机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计

机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计1(总23页)

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湖南工业大学

课 程 设 计

资 料 袋

机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 2013~2014 学年第 1

学期

课程名称 机 械 设 计 指导教师 银金光 职称 教 授 学生姓名 张山山 专业班级 机械工程1101学号 509

题 目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 成 绩 起止日期 2013 年 12 月 16 日～ 2013 年 12 月 27 日

目 录 清 单

序号 1 2 3 4 5 材 料 名 称 课程设计任务书 课程设计说明书 课程设计图纸 资料数量 共1页 共1页 3 张 备 注 课程设计任务书 2010—2011学年第 1 学期

机 械 工 程 学院（系、部） 机械工程 专业 1101 班级 课程名称： 机 械 设 计

设计题目： 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 完成期限：自 2013 年 12 月 16 日至 2013 年 12 月 27 日共 2 周

一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=4200N；带的带速：v=1.0，滚筒直径375mm 进行带式运输机的传动装置的设计 设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案； 三、设计工作量 编写说明书一份。 内 容 及 任 务 起止日期 进 度 安 排 工作内容 主 要 参 考 资 料 12月16日—12月17设计方案分析，电动机的选择，运动和动力参数设计 日 12月18日—12月20齿轮及轴的设计，轴承及键强度校核，箱体结构及减速日 器的设计 12月21日—12月25零件图和装配图的绘制 日 12月26日 文档排版及修改 银金光 刘杨 主编 《机械设计》 北京交通大学出版社 银金光 刘杨 主编 《机械设计课程设计》 北京交通大学出版社 指导教师（签字）： 2013年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 2013年 月 日

机 械 设 计 课 程 设 计

设计说明书

带式运输机的传动装置的设计（3）

起止日期： 2013 年 12 月 16 日 至 2013 年 12 月 27 日

学班学成

生姓名 级 号 绩

张山山 机工1101班

509

指导教师(签字)

机械工程学院（部） 2013年 12 月 26 日

目录

一、机械设计课程设计任务书 ............................ 3 二、电动机的选择 ...................................... 5 三、传动参数的计算 .................................... 7 四、高速齿轮的设计 .................................... 8 五、低速齿轮的设计 ................................... 13 六、高速轴Ⅰ的设计 ................................... 18 七、中间轴Ⅱ的设计 ................................... 22

八、低速轴Ⅲ的设计 ................................... 26 九、高速轴轴承的校核 ................................. 30 十、中间轴轴承的校核 ................................. 31 十一、低速轴轴承的校核 ............................... 32 十二、各轴上键的校核 ................................. 35 十三、润滑和密封 ..................................... 36 十四、设计小结 ...................................... 37

一、 机械设计课程设计任务书

1.设计任务

设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。

2．传动系统总体方案（见图1）

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。

图1 带式输送机传动系统简图

1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；

4—联轴器；5—滚筒；6—输送带

3．原始数据（见表1）

设输送带最大有效拉力为F（N），输送带工作速度为v（m/s），输送机滚筒直径为D（mm），其具体数据见表1。

表1 设计的原始数据

分组号 1 2 3 4 5 6 7 F（N） v（m/s） D（mm） 4000 4500 1.0 355 3000 1.2 400 4000 1.0 400 3000 1.4 355 3200 1.3 300 4200 1.0 375 0.8 315 4．工作条件

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，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2～3年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

个人设计数据

输送带最大有效拉力为 4200 F（N）

输送带工作速度为 1.0 v（m/s）

输送机滚筒直径为 375 D（mm）

二、电动机的选择

Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率 高、性能好、噪声小、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和 无特殊要求的机械上。

1、确定功率

（1）、工作机所需功率

wFWVW/(1000W) 取W=0.96

( 2 )、电动机至工作机的总效率

取圆柱齿轮传动效率10.98 取滚动轴承传动效率20.98 取联轴器传动效率30.99

4230.9820.9840.9920.87 故122 （3）、所需电动机的功率

(4)、按电动机的额定功率选用电动机

查Y系列（IP44）三相异步电动机的技术数据 选定型号为Y160L-6的电动机

其额定功率为m11KWd5.03KW 满载转速nm970r/min

2、传动比的分配

工作机输送带滚筒转速

nwv/D(1.m/s60s)/（3.140.375m）51r/min 总传动比inm/nw970/5119.02

取高速级传动比i14.6 低速级传动比i23.4

三、传动参数的计算

1、各轴的转速 n （r/min）

高速轴Ⅰ的转速 n1nm970r/min 中间轴Ⅱ的转速n2n1/i1210.9r/min

/i1i2）62.r/min 低速轴Ⅲ的转速n3n2/i2nm（ 滚筒轴Ⅳ的转速n4n362r/min

2、各轴的输入功率P (KW)

高速轴的输入功率P1Pm311KW0.9910.89KW 中间轴的输入功率P2P11210.890.980.9810.46KW 低速轴的输入功率P3P21210.460.980.9810.05KW 滚筒轴的输入功率P4P33210.050.990.989.75KW

3、各轴的输入转矩 T (N*m )

高速轴的输入转矩T19550P1/n1955010.89/970107.22N*m 中间轴的输入转矩T29550P2/n2955010.46/210.9471.17N*m 低速轴的输入转矩T39550P3/n3955010.05/621548.02N*m 滚筒轴的输入转矩T49550P4/n495509.75/621501.81N*m

电机轴 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ Ⅳ 功率P/KW 转矩T/(N*m) 转速n/（r/min） 传动比i 效率；η 1 0.99 4.6 0.98 3.4 0.98 1 0.99 970 970 210.9 107.22 11KW W 107.22 10.89KW 471.17 2 62 10.46KW 1548.01 62 10.05KW 1501.89.75K滚筒轴四、高速级齿轮的设计

1、设计参数：

输入功率110.89KW,小齿的转速n1970r/min

传动比i14.6 工作寿命8年（设每年工作300天） 两班制，工作平稳

2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动 （2）输送机为一般工作机器，速度不高，

故选用7级精度（GB 10095—88）

（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，

大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（4）选小齿轮齿数124，大齿轮齿数24.624110.4

取齿数为Z2110

（5）初选螺旋升角14o

3、按齿面接触强度设计

按公式试算，即

（1）确定公式内的各计算数值

① 试选Kt1.6齿宽系数d1小齿轮传递转矩 T1107.22N*m 区域系数ZH2.433

② 端面重合度系数

③ 材料的弹性影响系数ZE189.8MPa ④ 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 ⑤ 应力循环次数

⑥ 取接触疲劳寿命系数KHN10.90 KHN20.95 失效概率为1%，安全系数S=1

12550MPa

⑦ 许用接触应力 （2）代入参数数值并计算 ①试算小齿轮分度圆直径 ②计算圆周速度

③ 计算齿宽b及模数mnt ④计算纵向重合度 ⑤计算载荷系数K

使用系数KA1 根据v=3.458m/s 7精度 得动载系数 ⑥按实际载荷系数校正分度圆直径 ⑦计算模数

4、按齿根弯曲强度设计

(1)确定计算参数

根据纵向重合度1.903 查得螺旋影响系数Y0.88 计算当量齿数

查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 查大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2380MPa

查大小齿轮的疲劳寿命系数KFN10.85 KFN20.88 计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4 查取齿形系数 查取应力校正系数

YFaYSa 计算大小齿轮的值，并比较

[F]YFa1YSa12.5921.5960.01363 小齿轮：

[F]1303.57YFa2YSa22.1641.8060.01636 大齿轮：

[F]2238.86 大齿轮的数值比较大 （2）代入参数数值并设计计算

取mn2

d1cos68.08cos14o 按d168.08计算齿数Z133.03

mn2 取Z133 则Z2i1Z1334.6151.8 取Z2152

5、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为a191mm （2）按中心距修正螺旋角

因为β值改变不多，故参数 K ZH等不必修正 （3）大小齿轮分度圆 d1Z1mn33268.14mm 取整d168mm o'''coscos142357Z2mn1522313.86mm 取整d2314mm coscos14o23'57'' d2 （4）齿轮宽度 bdd168mm 取整后取B268mm B173mm

五、低速齿轮的设计

1、设计参数：

输入功率210.35KW,小齿的转速n1210.9r/min

传动比i13.4 工作寿命8年（设每年工作300天）

2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动 （2）输送机为一般工作机器，速度不高， 故选用7级精度（GB 10095 —88）

（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS， 大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（4）选小齿轮齿数324，大齿轮齿数43.42481.6 取齿数为Z482 （5）初选螺旋升角16o

3、按齿面接触强度设计

按公式试算，即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选Kt1.4 齿宽系数d1 小齿轮传递转矩

T2471.17N*m

②选取区域系数ZH2.4 ③端面重合度系数

④材料的弹性影响系数ZE189.8MPa ⑤小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3600MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa

⑥ 应力循环次数

12 ⑦取接触疲劳寿命系数KHN30.93 KHN40.98 ⑧取失效概率为1%，安全系数S=1 ⑨许用接触应力 （2）代入参数数值并计算

①试算小齿轮分度圆直径 ②计算圆周速度 计算齿宽b及模数mnt ④计算纵向重合度 ⑤计算载荷系数K

使用系数KA1 根据v=1.166m/s 7精度 得动载系数 ⑥按实际载荷系数校正分度圆直径 ⑦计算模数

4、按齿根弯曲强度设计

(1)确定计算参数

根据纵向重合度2.188 查得螺旋影响系数Y0.87 计算当量齿数

查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3500MPa 查大齿轮弯曲疲劳强度极限FE4380MPa 查大小齿轮的疲劳寿命系数KFN30.9 KFN40.95 计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4 查取齿形系数 YFa32.570 YFa42.195 查取应力校正系数 YSa31.60 YSa41.782

计算大小齿轮的

YFaYSa值，并比较 [F] 小齿轮：

YFa3YSa32.571.60.01279

[F]3321.43YFa4YSa42.1951.7820.01517

[F]4257.86 大齿轮：

大齿轮的数值比较大 （2）代入参数数值并设计计算

取mn3

d3cos110.86cos16o35.5 按d3110.86计算齿数Z3mn3 取Z136 则Z2i1Z1363.4122.4 取Z2122

5、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为a247mm （2）按中心距修正螺旋角

因为β值改变不多，故参数KZH等不必修正 （3）大小齿轮分度圆 d3Z3mn363112.56mm 取整d3113mm coscos16o21'33''Z4mn1223381.44mm 取整d4381mm o'''coscos162133 d4 （4）齿轮宽度 bdd3113mm 取整后取B4113mm B3118mm

六、高速轴Ⅰ的设计

1、高速轴的主要设计参数

轴的输入功率P110.89KW 转速n1970r/min 转矩T1107.22N*m 14o23'57'' n20o

2、齿轮上的作用力

小齿轮的分度圆直径d168mm

2T121072203153.5N 圆周力Ftd168tanntan20o3153.5o'''1185N 径向力FrFtcos142357 轴向力FaFttan3153.5tan14o23'57''809.6N

3、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0115 选择联轴器

计算联轴器的转矩TcaKAT3, 取KA1.3

则TcaKAT31.3107220139386N*mm

查标准（GB/T 5843-1986），选用YL7型凸缘联轴器

J3060，其

J1B2844公称转矩为160000N*mm。半联轴器的孔径d128mm，故取轴第一段

d1228mm

半联轴器长度L=92mm，半联轴器与轴配合的轴径长度L144mm

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故 取2-3段的直径为d2335mm；左端用挡圈定位，取挡圈直径为D=37mm。1-2轴段的长度应比轴径长度略短一些，故取l1242mm

②初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33208，其尺寸为d*D*T=40mm*80mm*32mm,故d34d7840mm，

l34l7832mm

d45d6745mm l2350mm l45167mm l5673mm l6740mm

（3）轴上零件的周向定位

齿轮采用齿轮轴，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。采用平键为 8mm*7mm*32mm,半联轴器与轴的配合为

H7。滚动轴承与轴的周向定位是由k6过渡配合来保证的，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。取轴端倒角245o 各轴肩处取圆角半径为2mm

5、求轴上的载荷

做出弯矩图和扭矩图如下

从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。 将此截面的数值列于下表 载荷 支反力F 弯矩M 水平面H FNH1=860N,FNH2=2293.5N MH=172000N*mm N Mv1=84660N*mm，Mv2=57127.5N*mm 总弯矩 扭矩T M1=191706.3N*mm, M2=181238.9N*mm T1=107220N*mm 垂直面V FNV1=423.3N,FNV2=761.76、按弯扭合成应力校核轴的强度

根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 轴的计算应力为 而查出[1]60MPa，因此ca[1]，故轴的设计满足弯扭强度要求。

七、中间轴Ⅱ的设计

1、中间轴的主要设计参数

轴的输入功率P210.46KW 转速n2210.9r/min

2、齿轮上的作用力

小齿轮的分度圆直径d3113mm

2T224711708339.3N 圆周力Ft1d3113tanntan20o8339.3o'''3163.3N 径向力Fr1Ft1cos162133 轴向力Fa1Ft1tan8339.3tan1621332447.9N 大齿轮的分度圆直径d2 圆周力Ft2o'''314mm

Ft3153.5N

径向力Fr2 轴向力Fa2Fr1185N

Fa809.6N

3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。

取A0110

该轴上有两个键槽，故最小轴径增大11%，则dmin44.87mm

轴的最小直径是装在滚动轴承上的，故初选滚动轴承。轴承同时受到径 向和轴向的作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32309，其尺寸为d*D*T=45mm*100mm*38.25mm 故取轴的第一段d1245mm

4、轴的结构设计

（1）拟定在轴上的装配方案，如下图

（2）根据轴向定位及高速轴位置的要求确定轴的各段直径和长度

数值如下表：(单位：mm) 轴径d 1-2-3段 段 45 5 55 2-4段 60 3-5段 65 4-6段 50 5-7段 55 6-8段 42 7-2段 39 轴长l 1-3段 12 2-4段 116 3-5段 18 4-6段 85 5-7段 42 6-8段 37（3）轴上零件的定位

齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。 选小齿轮的平键为18mm*11mm*100mm, 选大齿轮的平键为 16mm*10mm*50mm

选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 轴端倒角为2*45，各轴肩处的圆角半径为2mm 轴的结构图如下：

5、求轴上的载荷

做出弯矩图和扭矩图如下： 载荷 支反力F 弯矩M 水平面H FNH1=4872N,FNH2=358.8N MH1=433608N*mm MH2=27448.2N*mm 垂直面V FNV1=2373.9N,FNV2=-395.6N Mv1=211277.1N*mm， Mv1’=72970.7N*mm Mv2=30263.4N*mm 总弯矩 扭矩T M1=482342.1N*mm, M1’=439705.2N*mm M2=40856.8N*mm T2=471170N*mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度

由弯矩扭矩图可知，小齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的 强度

M1取大值。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 轴的计算应力为

而查出[1]60MPa，因此ca[1]，故轴的设计满足弯扭强度要求。

八、低速轴Ⅲ的设计

1、低速轴的主要设计参数

轴的输入功率P310.05KW 转速n362r/min

2、齿轮上的作用力

齿轮的分度圆直径d3381mm 圆周力Ft 径向力Fr 轴向力FaFt18339.3N

Fr13163.3N Fa12447.9N

3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。

取A0110dminA03P310.05110359.98mm n362 低速轴端上有一个键槽，故轴径增大6%，则dmin 选择联轴器

计算联轴器的转矩TcaKAT3, 取KA1.3 则TcaKAT31.315480202012426N*mm

63.57mm

查标准（GB/T 5843-1986），选用HL6型弹性柱销联轴器

JB65107， 其公称转矩为3150000N*mm。半联轴器的孔径

J1B65107d165mm，故取轴第的最后一段的直径为65mm 半联轴器与轴配合的轴

径长度L1107mm

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图

（2）根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度 数值如下表：(单位：mm) 轴径d 1-2-32-43-54-65-76-87-2轴长l 1-32-43-5456-87-6段 -7段 段 7段 70 段 80 段 95 段 70 段 75 段 65 段 32.5 3段 段 1124.5 1段 段 710 5 11 2 0 05 （3）轴上零件的定位

齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。

选齿轮的平键为 22mm*14mm*90mm 联轴器的键为18mm*11mm*90mm 选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合 来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

轴端倒角为2*45，各轴肩处的圆角半径为2mm 轴的结构图如下：

5、求轴上的载荷

做出弯矩图和扭矩图如下： 载荷 支反力F 弯矩M 水平面H FNH1=5688.6N,FNH2=2650.7N MH=506285.4N*mm 5N Mv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm 总弯矩 扭矩T M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm T3=1548020N*mm 垂直面V FNV1=2651.8N,FNV2=511.6、按弯扭合成应力校核轴的强度

由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度 根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 轴的计算应力为

而查出[1]60MPa，因此ca[1]，故轴的设计满足弯扭强度要求。

九、高速轴轴承的校核

1、设计参数

轴上齿轮受切向力Ft3153.5N ，径向力Fr1185N , 轴向力Fa809.6N 齿轮分度圆d168mm 转速n1970r/min 预期寿命Lh'83008238400h 初选两个轴承型号均为33208

2、求两轴承受到的径向载荷 3、求两轴承的计算轴向力

对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力Fd 故两轴承计算系数均为 X=0.4 Y=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取fpFr 查表得，Y=1.7 e=0.36 2Y1.1则

P1fp(XFr1YFa1)1.1(0.42373.41.71104.1)3108..96N P2fp(XFr2YFa2)1.1(0.41001.41.7698.1)1746N

4、验算轴承寿命

因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算

故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30208，经检验，仍符合要求

十、中间轴轴承的校核

1、设计参数

轴上齿轮受切向力Ft1 径向力Fr18339.3N ， Ft23153.5N

3163.3N , Fr21185N

809.6N

轴向力Fa12447.9N Fa2 齿轮分度圆d1113mm d2381mm

转速n2210.9r/min 预期寿命Lh'83008238400h

初选两个轴承型号均为32309

2、求两轴承受到的径向载荷 3、求两轴承的计算轴向力

对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力FdFr 查表得，Y=1.7 e=0.35 2Y 故两轴承计算系数为X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取fp1.1 则

4、验算轴承寿命

因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算

故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30309，经检验，仍符合要求

十一、低速轴轴承的校核

1、设计参数

轴上齿轮受切向力Ft8339.3N ，径向力Fr3163.3N ,

轴向力Fa2447.9N 齿轮分度圆d1381mm 转速n362r/min 预期寿命Lh83008238400h 初选两个轴承型号均为30314

' 2、求两轴承受到的径向载荷 3、求两轴承的计算轴向力

对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力FdFr 查表得，Y=1.7 e=0.35 2Y 故两轴承计算系数为X1=0.4 Y1=1.7 X2=1 Y2=0 轴承运转只有轻微振动，故取fp1.1 则

4、验算轴承寿命

因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算

故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30214，经检验，仍符合要求

十二、各轴上键的校核

1、高速轴上联轴器的键为8mm*7mm*32mm 转矩 T1107.22N*m

由于p[p]120150MPa 故此键满足挤压强度要求 2、中间轴上键为18mm*11mm*100mm和16mm*10mm*50mm

转矩T2471170N*mm

由于p1[p]120150MPa 故此键满足挤压强度要求 由于p2[p]120150MPa 故此键满足挤压强度要求 3、低速轴上的键为22mm*14mm*90mm和18mm*11mm*90mm

转矩 T31548020N*mm

由于p1[p]120150MPa 故此键满足挤压强度要求 由于p2[p]120150MPa 故此键满足挤压强度要求

十三、润滑和密封

1.润滑方式的选择

在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热，还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。

齿轮圆周速度： 高速齿轮

低速齿轮

由于V均小于4m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、 不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。

2.润滑油的选择

由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用 ZGN－2润滑脂。

3.密封方式的选择

输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，所以用毡圈油封。

十四 设计小结

这次关于带式运输机的两级圆柱减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。通过两个星期的设计实践，既让我们加深了对机械设计概念的理解，又让我们把理论联系了实际，不仅提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，还为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。

机械设计并不是一朝一夕就能完成好的，需要我们查阅大量的资料，比如机械设计手册、课程设计指导书等等。在整个设计过程中，我们必须得从整体出发，考虑到各个零件之间的联系才能使我们设计的减速器能正确的安装与使用。我设计的是两级圆锥圆柱齿轮减速器，虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有相关方面一定的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们所学过的《机械原理》、《机

械设计》、《机械设计课程设计》、《理论力学》、《材料力学》、《工程制图》、《工程材料》、《互换性与测量技术》等一系列课程。

设计任务要求我们要有近万字的说明书、装配图和零件图，对于我们刚刚涉入设计实践的同学来说无疑是一项浩大的工程，为了如质如量的完成好这次设计，特别是在最后的几天了，过的是真正的美国时间。几乎每天晚上搞到了凌晨。在画装配图的时候，刚开始不知道怎么动手，经过一段时间的统筹与规划，终于有了点头绪，便踏上了画图的旅程。画图用的是学机械必备的AutoCAD软件，因此画图的能力也就不容忽视，但是尽管有画图能力是不行的，还得有机械制图的基础知识。画装配图时，我们不可能一蹴而就，必须得有耐心去查阅大量的机械设计方面的资料，要不厌其烦的反反复复修改。我在设计过程中，其实修改就占了整个设计过程中的五分之三的时间，最终才得到了最后的成果。

总之，经过本次设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课的理论、提高我们画图的能力、巩固加深我们对机械设计方面的知识方面有着重要的作用。另一方面，设计中还存在不少的错误和缺点，需要我们继续努力学习，掌握更多有关机械设计方面的知识。

参考资料

1.《机械设计》 银金光 刘杨 主编 北京交通大学出版社

2.《机械设计课程设计》 银金光 刘杨 主编 北京交通大学出版社

3.《机械原理》 朱理 主编 高等教育出版社

4.《材料力学》 刘鸿文 主编 高等教育出版社 5.《理论力学》 杨晓华 主编 浙江大学出版社 6.《工程制图》 赵大兴 主编 高等教育出版社 7.《机械工程材料》 罗中平 主编 化学工业出版社

8.《互换性与测量技术》社

徐学林 主编 湖南大学出版