二级齿轮减速箱

湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部 ） 2012 2013 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 邱显焱 职称 讲师 学生姓名 吕晓波 专业班级 机设1001 学号 10405701030 题 目 二级圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2012 年 12 月24日 2013年 1月4日序号目 录 清 单材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书1份2课程设计说明书1份3课程设计图纸4张1张456 课程设计任务书20122013学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及其自动化 专业机设1001班级课程名称： 机械设计 设计题目： 二级圆柱齿轮减速器 起止日期：自 2012年 12 月24 日至 2013 年 1 月 4 日共 2 周内容及任务一、设计任务:设计两级圆柱齿轮减速器二、设计的主要技术参数运输带工作拉力（F/N） 运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）45001.0355工作条件：常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。三、设计工作量设计计算说明书一份, 零件图3张A3图纸, 装配图1张A0图纸进度安排起止日期工作内容2012.12.252012.12.26设计方案分析，电动机选择，运动和动力参数设计 2012.12.272012.12.31齿轮及轴的设计 2013.1.12013.1.2轴承及键强度校核，箱体结构及减速器附设计 2013.1.32013.1.6零件图和装配图绘制主要参考资料1、机械设计银金光、刘扬主编， 北京交通大学出版社2、机械设计课程设计 银金光、刘扬主编，北京交通大学出版社3、机械设计综合课程设计 王之栎、王大康主编， 机械工业出版社4、机械设计手册（第五版） 成大先主编， 化学工业出版社5、互换性与测量技术基础 徐学林主编， 湖南大学出版社指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日目录一.课程设计任务书二.设计要求三.设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 轴的设计7. 箱体结构设计8. 润滑密封装置及其它9. 三维模型四、 设计小结五、 参考资料一.课程设计任务书1.设计任务:设计两级圆柱齿轮减速器2.设计的主要技术参数运输带工作拉力（F/N） 运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）45001.0355工作条件：常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。二 设计要求1. 完成传动设计方案；2.编写设计计算说明书一份（计算机打印，30页以上）；装配图一张（一号图或0号图，CAD或Proe绘制）；3.零件图三张（三号图，CAD或Proe绘制）；三 设计步骤1. 传动装置总体设计方案带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。2. 电动机的选择（1）电动机的类型选择。根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380伏。（2）电动机的容量选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 设：输送机滚筒轴（4轴）至传送带的传动效率； ：联轴器效率，=0.99（见表3-3）； ：闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97（见表3-3）； ：一对滚动轴承效率，=0.99（见表3-3）； ：输送机滚筒效率，=0.96（见表3-3）；估算传动系统总效率为： 则传动系统的总效率为： 工作时，电动机所需的功率为：为满足电机功率： 条件Y系列交流异步电动机额定功率应该为：（3）电动机转速的选择。根据已知条件，可得出滚筒的工作转速为： =初选同步转速为1500r/min、1000r/min和750r/min的电动机，查表得型号分别为Y132S4-6、Y132S-4和Y132M2-6两种现将其有关技术数据及相应算的总传动比列于表中。通过对上述两种方案的比较可以看出：方案选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为17.83，这对两级减速传动而言不算大，故选方案较为合理。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/mmY132S4-65.51500144026.753880Y132M2-65.5100096017.833880Y160M2-85.575071513.83880（4）各级传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比为 由传动系统方案（见图3-3）知 ；由计算可得两级圆柱齿齿轮减速器的总传动比为： 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为低速级传动比为 传动系统各级传动比分别为： 4. 计算传动装置的运动和动力参数 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。 0轴（电动机轴）：(1轴：（减速器高速轴）（KW） ( 2轴：（减速器中间轴）（r/min）( 3轴：（减速器低速轴）(4轴：（输送机滚筒轴） 将上述的结果列表以供后续工作的查用：轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)960960190.5853.9453.94功率5.295.23715.02924.82954.733转矩52.6252.10240.65855.06837.97传动比14.813.7015. 齿轮的设计 5.1高速级齿轮（齿轮1、2）的设计（采用斜齿圆柱齿轮）1.选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理 根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Gr钢，调质处理，硬度HBS1=260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度 HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。（2）选择齿轮的精度此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表7-7，初定为8级精度。（3）初选齿数取=24，2.确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图7-18（a）查MQ线得，（2）确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮循环次数由图7-19查得（3）确定尺寸系数，由图7-20取（4）确定安全系数，由表7-8取=1.05（5）计算许用接触应力，按式(7-20)计算，得 3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（7-25）计算，其公式为确定上式中的各计算数值如下：（1）初定螺旋角=15°，并试选载荷系数=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩（3）确定齿宽系数，由表7-6选取齿宽系数=0.8（4）确定材料弹性影响系数，由表7-5查得（5）确定节点区域系数，由图7-14得=2.43（6）确定重合度系数由式（7-27）可得端面重合度为轴面重合度 因1，由式（7-26）得重合度系数（7）确定螺旋角系数（8）试算所需小齿轮直径4.确定实际载荷系数与修正所计算的分度圆直径（1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查表-2取=1（2）确定动载系数计算圆周速度 故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得1.15（3）确定齿间载荷分配系数齿宽初定=0.8×44=36mm计算单位宽度载荷值为查表7-3取=1.4（4）确定齿向载荷分布系数，由表7-4得（5）计算载荷系数（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12）得（7）计算模数4.23 mm5.齿根弯曲疲劳强度计算 由式（7-28）得弯曲强度的设计公式为，确定上式中的各计算数值如下：（1）由图7-21（a）取，（2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数（3）由表7-8查得弯曲疲劳安全系数（4）由图7-23得尺寸系数（5）由式（7-22）得许用弯曲应力（6）确定计算载荷初步确定齿高 =2.25=2.25×2.21=4.97，=36/4.97=7.24查图7-12得=1.35,计算载荷（7）确定齿形系数当量齿数为 ，由图7-16查得（8）由图-17查得应力校正系数 ，（9）计算大小齿轮的值，大齿轮的数值大。（10）求重合度系数端面压力角 基圆螺旋角的余弦值为当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）计算（11）由图7-25得螺旋角影响系数（12）将上述各值代入公式计算，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.69按国标圆整为=3。并根据接触强度计算出的分度圆直径=101.4mm，协调相关参数与尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。6.齿轮几何尺寸计算(1）中心距 把中心距圆整成216mm。(2）修正螺旋角 螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。(3）分度圆直径 (4）确定齿宽 ，b1=52mm5.2低速级齿轮（齿轮3、4）的设计（采用直齿圆柱齿轮）1.选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1，取小齿轮材料为40Gr钢，调质处理，硬度HBS1=260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度 HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。（2）选择齿轮的精度此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表7-7，初定为8级精度。（3）初选齿数取，2.确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限由图7-18（a）查MQ线得，（2）确定寿命系数小齿轮循环次数 大齿轮循环次数 由图7-19查得=1，=1（3）确定尺寸系数，由图7-20查得ZX3= ZX4=1（4）确定安全系数，由表7-8取（5）计算许用接触应力根据式(7-22)得 3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按式（7-11）计算齿面接触强度，公式如下：确定上式中的各计算数值如下：（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩 （3）确定齿宽系数，由表7-6选取齿宽系数=0.8（4）确定材料弹性影响系数，由表7-5查得材料弹性影响系数（5）确定节点区域系数，由图7-14得（6）确定重合度系数，由式(7-9)计算重合度为由式(7-8)计算重合度系数（7）试算所需小齿轮直径4.确定实际载荷系数与修正所计算的分度圆直径（1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查表-2取=1（2）确定动载系数计算圆周速度 故前面取8级精度合理。由齿轮的速度与精度查图7-8得1.05（3）确定齿间载荷分配系数齿宽初定单位载荷由表7-3查得（4）确定齿向载荷分布系数，由表7-4得（5）计算载荷系数（6）根据实际载荷系数按式（7-12）修正所算的分度圆直径为 （7）计算模数 5.齿根弯曲疲劳强度计算 弯曲强度按式（7-17）计算，其公式如下：确定上式中的各计算数值如下：（1）确定弯曲应力极限值由图7-21（a）取，（2）确定弯曲疲劳寿命系数，由图7-22查得（3）确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8查得（4）确定尺寸系数，由图7-23得（5）按式（7-22）计算许用弯曲应力为（6）确定计算载荷初步确定齿高=2.25=2.25×3.67=8.3，=67/8.3=8.1，查图7-12取=1.27；计算载荷为（7）确定齿形系数，由图7-16查得，（8）确定应力校正系数，由图7-17查得，（9）计算大小齿轮的数值，大齿轮的数值大，应该把大齿轮的数据代入公式计算。（10）计算重合度系数，按式（7-18）计算得（11）把以上数值代入公式计算，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值2.2按国标圆整为=3。再按接触强度计算出的分度圆直径=83mm，协调相关参数与尺寸为，这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。6.齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径 d=mz=84 mm d=mz312 mm齿顶圆直径 d= d2 h=842×2=88 mm d=d2 h=3122×2=316 mm齿根圆直径 d= d2 h=842×2.5=79 mm d= d2 h=3122×2.5=307 mm中心距 齿宽 取，b=72 mm 6.轴的设计6.1 轴（减速器高速轴）的设计1.初步确定轴的最小直径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12-3,取，于是得输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，如图所示。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相配，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表11-1，已知转矩变化很小，取=1.3，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315000。但该轴外伸端用的联轴器与电动机相联。外伸轴直径和电动机直径应相差不大。之前所选用的电动机型号为Y132S-4，该电动机轴最小直径为38mm，故按d=（0.81.2D），取d=30mm。再查机械设计手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=82mm。4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。齿顶圆直径，因此应该做成齿轮轴形式。选用装配方案如图所示。轴1的结构与装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。考虑半联轴器的轴向定位要求，轴段的左端需要一个定位轴肩，取直径=36；联轴器右端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以应取VII-VIII段的长度比联轴器毂孔长=82略短一点，取=80。初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，应考虑存在轴向力，轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=36，由轴承产品目录中初步选用圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，故；将套筒和挡油环设计成一体，取。=35mm，已知齿轮轮毂宽度为52mm，所以=52mm。轴承端盖的总宽度为20 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=40 (参看图12-21)，故取60。取齿轮距箱体内壁之距离a=16,齿轮2与齿轮3之间的距离c=20。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s= 10 ，已知滚动轴承宽度=23，齿轮2、齿轮3之间的宽度分别为，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位。半联轴器与轴的周向定位采用平键联接中性，半联轴器与轴的联接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考课本表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如上图所示。6.2 轴（减速器中间轴）的设计 1.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为而 圆周力，径向力，及轴向力的方向如图所示。2.初步确定轴的最小直径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12-3,取，于是得3.轴的设计（1）拟定轴上零件的装配方案。选用装配方案如图所示。轴2的结构与装配初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮和直齿轮,应考虑存在轴向力。轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=34.6mm，由轴承产品目录中初步选用圆锥滚子轴承30307，其尺寸为，故。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。取安装齿轮处的轴段-、-的直径=45mm，左齿轮和右齿轮都采用轴肩和轴套定位。齿轮2和齿轮3的宽度分别为。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取42mm，=70mm。轴肩高度h0.07,故取=5mm，则=56mm。另外两齿轮相距c=20mm。故取=20mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=16,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s= 10mm，已知滚动轴承宽度=21mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位。齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面 ,键槽长为28mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如上图所示。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图(如图12-26所示)作出轴的计算简图(如图12-24所示)。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值(如图12-23所示)。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=17。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。垂直面：水平面：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表(参看图12-24)。载荷水平面垂直面支反力，弯矩 总弯矩扭矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，根据式(12-5)及上表中的数值，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表12-1查得=180MPa 因此，故安全。7.精确校核轴的疲劳强度（1)判断危险截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、和、处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。又因为该轴在结构上基本是对称的，故截面也不必进行校核，截面处的应力没截面处应力大，故该轴只需校核截面左右两侧即可。（2)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 =240650截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表12-1查得截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及，由机械计手册【16】表5-1-31查取。2.63，1.89查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即,则按式（2-19)得综合影响系数为又由机械计手册【16】表5-1-33查得应力折算系数， 于是，计算安全系数值，按课本上式(12-6)(12-8)则得，故可知其安全。截面左侧轴段直径比右侧轴段直径大，且无轴肩，右侧符合要求，故左侧无需校核。6.3轴（减速器低速轴）的设计1初步确定轴的最小直径先按式(12-2)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12-3,取，于是得输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，如图12-26所示。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相配，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表11-1，已知转矩变化很小，取=1.3，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径，故取=50mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。2.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。选用装配方案如图12-26所示。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。考虑半联轴器的轴向定位要求，轴段的左端需要一个定位轴肩，取直径=57；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以应取段的长度比联轴器毂孔长=84略短一点，取=82。轴3的结构与装配初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=62，由轴承产品目录中初步选用深沟球轴承6212，尺寸为，将挡油环与套筒设计成一体，故；而=22+12=34mm。左端轴承定位的套筒需要采用肩轴向定位。由手册上查得6212型轴承的定位轴肩高度h=5mm，则=70mm。取安装齿轮处的轴段、的直径=68mm齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为68，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取=65；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07,故取=5,则轴环处的直径=78。轴环宽度，取=10。轴承端盖的总宽度为20 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=30 (参看图12-21)，故取50。取齿轮距箱体内壁之距离a=16,齿轮2与齿轮3之间的距离c=20。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s= 10 ，已知滚动轴承宽度=22，齿轮2、齿轮3之间的宽度分别为，则(（3)轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按=68mm由手册查得平键截面 ,键槽长为40，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如上图所示。7.减速器装配图的设计7.1箱体主要结构尺寸的确定1.铸造箱体的结构形式及主要尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如下表：名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚16箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径18地角螺栓数目6轴承旁连接螺栓直径14连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8，12视孔盖螺钉直径8定位销直径8至外箱壁距离24/20/16至凸缘边缘距离22/14轴承旁凸台半径18凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离8齿轮端面与内箱壁距离>8箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径122/112/142盖与座连接螺栓直径102箱体内壁的确定箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3050mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。7.2 减速器附件的确定视孔盖：由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：选用型号为的通气塞探油针：选用型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚22.5倍选取。取螺塞直径为17mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为8mm吊环：吊耳环在箱盖上铸出。8.润滑密封装置及其它8.1润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。2.轴承的润滑轴承采用润滑脂进行润滑。8.2密封为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。8.3其它（1）装配图图纸选用A0的图纸，按1：2的比例画。（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙的四倍。（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。（5）应调整轴承轴向间隙，F35为0.030.008mm F45为0.060.12mm F750.080.15mm.检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。（6）机内装N68润滑油至规定高度（7）表面涂灰色油漆。 9.三维模型四、 设计小结 几个周的课程设计结束了，这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是背负恶劣的天气所付出的决心与毅力!通过这次的设计我也发现自己有很多的不足，理论与实践终究是有差距的，深深地感觉到了自己专业知识的薄弱。自己虽然是一名大三的学生，但作为一名学机械专业的人来说，自己的专业基础真的需要大大加强！自己在设计的过程中遇到了太多的问题，自己设计出来的减速器也难经得起考验，因为还有很多问题需要改善，但是时间不多了，马上就要考试了自己也没心情去认认真真的把所有问题去解决，还需要很多时间去学习。但在后的学习生活中我会把在这次课程设计中遇到的问题去解决好。作为一名机械学子，就要有严谨的学习作风，做到精益求精！课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。通过这次课程设计，我最大的收获是对CAD和Proe软件的使用比较熟练了，自己能独立画出二级齿轮减速器的三维模型，只是对齿轮的画法还不够熟练。我觉得这些软件平时要多加练习，这样在以后做课程设计甚至毕业设计中才能做得更快更好！总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，跟同学们在一起共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和应用方面的不足，也懂得了应该怎样去加强自己的专业知识素养，在今后的学习过程中我们会更加努力。五、参考资料1、机械设计银金光、刘扬主编， 北京交通大学出版社2、机械设计课程设计 银金光、刘扬主编，北京交通大学出版社3、机械设计综合课程设计 王之栎、王大康主编， 机械工业出版社4、机械设计手册（第五版） 成大先主编， 化学工业出版社5、互换性与测量技术基础 徐学林主编， 湖南大学出版社6、工程制图（第二版） 赵大兴主编， 高等教育出版社27