机械设计课程设计任务书.doc

重庆交通大学机械设计课程设计任务书名 称： 二级圆柱齿轮减速器 学 院： 机电与汽车工程学院 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导老师： 成 绩： 完成日期： 2014年6月16日 目录设计要求综述-2一、电动机的选择-3二、传动比的分配-3三、计算各轴的转速-4四、计算各轴的转矩-4五、带传动设计-5六.齿轮传动设计-7（一）斜齿圆柱齿轮(高速级齿轮)设计-7（二）直齿圆柱齿轮(低速级齿轮)设计-14七 轴及轴承的设计-20（一）输出轴（轴）及轴承的设计-20（二）中间轴（轴）及轴承的设计-24(三)输入轴（轴）及轴承的设计-28八 减速器箱体尺寸数据选择-32九 减速器润滑与密封-35十 主要设计结论-35十一 感想及致谢-36参考文献-37设计要求综述 1.设计题目设计一带式输送机的传动装置（一级圆柱直齿轮和一级圆柱斜齿轮减速器），传动示意图如下：123456v1电动机2V带传动3减速器 4联轴器5鼓轮 6输送带已知条件：1）鼓轮直径： D= 250 毫米；2）鼓轮上的圆周力： F= 1800 牛顿；3）输送带速度： V= 1.5 米/秒；技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按300天计算， 2 班制工作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质为平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差35%。2.设计要求 1）减速器装配图1张； 2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；3.设计期限 1）设计开始日期：2014年3月23日 2）设计完成日期：2014年6月26日4.指导老师 本设计由指导老师 指导。一、电动机的选择1.确定工作机功率2.原动机功率传动系统总效率根据参考文献【4】表9.1知，联轴器的传动效率；滚动轴承的效率；闭式斜齿圆柱齿轮的传动效率；滚筒的传动效率为；V带的传动效率，总传动效率为： 原动机的功率由参考文献【4】表12-1选定额定功率为4kw.3.确定电动机转速由公式：总传动比，电动机转速且：普通V带，滚子链，单级齿轮减速器所以 符合这一范围的电动机同步转速的有1500 r/min、 3000r/min两种，选用同步转速为3000r/min的电动机，查参考文献【4】表121选定电动机型号为Y112M-2其主要性能如表所示电动机型号额定功率/KW满载转速/(r.min-1)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-2428902.22.3二、传动比的分配电机转速为3000r/min，则由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由低速级传动比为，从而高速级传动比为三、计算各轴的转速I轴II轴III轴卷筒轴四、计算各轴的转矩1.求各轴功率2.求各轴转矩将数据带入公式可得五、带传动设计1、确定计算功率由参考文献【1】表8-8查得工作情况系数，则2、选择V带的带型根据，电动机满载转速为2890r/min，由参考文献【1】图8-11选用A型v带3、确定带轮的基准直径并验算带速v初选小带轮的基准直径由参考文献【1】表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速v因,带速合适。计算大带轮的基准直径。大带轮的基准直径 由参考文献【1】表8-9知 ,可取。4、确定V带的中心距和基准长度 （1）初定中心距（2）所需的基准长度 由参考文献【1】表8-2选带的基准长度（3）计算实际中心距a由参考文献【1】式8-24得中心距变化范围为460-523mm。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数z计算单根V带的额定功率由和,查参考文献【1】中表8-4得根据 和A型带查参考文献【1】中表8-5得查参考文献【1】中表8-6得，查参考文献【1】中表8-2得,则V带的根数 取z=3根。7、计算单根V带的初拉力的最小值由参考文献【1】表8-3查得V带单位长度质量q=0.105 应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值 9、带轮结构设计 V型设计结论：选用A型普通V带3根，带基准长度1430mm。小带轮基准直径90mm，大带轮基准直径180mm，中心距控制在460-523mm。单根带初拉力不小于125.81N。六.齿轮传动设计（一）斜齿圆柱齿轮(高速级齿轮)设计1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：（1） 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20（2） 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照参考文献【1】中表10-8，选择7级精度（3） 材料 由2中表10-1选择 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS（4） 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 。初选螺旋角2.按齿面接触强度设计(1)由参考文献【1】式10-11试算小齿轮分度圆直径1）确定公式中各参数值试选载荷系数小齿轮转矩由参考文献【1】中表10-5查得材料弹性影响系数齿宽系数：由参考文献【1】中表107知齿宽系数由参考文献【1】中图10-20查得区域系数计算疲劳强度用重合度系数计算接触疲劳强度许用应力由参考文献【1】图10-25d查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限分别为计算应力循环次数由参考文献【1】图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1% 安全系数S=1，则由参考文献【1】中式10-14 取其中较小者，即2）试算小齿轮分度圆直径（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计算圆周速度 计算齿宽b 2）计算实际载荷系数由参考文献【1】表10-2查得使用系数据、7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载荷系数齿轮的圆周力由参考文献【1】表10-3得齿间载荷分配系数由参考文献【1】表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，得齿间载荷分布系数由此，实际载荷系数3）由参考文献【1】式10-12，按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 相应齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度校核（1）由参考文献【1】中式10-7试算模数1） 确定公式内各计算数值试选 由参考文献【1】式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算由参考文献【1】中：图10-17查得齿形系数图10-18查得应力修正系数图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 大齿轮的数值大,因此2） 试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的准备圆周速度齿宽宽高比2）计算实际载荷系数由，7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载系数由根据参考文献【1】表10-3查得齿间载荷分配系数由参考文献【1】表10-4用插值法查得，结合b/h=10.445,查图10-13，得，则载荷系数为3）由参考文献【1】式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.774，并根据参考文献【5】表10-1就近圆整为标准值m=2.0，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径。由此则算出小齿轮的齿数实际传动比：传动比误差： 符合要求。4.几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计与制造，可采用变位法将中心距圆整至。（1）修正螺旋角 （2）计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变位系数和齿顶高降低系数。分配变位系数由参考文献【1】图10-21b，坐标点位于L16和L17之间。按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂线，与射线交点的横坐标分别是(2)齿面接触疲劳强度校核按照前面的方法，求得：代入，可得齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度符合要求。（3）齿根弯曲疲劳强度校核同理，求得代入公式，求得齿根弯曲疲劳强度符合要求。6.主要结论（二）直齿圆柱齿轮(低速级齿轮)设计1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：（1） 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20（2） 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照参考文献【1】中表10-8，选择7级精度（3） 材料 由2中表10-1选择 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS（4） 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 2.按齿面接触强度设计(1)由参考文献【1】式10-11试算小齿轮分度圆直径1）确定公式中各参数值试选载荷系数小齿轮转矩由参考文献【1】中表10-5查得材料弹性影响系数齿宽系数：由参考文献【1】中表107知齿宽系数由参考文献【1】中图10-20查得区域系数计算疲劳强度用重合度系数计算接触疲劳强度许用应力由参考文献【1】图10-25d查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限分别为计算应力循环次数由参考文献【1】图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1% 安全系数S=1，则由参考文献【1】中式10-14 取其中较小者，即试算小齿轮分度圆直径（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计算圆周速度 计算齿宽 2）计算实际载荷系数由参考文献【1】表10-2查得使用系数据、7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载荷系数齿轮的圆周力由参考文献【1】表10-3得齿间载荷分配系数由参考文献【1】表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，得齿间载荷分布系数由此，实际载荷系数3）由参考文献【1】式10-12按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 相应齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度校核（1）由参考文献【1】中式10-7试算模数1） 确定公式内各计算数值试选 由参考文献【1】式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算由参考文献【1】中：图10-17查得齿形系数图10-18查得应力修正系数图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 大齿轮的数值大,因此2） 试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的准备圆周速度齿宽宽高比2）计算实际载荷系数由，7级精度，由参考文献【1】图10-8查得动载系数由根据参考文献【1】表10-3查得齿间载荷分配系数由参考文献【1】表10-4用插值法查得，结合宽高比，查图10-13，得，则载荷系数为3）由参考文献【1】式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.449，并根据参考文献【5】表10-1就近圆整为标准值m=2.5，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数实际传动比：传动比误差： 符合要求。4.几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计与制造，可采用变位法将中心距圆整至，其他几何参数不变。（1）计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变位系数和齿顶高降低系数。分配变位系数由参考文献【1】图10-21b，坐标点位于L14和L15之间。按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂线，与射线交点的横坐标分别是(2)齿面接触疲劳强度校核按照前面的方法，求得：代入，可得齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度符合要求。（3）齿根弯曲疲劳强度校核同理，求得代入公式，求得齿根弯曲疲劳强度符合要求。6.主要结论七 轴及轴承的设计（一）输出轴（轴）及轴承的设计1.求轴上的功率、转速、转矩。 2. 作用在齿轮4上的力。 3. 初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】表15-3，取，得 当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于轴径小于100mm的轴，有一个键槽的轴径增大5%到7%之间，现选5%，则 轴的最小直径显然是安装在联轴器的直径。为使所选的轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩查参考文献【1】表14-1，考虑到工作机械的载荷性质为：平稳、轻微冲击、严重冲击、单双向回转，选取，则联轴器计算转矩 按照应小于联轴器公称转矩的条件，由参考文献【2】表13-1,选用LX6弹性柱销联轴器，其公称转矩6300Nm，许用转速2720r/min,半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 。4.轴的结构设计。（1）拟定轴上零件的装配方案。现选用如图7-1所示的装配方案。图7-1 轴III装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）根据轴向定位的要求，-轴段的左端需制出一轴肩，故取II-III段轴的直径，左端用轴端挡圈固定，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 ，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，I-II轴段的长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因为轴没有受到轴向的作用力，故选取深沟球轴承。参照工作要求，并根据，由参考文献【2】表12-1选取代号为6213的深沟球轴承，其尺寸为，故，,右边轴承的左端面用轴肩定位，同时由参考文献【2】表12-1查得6213深沟球轴承的定位轴肩直径，所以。3）取安装齿轮处的轴段-的直径，齿轮左端用套筒定位。已知齿轮4的宽度，为了使套筒端面可靠压紧齿轮，此轴段长度应略小于轮毂长度，故取，齿轮的右端用轴肩定位，轴肩高度，由轴径，由参考文献【1】表15-2，查得，所以取，则轴环处的直径轴环宽度，取。4）取轴承端盖的总宽度为20mm，为了满足轴端盖的拆装及便于添加润滑油的要求，取端盖的外端面到半联轴器左端的距离，故取。5)取齿轮距箱体壁之间的距离中间轴斜齿轮2与齿轮4之间的距离，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承的位置时，应距箱体内壁距离，已知深沟球轴承宽度，中间轴斜齿轮宽度，则有 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查参考文献【2】表11.28得平键截面尺寸为，根据，选取键槽长度，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用尺寸为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位是通过过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为m6。7）确定轴上圆角和倒角尺寸。根据参考文献【1】表15-2选取：轴端倒角145，所有轴肩圆角半径均为1.6mm。5.求轴上的载荷轴的计算简图、弯矩图和扭矩图如图7-2所示。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。所计算出的截面C处的、及的值列于表7-1。表7-1 III轴的危险截面C处的、及的值载荷水平面H垂直面V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截面的强度。轴单双向旋转，扭转切应力应为对称循环应力，取。由参考文献【1】表15-4得 （h为键槽的高度） 轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】表15-1查得。，符合要求。图7-2 轴III的计算简图、弯矩图和扭矩图（二）中间轴（轴）及轴承的设计1.求轴上的功率、转速、转矩。 2.作用在齿轮2、3上的力。 齿轮2： 齿轮3： 3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】表15-3，取，得 当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于轴径小于100mm的轴，有一个键槽的轴径增大5%到7%之间，现选5%，则 轴的最小直径显然是安装在轴承的直径。4.轴的结构设计。（1）拟定轴上零件的装配方案。结构示意图如图7-3所示。图7-3 轴II的结构示意图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因为轴既受到轴向的作用力也受到径向的作用力，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据，选取代号为30305的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为，定位直径，故,定位套筒左端的直径为36mm。2）取安装直齿轮处的轴段-的直径，安装斜齿轮处的轴段-的直径。直齿轮的右端用轴肩定位，轴肩高度，由轴径，查参考文献【1】表15-2，得，所以取，则轴环处的直径。直齿轮的左端用套筒定位，已知齿轮3的轮毂宽度为60mm，为了使套筒可靠压紧直齿轮，取。由之前的数据可知中间轴斜齿轮2与齿轮4之间的距离，考虑到装配问题，。有轴斜齿轮的齿宽，右端用套筒定位，遂取。轴齿轮距箱体壁之间的距离，则轴轴直齿轮与箱壁的间隙，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承的位置时，应距箱体内壁距离，则 （3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用平键连接。按查参考文献【2】表11.28得平键截面尺寸为，根据，选取直齿轮的平键长度，斜齿轮平键长度，平键的尺寸分别为，。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的轴向定位是通过过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。根据参考文献【1】表15-2选取：轴端倒角145，所有轴肩圆角半径均为1.6mm。（5） 求轴上的载荷轴的计算简图如图7-4所示。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。由参考文献【2】表12-4查得30305单列圆锥滚子轴承，所以简支梁的支撑跨距 图7-4轴II的计算简图、弯矩图和扭矩图从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。所计算出的截面C处的、及的值列于表7-2。表7-2轴II的危险截面C处的、及值载荷水平面H垂直面V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截面的强度。轴单双向旋转，扭转切应力应为对称循环应力，取。由参考文献【1】表15-4得 （h为键槽的高度） 轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】表15-1查得。，符合要求。(三)输入轴（轴）及轴承的设计1.求轴上的功率、转速、转矩。 2.求作用在齿轮1上的力。 3.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【1】表15-3，取，于是得 当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于轴径小于100mm的轴，有一个键槽的轴径增大5%7%，现选5%，则有 轴的最小直径显然是安装在带轮处的直径。取带轮的孔径。定位出的轴径，现取。查参考文献【1】表8-11，得A型槽的轮槽尺寸：，。在V带的设计中需要3根A型V带，则带轮的宽度，带轮的轮毂长度，取。4. 轴的结构设计。1） 周的结构示意图如图7-5所示。图7-5 轴I的结构示意图2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承。因为轴既受到轴向的作用力也受到径向的作用力，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据带轮的孔径，带轮轮毂的长度，得，。带轮的右端用轴肩固定，轴肩高度，由轴径，查参考文献【1】表15-2，得，所以，则。-轴段安装轴承，其轴径由轴承孔径决定，查参考文献【2】，取选取代号为30207的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为，定位直径，故，。（2）确定轴段的长度。斜齿轮1左端面到左箱壁的距离 ，则有 端盖外端面到箱体内壁的距离，取带轮右端面到端盖的距离，则有。（3）轴上零件的周向定位带轮的周向定位采用平键连接。按，查GB/T1096-2003得平键截面尺寸为。滚动轴承与轴的轴向定位是通过过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。根据参考文献【1】表15-2选取：轴端倒角145，所有轴肩圆角半径均为1.6mm。5.求轴上的载荷轴的计算简图如图7-6所示。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值（参看图15-23）。对于32307单列圆锥滚子轴承，所以简支梁的支撑跨距 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于表7-3。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截面的强度。轴单双向旋转，扭转切应力应为对称循环应力，取。表7-3 轴I危险截面C处的、及值载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩图7-6轴I的计算简图、弯矩图和扭矩图由表15-4得 （h为键槽的高度） 轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【1】表15-1查得。因，符合要求。八 减速器箱体尺寸数据选择1.减速器箱体材料为，结构尺寸如表8-1：(单位：mm)表8-1减速器箱体尺寸表代号名称设计计算结果机座壁厚（为低速级中心距）机盖壁厚机盖筋板厚度机座筋板厚度箱座分箱面凸缘厚箱盖分箱面凸缘厚箱座底凸缘厚地脚螺栓直径轴承旁连接螺栓直径机盖与机座连接螺栓直径轴承端盖螺栓直径窥视孔盖螺栓直径定位销直径地脚螺栓数目时，至外机壁距离由推荐用值确定至凸缘边距离由推荐用值确定至外机壁距离由推荐用值确定至凸缘边距离由推荐用值确定至外机壁距离由推荐用值确定至凸缘边距离由推荐用值确定轴承旁凸台半径由推荐用值确定轴承座孔外端面至箱外壁的距离机盖与机座连接螺栓的间距轴承座孔外的直径轴承孔直径凸台高度轴承旁连接螺栓距离尽量靠近轴承，以、不干涉为限度，一般取箱座的深度，为浸入油池内的最大旋转零件 的外圆半径箱座的宽度由之前设计输出轴时设定大齿轮齿顶圆与内箱壁的间距 2.观察孔及观察孔盖的选择与设计由参考文献【6】表4-7，观察孔尺寸可选：，孔盖，孔径，孔数。3.油面指示装置设计查参考文献【6】表4.10选用油标尺d=M24.通气器的选择查参考文献【6】表4.8选用一次过滤装置的通气帽5.放油孔及螺塞的设计查参考文献【6】表4.9选用六角螺塞及封油垫，封油圈材料为耐油橡胶。油塞材料为。6.起吊环、吊耳的设计箱盖上吊耳环，箱座上吊钩， 7.起盖螺钉的选择选用螺钉8.定位销选择选用圆锥销九 减速器润滑与密封（一）润滑方式齿轮速度小于12m/s，应采用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑，齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距(大齿轮)1020mm，需油量为1.5L左右。轴承采用润滑脂润滑，轴承润滑选用ZL3型润滑脂,用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。（二）密封方式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2.观察孔和油孔等出接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部,轴的外延端与透端盖的间隙，由于速度小于3m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封。4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。十 主要设计结论表表10-1 带传动设计结论带传动类型根数（根）基准长度（mm）小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)单根带最小初拉力(N)A型普通V带3143090180460-523125.81表10-2齿轮设计结论齿轮编号材料材料处理精度齿数模数压力角变位系数配合中心距螺旋角齿宽高速齿轮140Cr调质7级202.0 mm200.75110mm13.4145mm245钢调质7级872.0 mm200.9213.4140mm低速齿轮340Cr调质7级232.5 mm200.51120mm060mm445钢调质7级712.5 mm200.56057.5mm注：轴的尺寸等设计结论见图纸，减速箱体数据见表8-1。十一 感想及致谢初次接触课程设计，有一种全新的感觉，和以前接触的是完全不同的境界。一切都从零开始，翻阅资料，购书学习，然后试着设计、计算、校核、绘图，并且不断的修改，反复进行。每一部分、每一个步骤都让我们感到受益非浅。有时因一个小小的错误，看起来并不影响美观的图纸，但经过反复思考，才发现这样一个不起眼的小错误就会造成意想不到的后果，这让我知道了千里之堤，毁于蚁穴的道理；有时还会出现别的不合理的地方。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过课程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。同时在设计的过程中，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，课程设计让我们有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次课程设计中我们深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域的地位也越来越高。虽然，我们如期完成了课程设计，但应当承认，我们设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因，这包括对所学的知识不够熟练，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解，这要求我们以后再实践中加强，因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。本次课程设计过程中，指导教师提出了许多实质性的建议，同时装备班同学也给了我很多帮助，在此表示衷心的感谢。参考文献【1】濮良贵，陈国定，吴立言主编.机械设计，第9版.北京：高等教育出版社，2013年5月【2】张锋，古乐主编.机械设计课程设计，第五版.哈尔滨，哈尔滨工业大学出版社，2012年8月【3】荣涵锐主编.机械设计课程设计简明图册，哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2004年12月【4】吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册，第三版北京：高等教育出版社，2006年5月【5】孙桓，陈作模，葛文杰主编.机械原理，第七版.北京：高等教育出版社，2006年5月【6】王世刚,王树才主编，机械设计实践与创新，国防工业出版社，2009年3月