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1、.螺旋输送机的传动装置设计 下图为螺旋输送机的六种传动方案，设计该螺旋输送机传动系统。螺旋输送机的传动方案 1.设计数据与要求 螺旋输送机的设计数据如下表所示。该输送机连续单向运转，用于输送散粒物料，如谷物、型沙、煤等，工作载荷较平稳，使用寿命为 8 年，每年 300 个工作日，两班制工作。一般机械厂小批量制造。学号-方案编号 17-a）输送螺旋转速n（r min）170 输送螺旋所受阻力矩T（N m）100 2.设计任务 1）分析各种传动方案的优缺点，选择（或由教师指定）一种方案，进行传动系统设计。2）确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算。3）进行传动零部件
2、的强度计算，确定其主要参数。4）对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图。5）对低速轴上的轴承以及轴等进行寿命计算和强度校核计算。6）对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图。7）编写设计计算说明书。.一、电动机的选择 1、电动机类型的选择 选择 Y 系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：1V 带传动效率1=0.96 2滚动轴承效率2=0.99 3一级圆柱齿轮减速器传动效率3=0.97 4联轴器效率4=0.99 312343=0.96 0.990.97 0.99 =0.895 （2）电机所需的功率：955010095501.78WWWPTnPnPk
3、w 1.781.990.895wdPPkw 因为载荷平稳，略大于即可，根据 Y 系列电机技术数据，选电机的额定功率为 2.2kw。（3）确定电机转速,输送螺旋输送机轴转速 170/minwnr .V 带传动比范围是 24，以及圆柱齿轮减速器5，则总传动比范围 1020，10201700 3400/minadawini nr 方案 电机型号 额定功率/kw 同步转速/满载转速n/(r/min)传动比 i 1 Y90L-2 2.2 3000/2840 2.91i 2 Y100L1-4 2.2 1500/1420 1.5i 3 Y112M-6 2.2 1000/940 i 综合价格和传动装置结构紧凑
4、考虑选择方案2，即电机型号 Y100L1-4 二、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 14208.353170mawnin 2、分配各级传动比 取 V 带传动传动比012i，则减速器的传动比为 018.3534.1762aiii 注：以上分配只是初步分配，实际传动比必须在传动零件参数确定后算出。一般，实际值与设计求值允许有3%5%误差。.三、动力学参数计算 0 轴（电机轴、小带轮轴）000010101011112123121.991420/min1.999550955013.383142011.990.961.911420710/min21.919550955025.671021.9
5、1 0.990.971.8357dmPPkwnnrPTN MnPPkwnnriPTN MnPkwnni 轴（大带轮、高速轴）轴（低速轴）P22223324222310170.02/min4.1761.83595509550103.07170.023170.02/min11.8350.990.991.7981.79895509550100.99170.02rPTN MnnnrPPkwPTN Mn 轴（螺旋输送机轴）000010101011112123121.991420/min1.999550955013.383142011.99 0.961.911420710/min21.9195509550
6、25.671021.91 0.99 0.971.8357dmPPkwnnrPTN MnPPkwnnriPTN MnPkwnni轴（大带轮、高速轴）轴（低速轴）P22223324222310170.02/min4.1761.83595509550103.07170.023170.02/min11.835 0.99 0.991.7981.79895509550100.99170.02rPTN MnnnrPPkwPTN Mn轴（螺旋输送机轴）000010101011112123121.991420/min1.999550955013.383142011.99 0.961.911420710/min2
7、1.919550955025.671021.91 0.99 0.971.8357dmPPkwnnrPTN MnPPkwnnriPTN MnPkwnni轴（大带轮、高速轴）轴（低速轴）P22223324222310170.02/min4.1761.83595509550103.07170.023170.02/min11.835 0.99 0.991.7981.79895509550100.99170.02rPTN MnnnrPPkwPTN Mn轴（螺旋输送机轴）.将结果列成表格 轴名 功率P/KW 转矩T/NM 转速n/(r/min)传动比 i 效率 0 轴 1.99 13.38 1420 1
8、轴 1.91 25.6 710 2 0.96 2 轴 1.84 103.59 170 4.176 0.96 3 轴 1.80 101 170 1 0.98 .四、传动零件的设计计算 V 带传动的设计计算 1、确定计算功率 由教材 P156 表 8-7 取 kA=1.2 1.2 1.99 2.388caAPK Pkw 2、选择 v 带的带型 根据、1由教材上图 8-11 选用 A 型 3、确定带轮的基准直径dd并验算带速 V（1）初选小带轮基准直径1dd。由教材上表 8-7 和 8-9，取小带轮基准直径190ddmm（2）验算带速 V。按书上式子 8-13 验算带速 113.1410014207
9、.4313/601000601000dd nvm s 因为 5m/sv30m/s,故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。根据书上式子 8-15a,计算大带轮基准.直径212100=200dddidmm 根据表 8-9 查的为标准值。4、确定 V 带中心距 a 和基准长度dL（1）根据教材式子 8-20，120120.7()2102()600ddddddadd 初确定中心距0500amm（2）由式子 8-22 计算带所需的基准长度 22101202()2()24(200 100)2 500+20024 5001476dddddddLaddammmm（100）+由教材上表 8-2 选带的基准长度
10、=1430（3）按式子 8-23 计算实际中心距 a 0014301476(500)47722ddLLaamm 按式子 8-24，计算中心距变化范围 minmax0.0154770.015 1430455.550.034770.03 1430519.9ddaaLmmaaLmm 为 455.55519.9mm 5、验算小带轮上包角1 12157.357.3180()180(200 100)168120477dddda 6、计算带的根数 Z（1）计算单根 V 带的额定功率rp.由1dd=100mm，11420/minnr，查表 8-4 得01.32pkw 根据11420/minnr，2i和 A 型
11、带，查表 8-5 得00.17Pkw 查表 8-6 得0.98K 查表 8-2 得0.96LK，所以r00=(1.32 0.17)0.98 0.96 1.402LPKKkw（P+P）（2）计算 V 带根数 Z ca2.3881.71.402rPzP 取 2 根 7、计算单根 V 带的初拉力0F 由表 8-3 得 V 带的单位长度质量 q=0.105kg/m，所以 2ca02(2.5)500+2.50.982.388500+0.1050.982 7.4313=130.398KPFqvK zvN（）（7.4313）8、计算压轴力pF 101682sin2 2 130.398 sin518.7422
12、pFzFN 8、结论 选用 A 型 V 带 2 根，基准长度 1430mm，带轮基准直径 12100,200,dddmmdmm中心距控制在 a=455.44mm519.9mm，单根初拉力0130.398FN 齿轮传动的设计计算.1、选齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按图 10-26 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角为20。（2）参考表 10-6，选 7 级精度（3）材料选择，由表 10-1 和其工作环境为多灰尘环境，选择球墨铸铁,小齿轮 QT500-5，240HBS,大齿轮 QT600-2，200HBS。（4）选小齿轮齿数119,z 大齿轮齿数214.176 19 79.35,
13、zuz取280,z 2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由式子 10-11 试算小齿轮分度圆直径，即 2t13121()HHEtdHK TZ Z Zudu a)确定公式中的各参数值 试选1.3HtK 计算小齿轮传递的转矩4125.62.56 10TN mN mm 由表 10-7 选取齿宽系数1d 由图 10-20 查得区域系数2.5HZ 由表 10-5 查得材料的弹性影响系数1/2173.9EZMPa 由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z.111222arccoscos/(2)arccos19 cos20/(192)31.767arccoscos/(2)arccos80 cos20/(8
14、02)23.54aaaazzhzzh 11222(tantan)(tantan)/219(tan 31.767tan 20)(tan 23.54tan 20)/21.685aazzz 40.87843z 计算接触疲劳许用应力H 由图 10-25a 查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为 lim1lim2610550HHMPaMPa 由式 10-15 计算应力循环次数 11992186060710 1(2 8 300 8)1.636 10/1.636 10/4.213.885 10hNn jLNNu 由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数120.9,0.95HNHNKK 取失效概率为 1%，安全系
15、数 S=1，由式 10-14 得 1lim112lim220.961054910.95550522.51HNHHHNHHKMPaSKMPaS 取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2 522.5HHMPa b)计算小分度圆直径.2t13121()HHEtdHK TZ Z Zudu 4232 1.32.56 104.2112.5 173.90.8784()14.21522.535.3mm（2）调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 V 113.1435.37101.31/60100060000td nvm s 齿宽 b 11 35.3 35.3dtbdmm
16、2)计算实际载荷系数HK 由表 10-2 查的使用系数1AK 根据1.31/vm s、七级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1.05vK 齿轮的圆周力 43111312/22.5610/35.31.4510/1 1.4510/35.341.07/100/ttAtFTdNK FbNmmNmm 查表 10-3 得齿间载荷分配系数1.2HK 查表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对轴承对称布置，得齿向载荷分布系数1.3078HK，由此，得到实际载荷系数、1 1.05 1.2 1.3078 1.648HAVHHKK K KK 3)由式 10-12 可得分度圆直径.33111.64835.
17、338.211.3HtHtKddmmK 由式子 10-13 可按实际载荷系数算得齿轮模数 1138.212.0119dmz 3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式子 10-5 计算模数 1sa3212()FtFatdFK TYY Ymz a)确定公式中各参数值 试选1.3FtK 由式子 10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 0.750.750.250.250.6951.6853aY 计算saFaFY Y 由图 10-17 查得齿形系数122.85,2.225FaFaYY 由图 10-18 查得应力修正系数121.54,1.775sasaYY 由图 10-24a 查得小齿轮和大齿轮的迟恩弯曲疲劳
18、极限分别为lim1lim2425,410FF 由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FNFNKK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式子 10-14 得 1lim110.85425258.0361.4FNFFKMPaS 2lim220.88410277.5381.4FNFFKMPaS.sa12.85 1.540.017258.036FaFY Y sa22.225 1.7750.01423277.538FaFY Y 因为小齿轮的大，取sasa10.017FaFaFFY YY Y b)计算模数 1sa3214322()2 1.3 2.56 100.017 0.6951.296
19、1 19FtFatdFK TYY Ymzmm（2）调整齿轮模数 圆周速度 111.29619 24.6tdmzmm 113.1424.67100.915/60100060000d nvms 齿宽 b 11 24.6 24.6dbdmm 宽高比 b/h*(2)(2 1 0.25)1.296 2.916thhac mmm /8.44b h 2）计算实际载荷系数FK 根据 v=0.915m/s,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数1.02VK 由431112/2 2.56 10/24.624 2.079 10tFT dN 311 2.079 1084.43 10024.624AtK FNb.查表
20、 10-3 得齿间载荷分配系数1.2FK 由表 10-4 得用插值法查得1.3066HK，1.27FK 则载荷系数为1 1.02 1.2 1.27 1.55FAVFFKK K K K 由式子 10-13 得按实际载荷系数算得齿轮模数 331.551.2961.3761.3FtFtKmmmmK 按就近原则取模数 m=2，则11138.2138.21,19.1052ddmm zm 取120z，此时1.966tmmm满足，24.176520 83.53z 取283z，834.1520i，4.17654.156%4.1765 所以改小齿轮齿数为 21，则221 4.1765 87.7z，选大齿轮齿数
21、88.4.176588/21=3.34%6%4.1765 合理 4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 1121 2 42dzmmm 2288 2 176dz mmm （2）计算中心距 12()/(176 42)/2 109addmmm（3）计算齿轮宽度 111 4242(510)(4752)dbdmmbbmm 取150bmm，242bbmm 5、圆整中心距后的强度校核.110a 齿轮变位后副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度 （1）计算变位系数和 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数 1212arccos(cos)/arccos(109 cos20)/11021.3
22、85+21 88109()/(2tan)(21.38520)109/2tan200.5173aazzzxxxinvinvzinvinv()/(110109)/20.5yaam 0.5173 0.5 0.0173yxy 从图 10-21a 可知当前的变位系数，提高了齿轮强度但是重合度有所下降。分配变位系数12,x x 由图 10-21b 可知，坐标点(/2,/2)zx=（54.5,0.2586）位于L14 与 L15 两线之间，按这两条线做射线，再从横坐标的12,z z处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是120.336,0.225xx（2）齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式 10-10
23、 中各参数，1 1.05 1.2 1.30821.648HAVHHKK K KK .411131432.56 10,1,42,4.1905,2.5,173.9,0.0878410-10212 1.648 2.56 105.192.5 173.9 0.87841 424.1905dHEHHHEdTN mmdmmuZZZK TuZ Z Zdu代入式子得 n453.569522.5（3）齿根弯曲疲劳强度校核 1 1.06 1.309 1.271.762FAVFFKK K KK 1 13.1442 7101.56/60 100060000d nvm s 41112/2 2.56 10/42 1219.
24、05tFT dN 11 1219.0529 10042AtK FNb 查表 10-3/10-4 得1.2,1.309,1.27FHFKKK*(2)4.5,/9.33hhac mb h 412.56 10TN mm 查图 10-17 得 1a22.825,2.225FaFYY 查图 10-18 得 1Sa21.55,1.785SaYY，0.750.250.695Y 把121z 代入式子 10-6 得到 11a1132142122 1.762 2.825 1.55 0.695 2.65 101 8 2180.56FFaSFdFK TYY Ym z .12a2232142222 1.762 2.25
25、 1.785 0.695 2.65 101 8 2173.89FFaSFdFK TYY Ym z 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力大于大齿轮 6、主要结论 齿数1221,88zz，模数 m=2mm,压力角20，变位系数 120.336,0.225xx中心距 a=110mm，齿宽1250,42bmm bmm。小齿轮选用球墨铸铁（调质），大齿轮选用球墨铸铁（调质）。齿轮按7 级精度设计。五、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、轴结构设计 选用 45 调质，硬度 217255HBS 图 2.1 根据教材 15-2 式，并查表 15-3，取0A=103126，取0115A,.轴
26、最小直径：133011.9111515.995710PdAn 考虑有键槽，将直径增大 5%，则：d=15.995(1+5%)=16.795 选 d=18mm 1L装大带轮处(1)2(21)152 1035Bzefmm 取1=35mmL 2L处为大带轮的定位轴肩和装入轴承端盖，所以轴肩高度(0.070.1)181.261.8amm 21220.5221.6dadmm 取221dmm。1.2=1.26=7.2tdmm螺栓 所以盖宽取 11mm，端盖外断面与带轮间距取 10mm，所以 2=21mmL。左侧轴承从左侧装入，考虑轴承拆装方便，装轴承处3d应大于2d，所以32(13)2224ddmm，但为
27、了满足轴承型号要求，取3725ddmm，选用深沟球轴承6305，（d=25mm.D=62mm,B=17mm）44257101.775 1016 10dn，采用脂润滑，应该在轴承内侧加挡油环，选挡油环宽度为 15mm，所以 37171532LLmm.考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以542dmm 5=50mmL 46,L L段都为挡油环定位轴肩46774646(0.070.1)26.7527.5=275ddddmmddmmLLmm取 综上轴总长180Lmm。2、计算轴上载荷 由上述各段轴长度可得轴承支撑跨距107lmm 小齿轮分度圆直径142dmm，转矩412.56 10TN mm 根
28、据教材公式 10-3 计算得 圆周力411122 2.56 10121942tTFNd 径向力11tan1219tan 20443.68rtFFN 根据两轴对称布置可得 AC=CB=53.5mm .图 2.2 111221241221.842609.5211868.4432608.2534700.982.56 10rAyBytAzBzCAyCAzCCCFFFNFFFNMFACN mmMFACN mmMMMN mmTTN mm 3、计算轴上载荷 转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处 的当量弯矩22()37948.5ecCMMTN mm 33337948.55.1220.1
29、0.1 42eccaMMpad.材料为 45 钢调质，查得160Mpa，1ca故安全。因为是齿轮轴，虽然有键槽和轴肩但是最小直径是根据扭转强度较为宽裕的尺寸确定的所以无需进行危险界面的校核。输出轴的设计计算 1.轴结构计算 选用 45 调质，硬度 217255HBS 图 2.3 根据教材公式 15-2，表 15-3 得0A=103126，取0115A 233021.83411525.4170PdAmmn 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=25.4x(1+5%)=26.67mm 选 d=28mm，齿轮在箱体中央，相对于两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面由轴套定位，周向用键过度配合，两轴
30、承分别以挡油环定位，周向用过度配合，轴呈阶梯状，左轴承从左边装入，右轴承和联轴器从右面装入。.右数第一段装配联轴器，查手册（GB/T5843-1986）弹性柱销联轴器，选 HL2 中 J 型，轴孔直径 28mm，轴孔长度 L=44mm，D=120mm。综上1144,28Lmm dmm 联轴器计算转矩2caATK T，查表 14-1，考虑转矩变化很小，故取1.3AK，21.3 103.589134.67caATK TN mm315N mm（查表 GB/T5014-1985）选用深沟球轴承 6306，（d=30mm.D=72mm,B=19mm），3630ddmm，选用挡油环宽度 13mm，6191
31、332Lmm 为满足联轴器定位需求，2L处应起一轴肩，又因为330dmm 229dmm，219Lmm 第四段安装大齿轮，4L应比轴毂略短些，选440Lmm，431dmm 为与主动轴满足轴承位置相同，且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。343.5Lmm，第五段为大齿轮定位轴肩，558.5,34Lmm dmm。2.计算轴上载荷 轴承支撑跨距为 105mm，AC=CB=52,.5mm 大齿轮分度圆直径 2176dmm，32103.5910TN mm 根据教材公式 10-3 计算得 圆周力4322222 103.59 101.177 10176tTFNd 径向力22tan1177tan 20428.45
32、rtFFN.图 2.4 22122121224.2252588.5211246.830896.332879.6103589rAyBytAzBzCAyCAzCCCFFFNFFFNMFACN mmMFACN mmMMMN mmTTN mm 3.计算轴上载荷 转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处 的当量弯矩22()70314.4ecCMMTN mm.33370314.423.60.10.1 31eccaMMpad 材料为 45 钢调质，查得160Mpa，1ca故安全。4.判断危险截面 键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于最小直径是按扭转强度较为宽裕确
33、定的，所以只需校核大齿轮与轴套过盈配合引起应力集中最严重的截面两侧就可以。大齿轮与轴套接触截面的轴套侧 抗弯截面系数3330.12700Wdmm 抗扭截面系数3330.25400TWdmm 轴套侧截面的弯矩52 1920865.952CMMN mm 截面上的扭矩32103.5910TN mm 截面上的弯曲应力7.73bMMpaW 截面上的扭转切应力219.18TTTMpaW 轴为 45 调质，由表 15-1 得 11640,275,155BMpaMpaMpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表 3-2 查得，10.033,1.03330rDdd，1.8,1.30 由附图 3-1 可
34、得轴材料的敏性系数为0.73,0.8qq 1(1)10.73-=Kq （1.81）1.584 1(1)10.8-=Kq （1.31）1.24 由附图 3-2 的尺寸系数0.85.由附图 3-3 得0.9 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数0.92 轴未经表面强化处理，即1q，按式子 3-12,及 3-14b 得综合系数 111.5841(1)11.950.850.92111.241(1)11.460.90.92qqKKKK 又由3-1、3-2 得碳钢的特性系数为 0.10.2,0.10.050.1,0.05取取 于是计算安全系数caS值，按式子 15-615-8 计算得 112752
35、2.6791.584 7.655015512.52719.1819.181.240.0522amamSKSK 222222.679 12.52710.971.5(22.679)(12.527)caS SSSSS 故安全。大齿轮与轴套接触截面的齿轮侧 抗弯截面系数 W 按表 15-4 中公式计算 抗弯截面系数3330.10.1 312979.1Wdmm 抗扭截面系数330.25958.2TWdmm 轴套侧截面的弯矩20667.2MN mm.截面上的扭矩32103.5910TN mm 截面上的弯曲应力20667.26.9372979.1bMMpaW 截面上的扭转切应力217.386TTTMpaW
36、过盈配合处K由附表 3-8 用插值法求出，并取0.8KK，于是有2.136,1.71,KK 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数0.92 轴未经表面强化处理，即1q，按式子 3-12,及 3-14b 得综合系数 111(1)2.13612.2220.92111(1)1.7111.7960.92qqKKKK 于是计算安全系数caS值，按式子 15-615-8 计算得 1127516.182.222 7.65501558.75419.1819.181.7960.0522amamSKSK 222216.18 8.7541.69961.5(16.18)(8.754)caS SSSSS 故安全，
37、因无瞬时过载和应力循环不对称性，所以可以省去静强度校核。.六、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命：2 8 300 838400hLh 1、计算输入轴轴承（6305）已知1710/minnr 0,0aarFFeF，22111297.2rtrFFFN 按表 13-6 查得，1.01.21.2ddff取 按表 13-5 查得，X=1，Y=0 根据式子 13-8a 计算()1.2 1 1297.21556.679draPfXFYFN 根据式子 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷为 13666060 710 384001556.67918.341010hn LCPkw 按照手册选取0
38、22.2,11.5rrCkw Ckw 6633101022.2 10()()680853840060 71060 7101556.679rCLhhP .在寿命上满足要求。2、计算输入轴轴承（6306）已知2170/minnr 0,0aarFFeF，22111252.5rtrFFFN 按表 13-6 查得，1.01.21.2ddff取 按表 13-5 查得，X=1，Y=0 根据式子 13-8a 计算()1.2 1 1252.51503draPfXFYFN 根据式子 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷为 13666060 170 384001503111010hn LCPkw 按照手册选取027
39、.0,15.2rrCkw Ckw 6633101027 10()()568347.83840060 71060 1701503rCLhhP 在寿命上满足要求。七、键连接的选择及校核计算 1、大带轮与的平键连接校核 选用 A 型键6 6 28 已知013.38TN m，大带轮处尺寸为18 15D L 材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为120RMpa 根据公式 6-1 040004000 13.3822.52518 6(286)PRTMpahld .故安全。2、大齿轮的平键连接校核 选用 A 型键8 7 36 已知125.6TN m，大带轮处尺寸为31 42D L 材料为 45 钢的键连接许用
40、挤压应力为120RMpa 根据公式 6-1 04000400025.616.8357 31(368)PRTMpahld 故安全。2、联轴器的平键连接校核 选用 B 型键8 7 40 已知125.6TN m，大带轮处尺寸为31 42D L 材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为120RMpa 根据公式 6-1 040004000 103.0665.727728(408)PRTMpahld 故安全。.八、减速器的润滑与密封 1、齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度45%，长度60%；（4）深沟球轴承 6305、6306 为 0.100.15mm；采用脂润滑。（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封
41、胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装 CKC150 工业用油至规定的油面高度范围；.（7）减速器外表面蓝色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验 .设计小结 经过 3 周的课程设计，我终于完成了自己的任务，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外，更多学会的是耐心。也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因
42、为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题。在设计过程中我经常出错，甚至有些东西重新算了两三遍。比如齿轮强度校核问题。以前虽然做过作业，但是当时偷懒没有好好学习。但是经过细细的推敲和更加深入的思考之后，对很多的知识，还是懂了很多。刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。.这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。真心的感谢老师和同学这段时间对我的帮助。.参考文献 1 濮良贵、纪名刚机械设计（第九版）北京：高等教育出版社，2006 2 王之烁、王大康机械设计课程设计指导书（第二版）机械工业出版社，