带式输送机二级同轴式减速器.doc

1、机械课程设计带式输送机二级同轴式减速器 目 录一、设计任务书1二、传动方案的拟定及说明2三、电动机的选择3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数4六、传动件的设计计算51.V带传动设计计算52.斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算121.高速轴的设计122.中速轴的设计153.低速轴的设计194.精确校核轴的疲劳强度22八、滚动轴承的选择及计算261.高速轴的轴承262.中速轴的轴承273.低速轴的轴承29九、键联接的选择及校核计算31十、联轴器的选择32十一、减速器附件的选择和箱体的设计32十二、润滑与密封33十三、设计小结34设计计算及说明结果一、 设计

2、任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）10500.8042051024. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（0号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（3号图纸）(3) 设计计算说明书一份二、 传动方案的拟定及说明如任务书

3、上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果三、 电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率(2) 电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器，则故 (3) 电动机额定功率由第二十章表20-1选取电动机额定功率。3. 电动机的转速由表2-1查

4、得V带传动常用传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为设计计算及说明结果可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动两级减速器1Y132M2-65.510009608426.672.1512.4052Y132S-45.51500144068402.1518.605由表中数据可知两个方案均可行

5、，但方案1的电机转速小，且让两级减速器的传动比小，这样也会减小减速器的尺寸和质量。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-6。4. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-65.510009602.02.0HDEGKL质量（kg）132388033125151033 81四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮

6、减速器的传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。设计计算及说明结果五、 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各州转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）96044712736功率（kW）5.55.285.074.87转矩（）55.71112.81381.241291.90设计计算及说明结果六、 传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书

7、）表8-7得， 工作情况系数（2） 选择V带的带型由、 由图8-11选用A型（3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速v。按式(8-13)验算带的速度,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为（4） 确定V带的中心距a和基准长度根据式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度A型设计计算及说明结果按式(8-23)计算实际中心距a。中心距变化范围为283.5803.5mm。所以a满足要求。（5） 验算小带轮上的包角（6） 确定带的根数

8、计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得根据，i=2.15和A型带，查表8-4b得 计算V带的根数z。取5根。（7） 计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3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（8） 计算压轴力5根设计计算及说明结果2. 斜齿轮传动设计计算按高速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1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

9、度为240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得，d) 小齿轮传递的传矩e) 由表10-7选取齿宽系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数g) 由图10-21d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h) 由式10-13计算应力循环次数：斜齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明结果i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得

10、k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故 。因表10-3查得；图10-13查得设计计算及说明结果故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正

11、系数由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为108mm按圆整后的中心距修正螺旋角设计计算及说明结果因值改变不多，故参数等不必修正

12、计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.52模数(mm)1.5螺旋角中心距(mm)108齿数3110931109齿宽(mm)53485348直径(mm)分度圆47.91168.4747.91168.47齿根圆42.75153.4742.75153.47齿

13、顶圆49.5171.4749.5171.47旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果七、 轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）4475.28112.81(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=47.91 ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则(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,于是得圆整得：min=25mm(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的

14、各段直径和长度为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=28mm。V带轮与轴配合的长度L1=55mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=50mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=28mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT=30mm62mm17.25mm，故d-=d-=30mm；而L-=45mm，L-=5mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度

15、h=5mm，因此，套筒左端高度为5mm，d-=40mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=34mm，取L-=50mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。根据箱体的宽度和轴承端盖的连接长度，且为了方便取端盖上的螺钉，因此取L-=72mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键8mm7mm36mm，V带轮与轴的配合为H7/k6；考虑到高速齿轮的尺寸问题，因此把小齿轮设计成齿轮轴的形式；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选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，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（

16、mm）配合说明-5025与V带轮键联接配合-7228定位轴肩-3045与滚动轴承30206配合，套筒定位-5034与小齿轮做成一个整体-540定位轴环-1730与滚动轴承30206配合总长度224mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30206型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16mm。因此，轴的支撑跨距为：L1=135.1mm， L2+L3=55.7+33.2=88.9mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。设计计算及说

17、明结果设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）1275.07381.24(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则安全设计计算及说明结果(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

18、钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=33mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为dDT=35mm72mm18.25mm，故L-=L-=45mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为3mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=45mm；齿轮的左端与左端轴承之间

19、采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=41mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=69mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键10mm8mm36mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选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，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4533与滚动轴承30207配合，套筒定位-4535与大齿轮键联接配合-6941定位轴环-5035和小齿轮

20、做成一个整体-4533与滚动轴承30207配合总长度254mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16mm。因此，轴的支撑跨距为L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋

21、转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）364.871291.90(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(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 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 安全设计计算及说明结果2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段

22、的直径d-=57mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=89mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=84mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=55mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为dDT=60mm110mm23.75mm，故d-=d-=60mm；而L-=22mm，L-=44mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30212型轴承的定位高度h=8mm，因此，取得d-=76mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可

23、得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=64mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为48mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=45mm。考虑到箱体的宽度和轴承端盖的长度，另外还要考虑到端盖是的螺钉的拆卸问题，因此取L-=75mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为16mm10mm70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键18mm11mm36mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺

24、寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-2260与滚动轴承30212配合-1276轴环-4564与大齿轮以键联接配合，套筒定位-4460与滚动轴承30212配合-7557与端盖配合，做联轴器的轴向定位-8455与联轴器键联接配合总长度282mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30212型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计

25、算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但

26、截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。安全设计计算及说明结果2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图

27、3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为设计计算及说明结果又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 安全设计计算及说明结果经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，

28、附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。安全设计计算及说明结果八、 滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30206型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-1得， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和设计计算及说明结果 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿

29、命要求。2. 中速轴的轴承选用30207型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7得， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和满足寿命要求设计计算及说明结果由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果3. 低速轴的轴承选用30212型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7得， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所

30、以（3） 求轴承当量动载荷和 设计计算及说明结果由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果九、 键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） V带轮处的键取普通平键GB/T1096-2003 键 8x7x36键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键GB1096-2003 键 10x8x36键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键GB1096-2003 键 18x11x36键的工

31、作长度键与轮毂键槽的接触高度该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明结果(4)联轴器周向定位的键取普通平键GB1096-2003 键 16x10x70键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180布置。则该双键的工作长度为十、 联轴器的选择根据输出轴转矩，查课程设计表17-4选用LX4联轴器(ZC55x112)/(J1B50x112)GB5014-2003，其公称扭矩为符合要求。十一、 减速器附件的选择和箱体的设计1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖， 。2. 通

32、气器查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒。3. 油面指示器查表9-14，选用油标尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表9-20，选用箱盖吊耳， 箱座吊钩，6. 定位销查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A8257. 起盖螺钉查表13-7，选用GB5782-86 M1015该键满足强度要求设计计算及说明结果8. 箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚10箱盖壁厚18.5箱体凸缘厚度b、b1、b2b=15;b1=12.75;b2=25加强筋厚m、m1m=10;m1=9地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d112箱盖、箱座联接螺栓直径d21

33、0十二、 润滑与密封12.1润滑由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度小于5m/s，所以轴承采用油润滑。轴承采用脂润滑。 油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免侵油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件侵入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适深度H1对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不宜散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB150号工业齿轮润滑油。12.2密封减速器需要密封的部位不多，有轴伸出处、轴承内侧

34、、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。12.2.1 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油 露出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。12.2.2 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶设计计算及说明结果十三、 设计小结通过此次的机械课程设计使我明白了，要想设计一个理想的产品，它所涵盖的内容包括很大，让我们明白了一件质量高

35、的产品的诞生，不但是机械设计这一门课程就可以完成的好的，它运用了我们机械制图、公差与测量技术、机械原理、材料力学等知识，此次的课程设计让我深谙其中的道理。另外，由这次的课程设计也让我重新复习了以前的内容，也尝到了学以致用的艰难和甜头。在整个设计过程中让我印象最深的一点就是：整个设计流程是一环紧扣一环，在每个环节都要从全局着想，一步大意这有可能会造成整个产品的设计失败。所以，在保量也要保质。另外，我也看到了计算机绘图跟手工绘图的优势所在，通过此次的CAD辅助绘图，让我又重新对CAD有了新的认识，也意识到它会让你的设计效率大大的提高。因而，要更加的熟悉和掌握运用此类软件。纵观产品的全局，我认为产品

36、的优点在于：结构紧凑，质量轻便，其同轴式的设计使得其横向尺寸大大的缩小。产品的缺点：在设计轴时设计其总长尺寸过大，这样增大了产品的整体尺寸，由此引发了其包装尺寸和库存尺寸和安装尺寸都偏大，因此在以后的设计过程尽可能的减小产品的尺寸。邵阳学院课程设计（论文）评阅表学生姓名： 雷学伟 学 号： 0941101103 系别： 机械与能源工程系 专业班级： 现代制造技术 题目名称：带式传输机同轴式二级减速器设计 课程名称： 机械设计课程设计 一、学生自我总结历时三周的机械课程设计已经尘埃落定，虽然只有短短的三个星期，却让我学到了很多，也意识到了自身的不足。首先，自己的准备工作做得不足，虽然在此之前学过了机械制图、材料力学、公差与测量技术等专业学科，但是由于平时没有串联运用，导致使用脱节。其次，对机械设计这门学科认识的较为浅显，当碰到一些深层次的研究内容就招架不住。同时，对基础知识也把握的不是很牢靠。让我警觉到自己平常学习与训练中对基础知识的轻视。最后，没有掌握扎实的计算机绘图技术，对AUTOCAD软件运用的不是很纯熟，同时对其他运用软件认知度太低，没有充分发挥各个软件的优势。在此次的机械课程设计的过程中让我认识到知识的串联运用的重要性，