機械設(shè)計一級減速器設(shè)計書.doc

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機械設(shè)計（論文）說明書 題 目：一級直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書-------------------------------3 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-------------------------3 第三部分 電動機的選擇--------------------------------4 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-----------------7 第五部分 齒輪的設(shè)計----------------------------------8 第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計---------------17 第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-----------------------20 第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-------------------------22 第九部分 潤滑與密封----------------------------------24 設(shè)計小結(jié)--------------------------------------------25 參考文獻--------------------------------------------25 第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書 一、設(shè)計課題： 設(shè)計一級直齒圓柱齒輪減速器,工作機效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),使用期限8年(300天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。 二. 設(shè)計要求: 1.減速器裝配圖一張。 2.繪制軸、齒輪等零件圖各一張。 3.設(shè)計說明書一份。 三. 設(shè)計步驟: 1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設(shè)計V帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計 7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 10. 潤滑密封設(shè)計 11. 聯(lián)軸器設(shè)計 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。 3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下： 圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。 選擇V帶傳動和一級圓柱直齒輪減速器。 計算傳動裝置的總效率ha: ha=h1h22h3h4h5=0.960.9920.970.990.96=0.87 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作機的效率（包括工作機和對應(yīng)軸承的效率）。 第三部分 電動機的選擇 1 電動機的選擇 皮帶速度v: v=1.75m/s 工作機的功率pw: pw= 2.83 KW 電動機所需工作功率為: pd= 3.25 KW 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為: n = 119.4 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=3~6，則總傳動比合理范圍為ia=6~24，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (624)119.4 = 716.4~2865.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M-4的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nm/n=1440/119.4=12.1 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為: i=ia/i0=12.1/2.5=4.8 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: nI = nm/i0 = 1440/2.5 = 576 r/min nII = nI/i = 576/4.8 = 120 r/min nIII = nII = 120 r/min （2)各軸輸入功率: PI = Pdh1 = 3.250.96 = 3.12 KW PII = PIh2h3 = 3.120.990.97 = 3 KW PIII = PIIh2h4 = 30.990.99 = 2.94 KW 則各軸的輸出功率： PI = PI0.99 = 3.09 KW PII = PII0.99 = 2.97 KW PIII = PIII0.99 = 2.91 KW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: TI = Tdi0h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩: Td = = 21.6 Nm 所以： TI = Tdi0h1 = 21.62.50.96 = 51.8 Nm TII = TIih2h3 = 51.84.80.990.97 = 238.8 Nm TIII = TIIh2h4 = 238.80.990.99 = 234 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為： TI = TI0.99 = 51.3 Nm TII = TII0.99 = 236.4 Nm TIII = TIII0.99 = 231.7 Nm 第五部分 V帶的設(shè)計 1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc: Pc = KAPd = 1.13.25 = 3.58 KW 根據(jù)手冊查得知其交點在A型交界線范圍內(nèi)，故選用A型V帶。 2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則： d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5100(1-0.02) = 245 mm 由手冊選取d2 = 250 mm。 帶速驗算： V = nmd1π/(601000) = 1440100π/(601000) = 7.54 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適。 3 確定帶長和中心距a 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 0.7(100+250)≤a0≤2(100+250) 245≤a0≤700 初定中心距a0 = 472.5 mm，則帶長為: L0 = 2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0) = 2472.5+π(100+250)/2+(250-100)2/(4472.5)=1506 mm 由表9-3選用Ld = 1600 mm，確定實際中心距為： a = a0+(Ld-L0)/2 = 472.5+(1600-1506)/2 = 519.5 mm 4 驗算小帶輪上的包角a1: a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a = 1800-(250-100)57.30/519.5 = 163.50>1200 5 確定帶的根數(shù)： Z = Pc/((P0+DP0)KLKa) = 3.58/((1.32+0.17)0.990.96) = 2.53 故要取Z = 3根A型V帶。 6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有： F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2 = 5003.58(2.5/0.96-1)/(37.54)+0.107.542 = 132.6 N 作用在軸上的壓力： FQ = 2ZF0sin(a1/2) = 23132.6sin(163.5/2) = 787.3 N 第六部分 齒輪的設(shè)計 1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器。 材料：小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 25，則： Z2 = i12Z1 = 4.825 = 120 ?。篫2 = 120 2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計： 確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 51.8 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 605761830028 = 1.33109 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.33109/4.8 = 2.76108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.91 9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = 0.88610 = 536.8 MPa [sH]2 = = 0.91560 = 509.6 MPa 許用接觸應(yīng)力: [sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (536.8+509.6)/2 = 523.2 MPa 3 設(shè)計計算: 小齒輪的分度圓直徑:d1t: = = 49.8 mm 4 修正計算結(jié)果： 1) 確定： mn = = = 1.99 mm 取為標準值:2 mm。 2) 中心距： a = = = 145 mm 3) 計算齒輪參數(shù)： d1 = Z1mn = 252 = 50 mm d2 = Z2mn = 1202 = 240 mm b = φdd1 = 50 mm b圓整為整數(shù)為：b = 50 mm。 4) 計算圓周速度v: v = = = 1.51 m/s 由表8-8選取齒輪精度等級為8級。 5 校核齒根彎曲疲勞強度： (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 11.11 求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-350 = 1.37 ，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)： 齒形系數(shù):YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17 應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.83 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2： 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.33109 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 2.76108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為： KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.87 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得： [sF]1 = = = 160.2 [sF]2 = = = 147.2 = = 0.02607 = = 0.02698 大齒輪數(shù)值大選用。 (2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度： mn≥ = = 1.93 mm 1.93≤2所以強度足夠。 (3) 各齒輪參數(shù)如下： 大小齒輪分度圓直徑： d1 = 50 mm d2 = 240 mm b = ydd1 = 50 mm b圓整為整數(shù)為：b = 50 mm 圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 55 mm b2 = 50 mm 中心距：a = 145 mm，模數(shù)：m = 2 mm 第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計 Ⅰ軸的設(shè)計 1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1: P1 = 3.12 KW n1 = 576 r/min T1 = 51.8 Nm 2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 50 mm 則: Ft = = = 2072 N Fr = Fttanat = 2072tan200 = 754.1 N 3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第八版）》表15-3，取A0 = 110，得： dmin = A0 = 110 = 19.3 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 20 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 25 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。 4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:dDT = 306216 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm，?。簂45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d1≤2d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 55 mm；則: l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mm l78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm 5 軸的受力分析和校核: 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (52/2+35+16/2)mm = 69 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (55/2+30+5-16/2)mm = 54.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (55/2+5+32-16/2)mm = 56.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 1054.7 N FNH2 = = = 1017.3 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -892.9 N FNV2 = = = 859.7 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 1054.754.5 Nmm = 57481 Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0 = FQL1 = 787.369 Nmm = 54324 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = -892.954.5 Nmm = -48663 Nmm MV2 = FNV2L3 = 859.756.5 Nmm = 48573 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1 = = 75314 Nmm M2 = = 75256 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 6.5 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： II軸的設(shè)計 1 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2： P2 = 3 KW n2 = 120 r/min T2 = 238.8 Nm 2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 240 mm 則: Ft = = = 1990 N Fr = Fttanat = 1990tan200 = 724.3 N 3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得: dmin = A0 = 112 = 32.7 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT2，查《機械設(shè)計（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則: Tca = KAT2 = 1.2238.8 = 286.6 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 45 mm。 4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取：d34 = d67 = 50 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6210型深溝球子軸承，其尺寸為：dDT = 50mm90mm20mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，為使齒輪定位可靠取：l45 = 48 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.0758 = 4.06 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.44.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則： l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mm l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm 5 軸的受力分析和校核: 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T= 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (50/2-2+43.5+48-20/2)mm = 104.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (50/2+6+37.5-20/2)mm = 58.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 714.2 N FNH2 = = = 1275.8 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 259.9 N FNV2 = = = 464.4 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 714.2104.5 Nmm = 74634 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV = FNV1L2 = 259.9104.5 Nmm = 27160 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M = = 79422 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 8.4 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm45mm，接觸長度:l = 45-6 = 39 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hld[sF] = 0.2563920120/1000 = 140.4 Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 2 輸出軸鍵計算： (1) 校核大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 16mm10mm45mm，接觸長度:l = 45-16 = 29 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hld[sF] = 0.25102958120/1000 = 504.6 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 (2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm70mm，接觸長度:l = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hld[sF] = 0.2585840120/1000 = 556.8 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 第九部分 軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命： Lh = 828300 = 38400 h 1 輸入軸的軸承設(shè)計計算: (1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以: P = Fr = 754.1 N (2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 754.1 = 8287 N (3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 5105≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 2 輸出軸的軸承設(shè)計計算: (1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以: P = Fr = 724.3 N (2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 724.3 = 4719 N (3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.57107≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 第十部分 減速器及其附件的設(shè)計 1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。 2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。 3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 ≥ 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 ≥ 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b≈1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b1≈1.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b2≈2.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M822 n 地腳螺栓數(shù) ?。簄 = 6 第十一部分 潤滑與密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1： H = 30 mm h1 = 34 mm 所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的一級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 1 《機械設(shè)計（第八版）》　高等教育出版社。 2 《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》　高等教育出版社。 3 《機械零件手冊》 天津大學機械零件教研室。