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1、设计说明书 设计题目胶带式输送机传动装置 目录 一、设计任务书 3 二、传动方案拟定 4 三、电动机的选择 4 四、传动装置的运动和动力参数计算 6 五、高速级齿轮传动计算 7 六、低速级齿轮传动计算12 七、齿轮传动参数表18 八、轴的结构设计18 九、轴的校核计算19 十、滚动轴承的选择与计算23 十一、键联接选择及校核24 十二、联轴器的选择与校核25 十三、减速器附件的选择26 十四、润滑与密封28 十五、设计小结29 十六、参考资料29 一.设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1 电动机 2联轴器 3二级圆柱齿轮减速器 4联轴器 5卷筒 6运输带 原始数据：数据编号 04 运
2、送带工作拉力 F/N 2200 运输带工作速度 v/(m/s)卷筒直径 D/mm 300 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期 10 年；3.检修期：3 年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求 1.完成减速器装配图一张（A0 或 A1）。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。二.电动机设计步骤 1.传动装置总体设计方案 本组设计数据：第四组数据：运送带工作拉力 F/N 2200。运输带工作速度 v/
3、(m/s)0.9,卷筒直径 D/mm 300。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电
4、动机的选择 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率 Pw 按下试计算 1000wwwwkwVFP 试中 Fw=2200N V=/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 0.94w 代入上试得 2.111000wwwwkwkwVFP 电动机的输出功率功率 oP 按下式 wokwPP 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试 223gcr 由表 2-4 滚动轴承效率r=0.99：联轴器传动效率c=0.99：齿轮传动效率g=0.98（7 级精度一般齿轮传动）则 所以电动机所需工作功率为 2.112.320.91wokw
5、PP 因载荷平稳，电动机核定功率 Pw 只需要稍大于 Po 即可。按表 8-169 中 Y 系列电动机数据，选电动机的核定功率 Pw 为 3.0kw。按表 2-1 推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比259i 而工作机卷筒轴的转速为 446 106 100.9/min57.32/min300wwnrrDV 所以电动机转速的可选范围为 min)12.143392.515(min32.57)259(rrninwd 符合这一范围的同步转速有750minr和 1000minr两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000minr
6、的 Y 系列电动机 Y132S,其满载转速为wn960r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在 8-186,表 8-187 中查的。四.计算传动装置的总传动比并分配传动比 为 96016.7557.32mwnin i ii 考虑润滑条件等因素，初定 67.4i，59.3i 3.计算传动装置的运动和动力参数 I 轴 min960 rnnm II 轴 min57.205rinn III 轴 min26.57rinn 卷筒轴 min26.57rnnw I 轴 oc=2.320.99=2.30kwP P II 轴 =2.300.990.98=2.23kwPPrg III
7、轴 =2.23 0.990.98=2.16kwPrgP 卷筒轴 wc=2.160.990.99=2.12kwPrP I 轴 2.309550955023.94960TN mPn II 轴 2.2395509550103.60205.57TN mPn III 轴 2.1695509550360.2557.26TN mPn 工作轴 2.1295509550353.5857.26TwwwN mPn 电动机轴2.329550955022.98960ToomN mPn 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目 电动机 轴 轴 轴 工作轴 转速（r/min）960 960 功率 P（kw）转矩 T（Nm）
8、传动比 i 1 1 效率 7 7 3 五.高速级齿轮的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。211z，则大齿轮齿数07.9867.42112ziz 取992z 1).按齿轮面接触强度设计 1.设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即 231
9、1)(132.2HEdtZuuKTd 1.确定公式内的各计算数值 3.1tK。mmNnPT46.110381.210559 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数1d。4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数MPaZE8.189。5.由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。9110364.3108236519606060hjLnN 81210203.7iNN 90.01HNK；95.02HNK。取安全系数S=1 MPaMPaSKHHNH54060090.01lim11 MP
10、aMPaSKHHNH5.52255095.02lim22 2.设计计算 td1，代入H中较小的值。mmZuuKTdHEdt563.39)(132.22311。smndvt988.1100060960563.3910006011 计算齿宽 b bd11 39.56339.563tmmmmd 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 1139.5631.88421ttmmmmdmz 齿高 2.252.25 1.8844.24thmmmmm 39.5639.3314.24bh 查表 10-2 得使用系数=1.0;根据smv988.1、由图 10-8 得动载系数10.1VK 直齿轮1FKK；由表 10-2 查
11、的使用系数1AK 查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置1.417K 由 b/h=9.331 1.417K由图 10-13 得1.34FK故载荷系数 1 1.10 1 1.4171.559AVKK KK K 由机械设计mmmmKkddtt325.433.1/559.1563.39/3311 mmzdm063.221/325.43/111 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 131212FaSaFY YKTmdz 1.确定公式内的各参数值 1.由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF5801lim；大齿轮的弯曲强度极限MPaF3802lim
12、；2.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数88.01FNK，92.02FNK 3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数0.2STY,得 MPaSYKFESTFNF29.3144.1/88.0500111 MPaSYKFESTFNF71.2474.1/92.0380222 1 1.10 1 1.341.474AVFFKK KK K 1FaY、2FaY和应力修正系数、2SaY 由机械设计表查得76.21FaY；18.22FaY；56.11SaY；79.12SaY 6.计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较；013699.0111FSaFaYY 015753.
13、0222FSaFaYY 大齿轮大 43122 1.7472.381 100.0163371.3581 21mmmmm 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数=2mm 接触强度算得的分度圆直径=，算出小齿轮齿数 11143.325222mdz 大齿轮74.10267.42212ziz 取1032z 这样设计出的齿轮传动，即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。2.集合尺寸设计 、mmmzd44222111 mmmzd2062103122 mmdda1252/)20644(221 mmdbd444411 取mmB452，mmB501。3.轮的结构设计 小
14、齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d43mm 轮毂长度 与齿宽相等 )(45 mml 轮毂直径)(1781mmD 轮缘厚度 )(100mm板厚度 )(14 mmc 腹板中心孔直径)(1300mmD 腹板孔直径)(200mmd 齿轮倒角 取)(2 mmn 齿轮工作图如下图所示 六.低速级齿轮的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为 280H
15、BS，大齿轮为45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。213z，则大齿轮齿数39.7559.32134ziz 取754z 2).按齿轮面接触强度设计 1.设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即 2333)(132.2HEdtZuuKTd 1.确定公式内的各计算数值 3.1tK。mmNnPT46.31036.1010559 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数1d。4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数MPaZE8.189。5.由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强
16、度极限 MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。9310720.01082365157.2056060hjLnN834102001.0iNN 96.03HNK；98.04HNK。取安全系数S=1 MPaMPaSKHHNH57660096.03lim33 MPaMPaSKHHNH53955098.04lim44 2.设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径td3，代入H中较小的值。mmZuuKTdHEdt363.64)(132.22333。smndvt692.010006057.205363.641000603/计算齿宽 b bd31 64.36364.363tmmmm
17、d 计算齿宽与齿高之比 b/h 1164.3633.065212.252.25 3.0656.89664.3639.336.896tttmmmmhmmmmbhdmzm 查表 10-2 得使用系数=1.0;根据smv692.0/、由图 10-8 得动载系数10.1VK 直齿轮1FKK；由表 10-2 查的使用系数1AK 查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置1.423K 由 b/h=9.33 1.423K由图 10-13 得1.35FK故载荷系数 1 1.10 1 1.4231.565AVKK KK K 由机械设计，mmmmKkddtt626.703.1/56
18、5.1363.64/3333 mmzdm36.321/626.70/332 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 332232FaSaFKTY Ymdz 1.确定公式内的各参数值 1.由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF5803lim；大齿轮的弯曲强度极限MPaF3804lim；2.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数92.03FNK，94.04FNK 3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数0.2STY,得 MPaSYKFESTFNF57.3284.1/92.0500333 MPaSYKFESTFNF14.2554.1/94.038
19、0444 1 1.10 1 1.351.485AVFFKK KK K 3FaY、4FaY和应力修正系数3SaY、4SaY 由机械设计表查得76.23FaY；26.24FaY；56.13SaY；764.14SaY 6.计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较；013104.0333FSaFaYY 015625.0444FSaFaYY 大齿轮大 43222 1.485 10.36 100.0156252.221 21mmmmm 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术=接触强度算得的分度圆直径=70.626mm，算出小齿轮齿数 33270.623282.5dmz 大齿轮52.10059.328
20、34ziz 取1002z 这样设计出的齿轮传动，即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。2.集合尺寸设计 、mmmzd705.228233 mmmzd2505.2100244 mmdda1602/)25070(243/mmdbd707013 取mmB702，mmB751。3.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d48mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂长度 与齿宽相等)(70 mml 轮毂直径)(8.76486.16.11mmdD取)(761mmD 轮缘厚度 )(100mm腹板厚度 )(22 mmc 腹板中心孔直径)(15
21、40mmD 腹板孔直径)(240mmd 齿轮倒角 取)(2 mmn 齿轮工作图如下图所示 名称 符号 单位 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 中心距 a mm 125 160 传动比 i 模数 m mm 2 压力角 20 20 齿数 Z 222 103 28 100 分度圆直径 d mm 44 206 670 250 齿顶圆直径 da mm 48 210 75 255 齿根圆直径 df mm 39 201 齿宽 b mm 50 45 75 70 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 热处理状态 调质 调质 调质 调质 齿面硬度 HBS 280 240
22、 280 240 八.轴的结构设计 1.初选轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢，热处理为正火回火。1 轴 3114.72PdCmmn，考虑到联轴器、键槽的影响，取 d1=30 2 轴 3224.31PdCmmn，取 d2=35 3 轴3336.88PdCmmn,取 d3=38 1 轴选轴承为 30207 2 轴选轴承为 30207 3 轴选轴承为 30208 各轴承参数见下表：轴承代号 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN d D B da Da 动载荷 Cr 静载荷Cor 30207 35 72 17 42 62 30208 40 80 18 47 69 1 轴：由于高速轴齿
23、根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2 轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。3 轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。九.轴的校核计算 1.1 轴强度校核 1 1).高速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度=735Mpa 2）.计算齿轮上受力（受力如图所示）切向力NdTFte108844
24、1094.2322311 径向力NFFtere396364.0108820tan 3）.计算弯矩 水平面内的弯矩：max396 1344713779.05.181reyF abMN mml 垂直面内的弯矩：max1088 1344737857.59.181tezF abMN mml 故 222213779.0537857.5940287.21.yzMMMN mm 取=0.6，计算轴上最大应力值：222321max340278.210.6 23.94 100.1 38MTW 77.93735bMPaMPa 故高速轴安全，合格。弯矩图如下：2 1).低速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45 钢
25、，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度=735Mpa 2）.计算齿轮上受力（受力如图所示）切向力NdTFte28822501025.36022343 径向力NFFtere1049364.0288220tan 3）.计算弯矩 水平面内的弯矩：max1049 67 119.545033.88.186.5reyFa bMN mml 垂直面内的弯矩：max2882 67 119.5123725.11.186.5tezF abMN mml 故 222245033.88123725.11131666.07.yzMMMN mm 取=0.6，计算轴上最大应力值：222323max3131666.0
26、70.6 360.25 100.1 48MTW 22.89735bMPaMPa 故低速轴安全，合格。弯矩图如下：中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。十.滚动轴承的选择及寿命校核 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承 轴30207 两个，轴30207 两个，轴选用 30208 两个(GB/T297-1994)寿命计算：轴 1.查机械设计课程设计表 8-159，得深沟球轴承 30207 54.2rCkN063.5rCkN 2.查机械设计得 X=1,Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 125442ter Hr HFFFN 在水平面内轴承所受
27、得载荷 121982rer Vr VFFFN 所以轴承所受得总载荷 22221211544198578.91rrrr Hr VFFFFFN 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：1.21 578.910694.76praPfXFYFN 4.已知预期得寿命 10 年，两班制 hLh58400365108210 基本额定动载荷 33666060 960 58400694.7610.4154.21010hrrnLCPkNCkN 所以轴承 30207 安全，合格 轴 1.查机械设计课程设计表 8-159，得深沟球轴承 30208 63.0rCkN074.0rCkN 2.查机械设计得 X=1,Y=0 3
28、.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 1214412ter Hr HFFFN 在水平面内轴承所受得载荷 12524.52rer Vr VFFFN 所以轴承所受得总载荷 222212111441524.51533.49rrrr Hr VFFFFFN 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：1.21 1533.4901840.19praPfXFYFN 4.已知预期得寿命 10 年，两班制 hLh58400365108210 基本额定动载荷 33666060 57.26 584001840.1926.0763.01010hrrnLCPkNCkN 所以轴承 30208 安全，合格。中间轴
29、上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承 30207 安全，合格。十一.键联接选择及校核 选择 45 号钢，其许用挤压应力p=150Mpa 1 轴 左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm，轴段长 56mm，所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=8mm,h=7mm,L=45mm 2 轴 轴段长为 73mm，轴径为 43mm，所以选择平头普通平键（A 型）键 b=12mm,h=8mm,L=63mm 轴段长为 43mm，轴径为 43mm，所以选择平头普通平键（A 型）键 b=12mm,h=8mm,L=35mm 3 轴 轴段长为 68mm，轴径为 48mm，所以选择圆头普通平键（A 型
30、）键 b=14mm,h=9mm,L=58mm 右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm，轴段长 78mm，所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=10mm,h=8mm,L=69mm 2.键类型的校核 1 轴 T=23.94N.m，3p22 23.94 1011.632 37 3.5pTMpadlk 则强度足够，合格 2 轴 T=N.m，3p22 103.60 1036.543 33 4pTMpadlk 则强度足够，合格 3 轴 T=N.m，3p22 360.25 1080.338 59 4pTMpadlk 则强度足够，合格,均在许用范围内。十二.联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，
31、无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器 )(12501mNT 选用 TX3 型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用Z 型轴孔，A 型键，轴孔直径d=2230mm,选 d=30mm,轴孔长度 为 L=45mm )(4004mNT 选用 GY5 型（GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用Y 型轴孔，C 型键，轴孔直径d=5071mm,选 d=50mm,轴孔长度 为 L=60mm 十三.减速器附件的选择 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 10+3=8 箱盖壁厚 1 8+3=8 凸缘厚度 箱座 b 15 箱盖 b1 12 1 底座 b2 25 箱座
32、肋厚 m 8 地脚螺钉 型号 df M16+12 数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 M12 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 M12（）df 连接螺栓的间距 l 160 150200 轴承盖螺钉直径 d3 8（）df 观察孔盖螺钉 d4 6（）df 定位销直径 d （）d2 d1,d2 至外箱壁距离 C1 22 C1=C1min d2 至凸缘边缘距离 C2 16 C2=C2min df 至外箱壁距离 C3 26 df 至凸缘边缘距离 C4 24 箱体外壁至轴承盖座端面的距离 l1 53 C1+C2+(510)轴承端盖外径 D2 101101106 轴承旁连接螺栓距离 S
33、115 1 40 139 注释：a 取低速级中心距，a160mm 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称 规 格 或参数 作用 窥视孔 视孔盖 130100 为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235 通气器 通 气 螺塞 M101 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，
34、为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235 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入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200 定位销 M938 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错
35、装。材料为 45 号钢 油 面 指示器 油 标 尺M16 检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，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 油塞 M20 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，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235 起 盖 螺钉 M12 42 为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出 1 个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起 吊
36、装置 吊耳 为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径 18。十四.减速器润滑方式、密封形式 本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）.齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为3050。取为 60。2）.滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、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，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。此次减速器，经过大半学期的努力,我终于
37、将机械设计课程设计做完了.这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad 软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。十六.参考文献 机械设计手册、机械设计、机械设计课程设计、工程材料及其成形基础、理论力学。