双级斜齿圆柱减速器机械课程设计说明书大学论文.doc

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1、机械设计课程设计说明书课题名称： 双级斜齿圆柱减速器 专业班级： 机制2班 学生学号： 1403181214 学生姓名： 梁少康 学生成绩： 指导教师： 王彦伟 课题工作时间： 2016.12.13 至 2017.01.02 武汉工程大学教务处 目录第一章 传动方案的选择及拟定.2第二章 电动机的选择及计算.4第三章 运动和动力参数计算.6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.12第六章 减速器轴的结构设计.21第七章 键连接的选择.27第八章 滚动轴承的选型及寿命计算.28第九章 联轴器的选择.29第十章 箱体及附件的结构设计和计算.30第十一章 润滑方式，润滑剂以及

2、密封方式的选择.32第十二章 设计总结.33参考文献34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

3、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=420Nm；运输带的工作速度：v=0.80m/s；鼓轮直径：D=300mm；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 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

4、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：其中，根据文献【2】表4-4中查得 传动装置总效率V带效率，0.96 2滚动轴承，取0.99（两组） 3圆柱齿轮传动，取0.97 弹性联轴器， 4 = 0.99 5卷筒轴滑动轴承，取0.962.2 电动机各参数的计算知运输带速度v=0.8m/s，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T=420Nm，工作机的输入功率为Pw: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，

5、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）总传动比外伸轴径D（mm）轴外伸长度E（mm）心高Y100L2-431500142027.882860100Y132S-63100096018.853880132表2-1由上表可知，方案1的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可

6、以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案1.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： 带传动的传动比：i1=3，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、轴电动机转轴转速:高速轴：中间轴：低速轴：卷筒轴：3.3各轴输出功率 电动机：高速轴:中间轴:低速轴: 3.4各轴输入扭矩计算电动机转轴:高速轴：中间轴：低速轴：将上述结果列入表中如下表3-1 运动和动力参数 轴号功率P/KW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）2.8557.544732.74192

7、.401362.63492.4851320.181420 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=1.2,故 ：=1.2*3=3.6kw 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=90mm。侧大带轮的基准直径为：=3*90=270mm查表圆整为=280mm。4.4验算带速是否在525m/s范围内。验算带速=3.14*90*1420/60000=6.69m/s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a0=500mm。2）计算带所需的基准长度=2a0+3.14*

8、(d1+d2)/2+(d2-d1)*(d2-d1)/4a0=2*500+3.14*370/2+190*190/2000=1599mm查表选带的基准长度=1640mm。3）计算实际中心距。a=a0+(-)/2=500+(1640-1599)/2=520mma min=a-0.015Ld=495.4mma max=a+0.03Ld=569.2mm中心距的变化范围为495.4-569.2mm。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： =180-（280-90）*57.3/52

9、0=161.281204.7计算带的根数查表8-4插值得P0=1.05kw查表8-5插值得P0=0.17kw查表8-6得=0.95查表8-2得=0.99则=3.6/（1.05+0.17）*0.95*0.99=3.14故取z=4根4.8计算单根V带的出拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以114N4.9计算压轴力=2*4*114*sin161.28/2=900N带轮的结构设计 由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查表9-1知轮槽截面尺寸：e=150.3mm,=9mm,=11mm,=2.75mm,=8.

10、7mm,=6mm 则带轮轮缘宽度B=(z-1)*e+2f=480.9mm,取B=50mm对小带轮: 小带轮的基准直径=90mm， 则=90+2*2.75=95.5mm初选孔径d=28mm则d1=(1.82)d=53mm,L=(1.52)d=49mm对大带轮： 大带轮的基准直径=280mm， 则=280+2*2.75=285.5mm也初选孔径d=24mm,则d1=(1.82)d=46mm=285.5-2*（2.72+6）=268.06mm=157.03mm=55.51mmS=(1/71/4)B=50/5=10mm据1式（8-14），带传动实际平均传动比为，取，则=3.16 第五章 斜齿圆柱齿轮的

11、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）选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为200HBS,软齿面小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度3）初选高速级小齿轮齿数Z1=24, 则高速级大齿轮齿数Z2=i12*z1=3.48*24=83.52,所以取Z2=85，则齿数比u1=3.544）选择螺旋角。初选螺旋角。5.1.2 按齿面接触强度设计（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Hlim1=630MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim256

12、0MPa。（4）计算应力循环次数604731（283003）N1/i12/3.54=（5）取接触疲劳寿命系数KHN10.92，KHN20.96。（6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1， =0.92*630/1=579.6Mpa 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径为：=61.48mm (2)计算圆周速度vV1=3.14*d1t*n1/(60*1000)=3.14*61.48*473/60000=1.52m/s (3)计算尺宽b，齿高h和及模数=1*61.48=61.48mm 模数为：=61.48/24=2.56mm 齿高为：h1=2.25*m1=5.76mm （4)计算尺宽

13、与齿高比b/hb1/h1=61.48/5.76=10.67 （5)计算载荷系数已知载荷平稳，取Ka=1根据V1=1.52m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv1=1.07直齿轮有Kha=KFa=1查表10-4插值得到Khb1=1.457由图10-13知KFb1=1.4故载荷系数:Kh1=Ka*Kv1*Kha*Khb1=1*1.07*1*1.457=1.559（6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为： =65.32mm（7)计算模数m =65.32/24=2.72mm5.1. 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 K1=Ka*Kv1

14、*Kfa*Kfb1=1*1.07*1*1.4=1.4983)查取齿形系数 查得 =2.65，=2.194)查取应力较正系数查得 =1.58；=1.7855)查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F1=560Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F2=530MPa6)查图取弯曲疲劳寿命系数，7)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得=560*0.85/1.3366.15MPa530*0.88/1.3=358.77Mpa8)计算大、小齿轮的并加以比较 =2.65*1.58/366.15=0.01144=2.19*1.785/358.77=0.01090大齿轮的数值大。(2)设计计算： =

15、1.70mm 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决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取高速级m1=2mm小齿轮齿数=65.32/2=33，大齿轮齿数=3.54*33=1175.1.4几何尺寸计算小齿轮齿数=65.32/2=33， 大齿轮齿数=3.54*33=117 计算分度圆直径=2*33=66mm =117*2=234mm 计算中心距=（66+234）/2=150mm 大齿轮齿宽=1*66=66mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm所以=71mm5.2 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）选择大

16、齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为200HBS,软齿面小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高2）8级精度3）初选低速级小齿轮齿数z1=30, 则低速级大齿轮齿数z2=i34*z1=2.67*30=80.1,所以取z2=81,则齿数比u2=2.74）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Hlim1=630MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2560MPa。（4）计算应力循环次数601361（2

17、83003）N2/i34/2.7=（5）取接触疲劳寿命系数KHN10.96；KHN20.99。（6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1， =0.96*630/1=604.8Mpa =0.99*560/1=554.4Mpa（7）试选2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径为： =90.80mm (2)计算圆周速度vV2=3.14*d2t*n2/(60*1000)=3.14*90.80*136/60000=0.65m/s (3)计算尺宽b，齿高h和及模数=1*90.80=90.80mm 模数为：=90.80/30=3.03mm 齿高为：h2=2.25*m2=6.81mm （4)计算尺

18、宽与齿高比b/hb2/h2=90.80/6.81=13.33（5)计算载荷系数根据V2=0.65m/s，8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=13.33，Khb2=1.466查得KFb2=1.4查得Kha=KFa=1故载荷系数Kh2=Ka*Kv2*Kha*Khb2=1*1.03*1*1.466=1.510（6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为： =95.45mm（7)计算模数m =95.45/30=3.18mm5.2.3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 K2=Ka*Kv2*Kfa*Kfb

19、2=1*1.03*1*1.4=1.4422)查取齿形系数 查得 =2.65，=2.2463)查取应力较正系数查得 =1.59，=1.7964)查弯曲疲劳强度小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F1=560Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F2=530MPa5)查图取弯曲疲劳寿命系数，6)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3,得=0.92*560/1.3=396.31Mpa=0.96*530/1.3=391.38Mpa7)计算大、小齿轮的并加以比较 =2.65*1.59/396.31=0.01063=2.246*1.796/391.38=0.01031小齿轮的数值大。(2)设计计算： =1.87

20、mm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决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取低速级m2=2.5mm小齿轮齿数=95.45/2.5=38 大齿轮齿数=38*2.7=1035.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距=（95+257.5）/2=176.25mm（2）计算大、小齿轮的分度圆直径 =2.5*38=95mm =103*2.5=257.5mm（3）计算齿轮宽度=1*95=95mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm所以=100mm综上，齿轮传动的参数如下：名称参数传动高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z3311738103模

21、数m222.52.5分度圆直径d6623499257.5齿宽b716510095中心距a150176.25圆周速度v1.520.65六.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=40.94mm低速轴安装有联轴器和齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.12*40.94=45.86mm取=46mm6.1.3 轴的结构设计 各轴段的直径确定：a. d31最小直径，安装联轴器的外伸轴段。d31=d3

22、min=45mmb. d33为滚动轴承处轴段d33=55mm，故选轴承为6211，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm。c. d32为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，d32=53mm。d. d34过渡段，需要考虑挡油盘的轴向定位，取d34=64mm。e. d35轴环，根据齿轮的轴向定位要求d35=66mm。f. d36低速级大齿轮轴段d36=60mm。g. d37为滚动轴承与套筒轴段，d37=d33=55mm. 各轴段长度的确定。a. L31由d31=45mm。选取TL8型弹性套柱销联轴器，则联轴器的毂孔宽L1=84mm，取L31=82mm。b. L32由箱体结构

23、轴承端盖装配关系确定，轴承盖总宽度46mm，端盖外端面与半联轴器的右端面间距为30mm，取L32=80mm。c. L33由滚动轴承宽度B=21mm。d. L34过渡段长度L34=50mm。e. L35由轴环宽度取L35=10mm。f. L36由低速轴大齿轮的毂孔宽B2=95mm，取L36=91mm。g. L37由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L37=21mm+20mm=41mm. 键的设计：L31段需与外部的联轴器连接，故选用C型普通单圆头平键，尺寸为bhl=14mm9mm70mm.L36段为大齿轮轴段，故选用A型普通平键，尺寸为bhl=18mm11mm70mm. 齿轮与轴的配合为H7/h

24、6，半联轴器与轴的配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6. 图6-16.2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=2.85kw，。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 6.2.3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 =20.02mm高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.12*20.02mm=22.42mm取=24mm6.2.4轴的结构设计 各轴段直径的确定a. 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，=24

25、mmb. 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，得知第二段轴的定位高度h=(0.07-0.1)，选取=28mmc. 为滚动轴承处轴段直径，=30mm,所以选取轴承为6206，其尺寸d*D*B=30mm*62mm*16mmd. 为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取=35mm。e. 齿轮处轴段，齿轮孔径d的关系有d1=1.6d，=42mm。f. 齿轮轴肩=42+4=46mmg. 滚动轴承处轴段=30mm 各轴段长度的确定a. 由大带轮的轮毂孔宽度B=50mm确定=50mmb. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，选取轴承端盖螺钉直

26、径d3=6mm,那么e=1.2d=7.2mm,m=31mm,螺钉数为4.由装配关系取带轮与箱体距离为50mm，轴承处轴段缩进2mm,则=7.2+31+2+50=90mm.c. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+12=28mm。d. 根据高速级小齿轮宽度B1=71mm，确定=71mm.e. =8mm为小齿轮轴肩长度。f. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+10=26mm. 键的尺寸设计齿轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=12*8*40mm大带轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8*7*32mm. 齿轮与轴配合为H7/n6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.6.3 中间轴的设计由

27、前面可知，。因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 查表15-3，取A=115=31.29mm中间轴安装齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.12*31.29=35.04mm取=36mm1) 中间轴的设计。 各轴段直径的确定。a. d21最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=35mm滚动轴承选取6207，其尺寸dDB=357217mm.b. d22低速级小齿轮轴段，选取d22=50mm.c. d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求d23=55mm.d. d24高速级大齿轮轴段，d24=45mm.e. d25段为套筒与轴承处，d25=35mm. 各轴段长度的确定。a. L21由滚动轴承，挡油盘确定，滚

28、动轴承B=17mm,所以L21=17+12=29mm.b. L22由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=100mm,故L22=22mm.c. L23轴环宽度L23=10mm.d. L24由高速级的大齿轮的毂孔宽度B1=65mm.e. L25由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L25=17+20=37mm. 键的尺寸设计。 选2个普通平键：低速级小齿轮上：bhL=14970mm高速级大齿轮上：bhL=14940mm 齿轮与轴配合为H7/n6,半联轴器与轴配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸工差为m6. 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

29、速轴齿轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=12*8*40mm大带轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8*7*32mm.中间轴选2个普通平键：低速级小齿轮上：bhL=14970mm高速级大齿轮上：bhL=14940mm低速轴 L31段需与外部的联轴器连接，故选用C型普通单圆头平键，尺寸为bhL=14mm9mm70mm.L36段为大齿轮轴段，故选用A型普通平键，尺寸为bhL=18mm11mm70mm.第八章 滚动轴承的选型高速轴：由GB/T 292-2007 选型号为7006AC的角接触球轴承基本尺寸：d=30mm D=55mm B=13mm r（min）=1 r1(min)=0.3安装尺寸： 基本额

30、定动载荷：Cr=15.2KN 基本额定静载荷：Cor=10.2KN 中间轴：由GB/T 292-2007 选型号为7007AC的角接触球轴承基本尺寸：d=35mm D=62mm B=14mm r（min）=1 r1(min)=0.3安装尺寸： 基本额定动载荷：Cr=19.5KN 基本额定静载荷：Cor=14.2KN低速轴：由GB/T 292-2007 选型号为7011AC的角接触球轴承基本尺寸：d=55mm D=90mm B=18mm r（min）=1.1 r1(min)=0.6安装尺寸： 基本额定动载荷：Cr=37.2KN 基本额定静载荷：Cor=30.5KN 第九章.联轴器的选择 由于属中

31、小型减速器，输出轴与工作机轴的轴线偏移不大，其次为保证传送平稳，必须使装置具缓冲、吸振的特性.因而选择弹性联轴器。 查表得KA=1.3Tca=KAT1=1.3*492.48Nm=640.224Nm查17-4 选用LT8型其重要参数： 公称转矩：T=710Nm 许用转速为3000r/min.国标示例为：LT5联轴器 GB/T 4323-2002第十章.箱体及附件的结构设计和计算箱体设计 表10-1名称符号 参数 设计原则箱体壁厚80.025a+38箱盖壁厚80.025a+38凸缘厚度箱座121.5箱盖121.5底座202.5箱座肋厚m6.80.85地脚螺钉型号M200.036a+12数目4轴承旁

32、连接螺栓直径M160.75df箱座、箱盖连接螺栓直径M12(0.5-0.6)df连接螺栓的间隙1175150-200轴承盖螺钉直径10(0.4-0.5)df观察孔盖螺钉8(0.3-0.4)df定位销直径d10(0.7-0.8)d2d1,d2至外箱壁间距22C1=C1mind2至凸缘边缘距离26C2=C2mindf至外箱壁的距离26df至凸缘边缘距离40箱体外壁至轴承盖做端面距离L136C1+C2+(5-10)轴承端盖的外径D2112 130 160轴承旁连接螺栓距离S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

33、查油面高度、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

34、凸缘式和嵌入式两种。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

35、活塞吧放油孔堵住，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对于所设计的二级圆柱斜齿轮减速器，由于传动装置所传递的转矩不是很大属，且在频繁的启动过程中，会有轻微的振动，宜采用油润滑。而查机械设计课程设计知：对于转速不是很高，载荷

36、中等的齿轮传动，应选择运动粘度在177mm2/s的润滑油，查表后知，可选择代号为L-CKC220的润滑油。并装至规定高度。适宜高度计算如下：或H(3050)+10取其中的大值。本例计算后可取为H=65mm。而最大高度一般应高于最低高度（510）mm，所以可取为75mm。考虑密封性，主要是为了保证机盖与机座联接处的密封良好，防止内部润滑油的外溢。相接触的表面应进行精加工，连接凸缘要有足够的宽度。连接用的螺栓要有足够的强度和合适的数量，并尽量均匀分布，以保证作用力的均匀分布。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

37、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

38、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

39、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.