机械设计课程设计-用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

沈 阳 工 程 学 院课 程 设 计设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器全套图纸加扣 3012250582系别 机械学院 班级 机制131 学生姓名 学号 10 指导教师 职称 起止日期：2015年12月28日起至 2016年1月9日止沈 阳 工 程 学 院机械设计 课程设计成绩评定表系（部）： 机械学院 班级：机制131班 学生姓名： 指 导 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分调研论证能独立查阅文献,收集资料；能制定课程设计方案和日程安排。0.15432工作能力态度工作态度认真，遵守纪律，出勤情况是否良好，能够独立完成设计工作，0.25432工作量按期圆满完成规定的设计任务，工作量饱满，难度适宜。0.25432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.55432指导教师评审成绩（加权分合计乘以12）分加权分合计指 导 教 师 签 名：年 月 日评 阅 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分查阅文献查阅文献有一定广泛性；有综合归纳资料的能力0.25432工作量工作量饱满，难度适中。0.55432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.35432评阅教师评审成绩（加权分合计乘以8）分加权分合计评 阅 教 师 签 名：年 月 日课 程 设 计 总 评 成 绩分目录 机械设计课程设计任务书4 一、传动装置的总体设计61.电机选择62 .传动装置的总传动比及分配83.计算传动装置的运动和动力参数9二、带传动设计11三、齿轮的设计13四、轴的设计计算及校核211.高速轴的设计212.中间轴的设计253. 低速轴的设计29五、轴承的寿命计算35六、键连接的校核36七、连轴器的选择38八、润滑及密封类型选择38九、减速器附件设计40十、箱体的设计及说明41 十一、心得体会43 十二、参考文献44机械设计课程设计任务书专业：机械设计制造及其自动化 班级：机制131 姓名： 学号：10一、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器二、原始数据运输机工作轴转矩T = 800 Nm运输带工作速度 v = 1.30 m/s卷筒直径 D= 370 mm三、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。四、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）2、零件图两张（A3图或CAD图）五、设计时间2015年12月28日至2016年1月9日六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6）轴的设计计算及校核；（7）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算；（9）滚动轴承的选择和计算；（10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；（12）减速器附件的选择及说明；（13）设计小结；（14）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字（或30页），要装订成册。沈阳工程学院机制教研室一、传动装置的总体设计1.电机选择设计内容计算及说明结 果1.选择电动机的类型按工作要求选用Y系列（IP44）防护式笼型三相异步电动机，额定电压为380V。Y系列防护式笼型三相异步电动机2.选择电动机的容量选择电动机所需功率选择电动机时应保证电动机的额定功率略大于工作机所需的电动机的功率即可，即工作机所需功率为=传动装置总效率：V带传动效率：0.96每对滚动轴承的传动效率：0.99闭式齿轮的传动效率：0.95联轴器的传动效率：0.99传动卷筒的传动效率：0.96带入得= = =0.96=0.99=0.95=0.99=0.96P= 3.确定电动机的转速滚筒工作转速：= r/min通常取V带传动比常用范围，二级圆柱齿轮减速器=840，则总传动比的范围为i=16160。所以电动机转速的可选范围是： =ir/min 根据电动机所需功率和转速手册有一种适用的电动机型号，传动比方案如下：方案 电动机型号额定功率/kw电动机转速（r/min）同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029002Y132M-47.515001440考虑电动机重量及价格，选用方案2。n=67.103r/min电动机型号为Y132M-42 .传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结 果1、总传动比 = 2、分配传动比取则减速器的传动比i为： 取二级圆柱轮减速器高速级的传动比选择3.2则低速极的传动比2.235=33.计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算及说明结 果1.各轴的转数电动机轴高速轴中间轴低速轴n=1440n=n=n=n=1440 r/min=480r/min=147.74r/min=63.65 r/min=63.65 r/min2、各轴输入功率P=P=6.465KW P=PP=P =5.961KWPP =5.723KWP=6.465KW P=6.207kWP=5.961kWP5.723kW 3、各轴的输出功率P0.99=6.145kWP0.99=5.901kWP0.99=5.666kWP0.98=5.507kWP=6.145kWP=5.90kWP=5.666kWP=5.507 kW3、各轴的输入转矩T=9550=9550 =42.876NT=9.55 T=9.55 N N将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数：N.mN.mm轴名功率P KW转矩T/( Nmm)转速r/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴6.4650.49144033.2492.32110.960.960.961轴6.2076.1451.241.224802轴5.9615.9013.853.81147.743轴5.7235.6668.598.5063.65卷筒轴5.6185.5078.438.3463.650.98二、带传动设计设计内容计算及说明结 果1 确定计算功率P=1.17.5=8.25kW (P=7.50kW，取1.1)P=8.252 选择V带带型 根据图8-11，选V带型号AA带3 确定带轮的基准直径d并验算带速由课本157页查表8-9得，应不小于75mm，现取 由式8-9得 验算带速： 带速在525m/s范围内,合适d=90mm=270v=6.780=2704 确定V带的中心距a和基准长度L由于0.7（）2（）即 ， 取，由式8-22得带长 查课本145页表8-2取，由式8-2计算实际中心距： a=500mm=1599mma=521mm=496.4mm= 5 验算小带轮上的包角主动轮上的包角合适。=6 计算带的根数Z由式8-26得Z=由=1440r/ min， =90mm，由式8-15a得传动比，查表8-4得 查表8-5得 由表8-2及8-6得则取Z=8根。Z=87求作用在带轮上的压力F 查表8-3，得q=0.105kg/m。得单根V带的初拉力F0=qv2=0.1056.7802=128.942N作用在轴上的压力=2ZF0sin =28128.942sin =2030.746N=2030.746N三、齿轮的设计1.高速级齿轮设计设计内容计算及说明结 果1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：1)按题目传动方案选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用7级精度；材料选择由表10-1选择3)小齿轮用40Cr调质，齿面硬度为241286HBS ；大齿轮用45 调质，齿面硬度为217-225HBS ;4）设小齿轮齿数为24，则大齿轮齿数为，取=77直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度z1=24z2=772.按齿面接触强度设计计算1）确定各参数值试选=1.3，由表10-7选取齿宽系数=1，由图10-20查得区域系数，由表10-5查得弹性影响系数=188求重合度系数 =1.711 计算接触疲劳强度许用应力 由图10-25d查的小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为=600MPa，=500MPa由式10-15计算应力循环次数：=60nj=60 图10-23查接触疲劳强度寿命系数取失效概率为1%、安全系数为S=1由(10-14) =1.14600=684MPa =1.16500=580MPa取 和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 =580MPa 2）计算确定小齿轮分度圆直径计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得：=60.406mm计算圆周速度。v=1.517m/s计算齿宽bb=160.406=60.406mm计算载荷系数K由表10-2查得使用系数=1.25圆周力据v=1.517m/s，7级精度。由图10-8得=1.05，由表10-4查得=1.309，由表10-3查得=1.2故载荷系数：K=1.25=2.553按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数与齿高模数=1.3=600MPa=500MPa=684MPa=580MPav=1.517m/sb=60.406mm=2.5533.按齿根弯曲疲劳强度设计 确定计算参数1) 试选=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算 由图10-17查得齿形系数=2.65、=2.23由图10-18查得应力修正系数=1.58、=1.76由图10-24c查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则有： =346.154MPa =277.692MPa计算大、小齿轮的 ，并加以比较 = =0.0141经比较大齿轮的数值大，所以取 =0.0141。2)试算模数=1.805mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd=mz=mmV=1.089m/s齿宽b b=143.32=43.32mm宽高比b/h =(21+0.25)1.805 =4.061mmb/h=43.32/1.805=10.667 2）计算实际载荷系数K。 根据v=1.089m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.03；由F=2T/d =2=6.205 N查表10-3得齿间载由表10-4用插值法查得=1.309，结合b/h=10.667，查图10-13得=1.24，则载荷系数为=按实际载荷系数算的齿轮模数m=1.805mm 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法面模数，取 m =2mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有： =取，则Z取123，与互为质数=1.58=500MPa=380MPaV=1.089m/s b=43.32mmh=4.061mm=1.196m=1.756mm，4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mm （2）中心距mm；（3）齿宽； 一般小齿轮略微加宽（510）mm 取；圆整中心距后的强度检核采用变位法将中心距近圆整至=165mm5.计算变位系数和 1）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 =1.702分配变位系数由图10-21b可知，坐标点（/2，/2）=(88.5，0.851),位于之间，按照这两条直线做射线，再从横坐标的处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是 6.齿根弯曲疲劳强度校核 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7.主要设计结论齿数=38，=123.模数m=2mm,压力角=20，变位系数中心距mm；齿宽；小齿轮选用40cr(调质)；大齿轮选用45钢(调质)。齿轮a按7级精度设计。2、低速齿轮的设计设计内容计算及说明结 果1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1)按题目传动方案选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用7级精度3)材料选择由表10-1选择小齿轮用40Cr调质，齿面硬度为（241286）HBS ;大齿轮用45 调质，齿面硬度为（217-225）HBS ;设小齿轮齿数为26，则大齿轮齿数为，取=59直齿圆柱齿轮45钢40Cr小齿轮调质处理大齿轮调质处理7级精度26 =592.按齿面接触强度设计计算确定各参数值试选=1.3，由表10-7选取齿宽系数=1，由图10-20查得区域系数，由表10-5查得弹性影响系数=188求重合度系数=1.497计算接触疲劳强度许用应力由图10-25d查的小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为=600MPa,=500MPa由式10-15计算应力循环次数：=60nj=60图10-23查接触疲劳强度寿命系数取失效概率为1%、安全系数为S=1由(10-14) =1.30600=780MPa=1.32500=660MPa取 和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 =660MPa5） 计算确定小齿轮分度圆直径计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得：计算圆周速度。v=0.777m/s计算齿宽bb=198.987=98.987mm计算载荷系数K由表10-2查得使用系数=1.25圆周力据v=0.777m/s，7级精度。由图10-8得=1.02，由表10-4查得=1.309，由表10-3查得=1.0故载荷系数：K=1.25=1.669按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数与齿高模数=600MP=550MP=780MPa=660MPa=98.987mmV=0.777m/s3.按齿根弯曲疲劳强度设计1) 试选=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算 由图10-17查得齿形系数=3.06、=2.23由图10-18查得应力修正系数=1.47、=1.81由图10-24c查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa，=380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则有：=369.231MPa=286.462MPa计算大、小齿轮的 ，并加以比较=0.0141经比较大齿轮的数值大，所以取 =0.0141.(2)试算模数=2.544mm1)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd=mz=mmV=0.520m/s齿宽b b=166.157=66.157mm宽高比b/h =(21+0.25)2.544=5.724mm b/h=66.157/5.724=11.5582）计算实际载荷系数K。根据v=0.241m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.03；由F=2T/d=2=1.223 N,查表10-3得齿间载由表10-4用插值法查得=1.309，结合b/h=11.558，查图10-13得=1.26，则载荷系数为=按实际载荷系数算的齿轮模数m=2.544mm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法面模数，取 m =3mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：=取，则Z取=74，与互为质数=500MPa=380MPa=369.231MPa=286.46MPa=5.724mmF=1.223 N4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mm（2）中心距mm；（3）齿宽；一般小齿轮略微加宽（510）mm,取；圆整中心距后的强度检核采用变位法将中心距近圆整至=165mmmm5.计算变位系数和1）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 =1.131分配变位系数由图10-21b可知，坐标点（/2，/2）=(26.5，0.556)，位于之间，按照这两条直线做射线，再从横坐标的处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是6.齿根弯曲疲劳强度校核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7.主要设计结论齿数=33，=74.模数m=3mm,压力角=20，变位系数中心距mm；齿宽；小齿轮选用40cr(调质)；大齿轮选用45钢(调质)。齿轮a按7级精度设计。四、轴的设计计算及校核1.高速轴的设计设计内容计算及说明结 果1.初步确定轴的最小直径: 选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，取=45MPa,2求作用在齿轮上的受力:圆周力 径向力 3.1拟定轴上零件的装配方案1）输出轴的最小直径显然是安装V带的直径（如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍,则带轮带宽 故I-II段b为125mm,为30mm。2）初选轴承，因为有轻微轴向力，便于安装等优点，故选用深沟球轴承，III-IV段深沟球轴承段，取为40mm,轴承型号为6308,，用于安装轴承端盖，查机械设计课程设计表12-1及13-21，得轴承端盖的（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖右端与轴承右端的距离为。取端盖与I-II段右端的距离为20mm,故取=53mm，因其右端面需制出一轴肩故取=35mm。 3)过渡轴段，考虑轴肩定位，故取为48mm,由装配关系，确定该段的为151mm,-为定位齿轮轴肩， 为10mm,为56mm. 4）高速级齿轮轴段，取安装齿轮段轴径为=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为85mm,套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取=83mm。 5）齿轮右边-段为轴套定位，且继续选用6308轴承，则此处=40mm。取=46mm,用长为21mm套筒轴向定位。（3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按查机械设计课程设计表11-26查得平键截面,根据键的长度系列求得键槽用键槽铣刀加工长为110mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，允许有较大过盈的更精密定位，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2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。=53mm=35mm=46mm=83mm=40mm=46mm4.1求轴上的载荷:1求垂直面的支承反力 2求水平面的支承反力3绘垂直面的弯矩图4绘水平面的弯矩图 5.合成弯矩图 7.轴的转矩 8.求危险截面的当量弯矩当扭转切应力为脉动循环变应力，取9.计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理，根据表15-1得许用弯曲应力=70MPa 由于齿轮、皮带轮的轴向定位为两个键槽。所以轴的抗弯截面系数表15-4 所以，高速轴安全合理2.中间轴的设计设计内容计算及说明结 果2.1初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取=120，于是得选取，此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，或者受轻微轴向力，可以忽略，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6310其尺寸为：=故右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取21mm所以2.2求作用在齿轮上的受力:圆周力 径向力 3.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为85mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=79mm，d=68mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =10mm，d=80mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取l=112mm，d=56mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 =48mm d=50mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平键截面b=16其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图l=79mmd=68mml =10mmd=80mml=112mmd=56mm=48mm d=50mm 2.4求轴上的载荷:1求垂直面的支承反力 2求水平面的支承反力 3绘垂直面的弯矩图 4绘水平面的弯矩图 5.合成弯矩图 7.轴的转矩 8.求危险截面的当量弯矩当扭转切应力为脉动循环变应力，取9.计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理，根据表15-1得许用弯曲应力 =70MPa 由于齿轮、皮带轮的轴向定位为两个键槽。所以轴的抗弯截面系数表15-4 所以 中间轴安全合理中间轴安全合理3. 低速轴的设计3.1初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取=120，于是得选取，此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，有较小的轴向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6214其尺寸为：=故右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取26mm所以材料为45钢3.2求作用在齿轮上的受力:圆周力 径向力 3.3拟定轴上零件的装配方案1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（如上图），为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表14-2，考虑到转矩变化很小，故取1.2，则 转矩，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册页，选用GICL型鼓形齿式联轴器GICL3，其公称转矩为2240N。半联轴器与轴配合的毂孔长度=112mm ,轴孔直径为60mm，故1段,。因此，选择键。 2）VI-VII段为低速级大齿轮，由前面可知其宽度为99mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取，。 3）V-VI为大齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得,。4）过渡轴段，考虑轴肩定位，故取直径为74mm,由装配关系，确定该段的.5）III-IV段为轴承同样选用深沟球轴承6214 ，左端用轴承端盖轴向定位，则 ， ， 按查机械设计课程设计表11-26查得平键截面,根据键的长度系列求得键槽用键槽铣刀加工长为80mm。齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，允许有较大过盈的更精密定位，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2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。3.4求轴上的载荷:1求垂直面的支承反力 2求水平面的支承反力 3绘垂直面的弯矩图4绘水平面的弯矩图5.合成弯矩图 7.轴的转矩 8.求危险截面的当量弯矩当扭转切应力为脉动循环变应力，取9.计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理，根据表15-1得许用弯曲应力 =70MPa 由于齿轮、皮带轮的轴向定位为两个键槽。所以轴的抗弯截面系数表15-4 所以 低速轴安全合理 低速轴安全合理五、轴承的寿命计算6.1轴上轴承的寿命计算预期寿命：符合要求六、键连接的校核7.1低速轴键校核：低速轴转矩查表6-2查得许用应力=100120Mpa，取=100Mpa根据普通平键连接的强度条件圆头平键，I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 -段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。键的强度符合要求7.2中间轴键校核：中速轴转矩查表6-2查得许用应力=100120Mpa，取=100Mpa根据普通平键连接的强度条件圆头平键，I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 低速小齿轮与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。7.3高速轴键校核：高速轴转矩查表6-2查得许用应力=100120Mpa，取=100Mpa根据普通平键连接的强度条件圆头平键，I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 -段与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。七、连轴器的选择由于凸缘联轴器德结构简单，使用方便，可传递的转矩较大，等优点，且常用于载荷较平稳的两轴连接首先考虑此联轴器联轴器的设计计算由于装置用于V带传动，原动机为电动机，载荷状态为轻微冲击，所以工作情况系数为。计算转矩为查手册表14-2选用齿轮联轴器GICL2其主要参数如下：公称转矩,许用转速轴孔直径 半联轴器与轴配合的毂孔长度L=112mm.八、润滑及密封类型选择9.1齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度约为低速级大齿轮的一个齿高，取为10mm9.2深沟球轴承的润滑由于轴承周向速度为均小于2m/s，所以采用脂润滑。9.3润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，见表13-1，选用全消耗系统用油L-AN15润滑油。9.4密封方法的选取在轴和轴承配合处内端镶入挡油环，轴承用脂润滑确定挡油环的尺寸以达到最好的密封效果,轴承端盖内加垫O型密封圈。轴承端盖结构设计：见表13-21材料HT150高轴承6308 D=90,d3=8mm,n=4中轴承6310 D=110，d3=10，n=6低轴承6214 D=125，d3=10，n=6九、减速器附件设计1 观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表6表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。2 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6表15-6选 型通气帽。4 放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表6表15-7选型外六角螺塞。5 起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。6 起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。7 定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。十、箱体的设计及说明减速器箱体结构尺寸(mm)名称符号计算公式结果箱座厚度8.2箱盖厚度箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12.3箱座底凸缘厚度20.5地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径箱盖与箱座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径连接螺栓的间距，至外箱壁的距离查手册表4-118，至凸缘边缘距离查手册表4-124，沉头孔直径查手册表4-1403226轴承旁凸台半径24凸台高度h根据位置及低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离55大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离9箱盖，箱座肋厚6.8，6.97轴承端盖凸缘厚度t (11.2)12轴承端盖外径轴承旁联结螺栓距离注：a为中心距。多级传动时a取最大值。对圆锥-圆柱齿轮减速器，按圆柱齿轮传动中心距取值，此次a取值为165mm。十一、心得体会两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。在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。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也许自己太过于粗心大意,从设计开始就落在大家的后面。不