此处与滚动轴承 6011 配合，取直径为轴承孔径63mm，长度取为 58mm。3 轴段 3-4，选择轴径为 65mm 长度 L=23mm。4 轴段 4-5，此段为大齿轮定位，选取直径分别为 74mm，长度为86mm。5 轴段 5-6，左端用于大齿轮定位，长度略小于齿宽，所以直径为 68mm，长度为 96mm。6 轴段 6-7，齿轮离机座壁应该有一段距离，所以选择轴径为65mm，长度为43mm。查参考文献得 左端半联轴器定位用平键，1016hb，长度略小于轴段，取100mm，右端大齿轮定位用平键，1220hb，长度略小于轴段，取63mm。9 轴上圆角和倒角尺寸 MPaca86.14

30、5 由参考文献得，取轴端倒角为452，圆角取 1.6mm(5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据2式15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 MPaWTMca86.14)(212 由参考文献得MPa601，因此1ca，轴安全。613.66 1048000hLhh 625.18 1048000hLhh hhLh480001057.261 hhLh480001013.452 5 七、轴承的计算 1、I 轴的轴承校核 轴承 30207 的

31、校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力22111550.95rHVFFFN，22222190.24rHVFFFN 查1表 15-1，得 Y=1.6，e=0.37，kNCr2.54 派生力11172.172rdFFNY，2259.452rdFFNY 轴向力63.41aFN，左侧轴承压紧 由于2163.4159.45122.86addFFNF，所以轴向力为1172.17aFN，2108.76aFN 当量载荷 由于110.31arFeF，220.57arFeF，所以1AX，0AY，0.4BX，1.6BY。由于为一般载荷，所以载荷系数为1.1pf，故当量载荷为 111()606.045pArAaPfX

32、FY FN，222()275.123pBrBaPfX FY FN 轴承寿命的校核 6611110()3.66 104800060hCrLhhnP 6621210()5.18 104800060hCrLhhnP 2、II 轴的轴承校核 轴承 30207 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力22111474.64rHVFFFN，22222176.58rHVFFFN 查1表 15-1，得 Y=1.6，e=0.37，kNCr2.54 hhLh480001073.361 hhLh480001051.172 5 派生力11343.162rdFFNY，2246.472rdFFNY 轴向力343.16aFN

33、，右侧轴承压紧 由于12343.16343.16686.32addFFNF，所以轴向力为1389.63aFN，246.47aFN 当量载荷 由于eFFra31.011，eFFra43.022，所以4.0AX，6.1AY，1BX，0BY。由于为一般载荷，所以载荷系数为1.1pf，故当量载荷为 NFYFXfPaArAp1945)(111，NFYFXfPaBrBp3368)(222 轴承寿命的校核 hhPCrnLh480001057.2)(601061261 hhPCrnLh480001013.4)(601052262 3、III 轴的轴承校核 轴承 30208 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向

34、力NFFFVHr171921211，NFFFVHr183922222 查1表 15-1，得 Y=1.6，e=0.37，kNCr0.63 派生力NYFFrd537211，NYFFrd575222 轴向力NFa743，左侧轴承压紧 由于121318575743ddaFNFF，所以轴向力为NFa13181，NFa5752 当量载荷 由于eFFra23.111，eFFra31.022，5 所以4.0AX，6.1AY，1BX，0BY。由于为一般载荷，所以载荷系数为1.1pf，故当量载荷为 NFYFXfPaArAp3076)(111，NFYFXfPaBrBp2023)(222 轴承寿命的校核 hhPCrn

35、Lh480001073.3)(601061361 hhPCrnLh480001051.1)(601072362 5 八、键连接的选择及校核计算 将各个连接的参数列于下表 键 hb 轴直径mm 工作长度 mm 转矩 Nm 极限应力 Mpa 812 42 70 72.71 14.92 812 42 25 72.71 66.58 810 33 25 139.61 105.02 810 33 70 139.61 35.63 1016 50 100 812.55 77.39 1220 39 63 812.55 106.17 根据平键连接强度条件2式 6-1 得 ppkldT10002，其中 k=0.5h

36、。算出各键极限应力如上表。查2表 6-1 得MPap110，所以以上各键强度合格。5 九、联轴器的选择 在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选 Lx3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000.N mm，半联轴器的孔径130dmm，半联轴器长度82Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm，Z 型轴孔。输出轴选选 Lx3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000.N mm，半联轴器的孔径140dmm，半联轴器长度112Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z 型轴孔 5 十、减速器附件的选择 1、通气器 由于在室内使用，选简易式通气器，采用 M121.25 2、油面指示

37、器，油面变动范围大约为 17mm，取 A20 型号的圆形游标 3、起吊装置 采用箱盖吊换螺钉，按重量取 M12，箱座采用吊耳 4，放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M161.5 5 十一、润滑与密封 1、齿轮的润滑 采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为 35mm。2、滚动轴承的润滑 根据轴承周向速度，所以开设油沟、飞溅润滑。3、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油 220。4、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。5 十二、设计小结 由于时间紧迫，所以这次的

38、设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材

39、料力学、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。5 十三、参考资料目录 1 机械设计（第四版），高等教育出版社，邱宣怀主编。2 机械原理（第七版），高等教育出版社，郑文伟、吴克坚主编。3 机械设计课程设计手册（第四版），高等教育出版社，吴宗泽等主编，2012.5（2013.1 重印）5 致 谢 首先,我要对我的指导老师张老师表示衷心的感谢。本文的选题、课题研究及撰写工作都是在指导老师张老师的直接关怀和悉心指导下完成的。在完成本课程的课程设计期间,张老师为我们悉心解答,她开阔的视野、渊博的知识、敏锐的思维、扎实的专业基础以及不厌其烦的解答我们的问题令我受益匪浅。她以自己苦干钻研的作风和勇于创新的精神感染了我们每个学生。无论是在学业上,还是生活上,张老师多年来丰富的经验、严谨的学术态度、一丝不苟的工作作风对我产生了深刻的影响。这正是我在完成本课程的课程设计期间最大的收获,也将是我今后的生活和事业发展中最可贵的财富。在此,我再次向张老师致以最崇高的敬意和衷心的感谢