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《機械設計基礎》 課程設計說明書 題目：帶傳動及單級圓柱齒輪減速器的設計 學院： 機械與電子學院 專業(yè)： 機械制造與自動化 班級： 機制19-1班 學號： 15160530069 姓名： 李俊 指導教師： 周 海 機械與電子學院 2019年11月-12月 目錄 一、課程設計任務要求3 二、電動機的選擇 4 三、傳動比的計算設計 5 四、各軸總傳動比各級傳動比6 五、V帶傳動設計 8 六、齒輪傳動設計 11 七、軸的設計 19 八、軸和鍵的校核 30 九、鍵的設計 32 十、減速器附件的設計34 十一、潤滑與密封 36 十二、設計小結37 十三、參考資料 37 一、課程設計任務要求 1. 用CAD設計一張減速器裝配圖（A0或A1）并打印出來。 2. 軸、齒輪零件圖各一張，共兩張零件圖。 3.一份課程設計說明書（電子版）并印出來 傳動系統(tǒng)圖如下： 傳動簡圖 輸送機傳動裝置中的一級直齒減速器。運動簡圖工作條件沖擊載荷，單向傳動，室內(nèi)工作。三班制，使用5年，工作機速度誤差5%。 原始數(shù)據(jù)如下： 原始數(shù)值 數(shù)據(jù)來源 S3-10 輸出軸功率P/kw 4.5 輸出軸轉(zhuǎn)速n/min 55 二、電動機的選擇 計算步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 1、選擇電動機的類型。 2、電動機輸出功率Pd 3、 電動機的轉(zhuǎn)速 4、 選定電動機的型號 按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇式冷鼠籠型三相異步電動機。 電動機輸出功率 η總=η1η2η2η3η4 =0.96*0.99*0.99*0.96*0.96=0.86 故電動機輸出功率Pd Pd=P/η總=4.5/0.86=5.23kw 電動機額定功率Ped 查表20-1，得Ped=5.5kw 由表2-1，得V帶傳動常用傳動比范圍i1 =2~4 單級圓柱齒輪i2=3~6，nw=55r/min nd=nwi1i2=330~1320r/min 在該范圍內(nèi)電動機的轉(zhuǎn)速有：750r/min、1000r/min，取電動機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min。 根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸相應越大，所以選用Y132M2-6.額定功率5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0N/m，最大轉(zhuǎn)矩2.2N/m。 電動機 Y132M2-6 輸出功率 Pd=5.23kw 額定功率 Ped=5.5kw η總=0.86 三、傳動比的計算設計 計算步驟 設計計算與內(nèi)容 1、計算總傳動比 2、各級傳動比分配 i總=n/nw=960/55=17.45 n為電動機滿載轉(zhuǎn)速，nw為輸出軸轉(zhuǎn)速 取V帶傳動的傳動比i1=2，開式齒輪傳動的傳動比i3=3 則減速器的傳動比i2=i/（i1*i2）=2.90 四、各軸總傳動比各級傳動比 計算步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 1、各軸轉(zhuǎn)速 2、各軸輸入功率 3、各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，輸出軸為3軸。 n0=960r/min n1=n0/i1=480r/min n2=n1/i2=166r/min n3=55r/min P0=5.23KW P1=P0*n1=5.23*0.96=5.02KW P2=P1*n2*n3=5.02*0.99*0.96=4.77KW P3=4.5KW T0=9550*P0/n0=52.02Nm T1=99.88Nm T2=274.42Nm T3=781.36Nm n0=960r/min n1=480r/min n2=166r/min n3=55r/min P0=5.23KW P1=5.02KW P2=4.77KW P3=4.5KW T0=52.02Nm T1=99.88Nm T2=274.42Nm T3=781.36Nm 計算結果匯總如下表，以供參考 相關參數(shù) 軸 電動軸0 1軸 2軸 w卷筒軸 功P(KW) 5.23 5.02 4.77 3.8 轉(zhuǎn)速n(r/min) 960 480 166 55 轉(zhuǎn)矩T（N.m） 52.02 99.88 274.42 781.36 傳動比i 2 2.90 3 效率 0.96 0.96 0.96 五、傳動設計 計算步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 1、確定設計功率PC 2、選擇普通V帶型號 3、確定帶輪基準直徑dd1、dd2。 4 驗證帶速V 5、 確定帶的基準長度Ld和實際中心距a0。 帶長L0 6、 校核小帶輪包角α1 7、 確定V帶根數(shù)Z 8、求初拉力F0及帶輪軸上的壓力F0 由<<機械設計基礎>>表10-7得KA=1.2 PC=KAP=1.25.5=6.6KW 根據(jù)PC=6.6KW,n0=960/min。由表10-8應選B型V帶。 由課本圖10-88知，小帶輪基準直徑的推薦值為112~140mm。 由《機械設計基礎》表10-8取dd1=125mm， dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm 按表10-8取標準直徑dd2=250mm，則實際傳動比i、帶速V分別為： i1=dd2/dd1=250/125=2 V=πdd1n1/601000=（125π960）/（601000）m/s=6.28m/s V值在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合格。 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 0.7（125+250）≤a0≤2(125+250) 262.5mm≤a0≤750mm 初取中心距a0=500mm L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+（125+250）π/2+（250-125）2/（4500） =2028.31mm 由表10-2選取基準長度Ld=2000mm 實際中心距a為 a≈a0+（La-L0）/2 =500+（2028.31-2000）/2mm=514mm α1=180o-（dd1-dd2）/α57.3o =180o-57.3o（4250-125）/514 =166o＞120o（符合要求） 查表10-4，由線性插值法 P0=1.64+(1.93-1.64)/(1200-950)*(960-950) =1.65kw 查表10-5,10-6，有線性插值法 △P0=0.294kw Ka=0.968 查表10-2，得KL=0.98 V帶輪的根數(shù)Z Z=Pc/[（P0+△P0）*Ka*Ka] =6.6/[（1.65+0.294）*0.968*0.98] =3.6（根） 圓整得Z=4 由表10-1查得B型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.17kg/m，得單根V帶的初拉力為 F0= 500（2.5/K -1）(Pc/zv)+qv2 =500〔2.5/0.968-1）x6.6/（5x6.28）+0.176.282〕 =214.6N 可得作用在軸上的壓力Q為 Q=2F0Zsin（a1/2） =2214.64sin（1660/2） =1700N KA=1.2 Pc=6.6kw dd1=125mm dd2=250mm i=2 V=6.28m/s a0=500 Ld=2000mm a≈514mm α1=166o P0=1.65kw △P0=0.294kw Ka=0.968 Z=4 F0=214.6N6Y Q=1700N 六、齒輪傳動設計 根據(jù)數(shù)據(jù)： 傳遞功率P1=5.02KW電動機驅(qū)動， 小齒輪轉(zhuǎn)速n1=480r/min， 大齒輪轉(zhuǎn)速n2=166r/min，傳遞比i=2.90，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，使用期限五年，三班制工作。 設計步驟 計算方法和內(nèi)容 設計結果 1、 選擇齒輪材料 2、 確定材料許用接觸應力 3、 按齒輪面接觸疲勞強度設計 4、 幾何尺寸計算 5、 校核齒根彎曲疲勞強度 6、 齒輪其他尺寸計算 7、 選擇齒輪精度等級 開式齒輪 （1）選擇齒輪材料和熱處理 （2）確定材料許用接觸應力 （3）按齒面接觸疲勞強度進行設計 （4）幾何尺寸計算 （5）校核齒根彎曲疲勞強度 3、 主要尺寸計算 （6）齒輪其他尺寸計算 （7）齒輪精度等級 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為250HBS；大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為220HBS。兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。 查表12-6，兩齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為 Hlim1=480+0.93（HBS1-135） =480+0.93*(250-135)=586.95MPa Hlim2=559.05MPa 查表12-7，SHlim=1.0 [σH1]=Hlim1/SHlim=586.95/1=586.95MPa [σH2]=559.05MPa 因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可求出d1值。確定有關參數(shù)與系數(shù)： 轉(zhuǎn)矩T1=99880Nmm 查表12-3，,取K=1.4 查表12-4，取彈性系數(shù)ZE=189.8 齒寬系數(shù)ψd=1 [σH]以較小值[σH2]=559.05MPa代入 d1= =60.66mm 齒數(shù)Z1=30 則Z2=Z1*u=30*3=90 模數(shù)m=d1/Z1=60.66/30=2.02mm 查表5-1，圓整m=2mm 中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm 齒寬b2=d1*ψd=60.66mm 取整b2=61mm b1=b2+（5~10）mm 取b1=70mm 查表12-5，兩齒輪的齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)分別為 Z1=30時 YF1=2.52 YS1=1.625 Z2=90時 YF2=2.20 YS2=1.78 查表12-6，兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 σFlim1=190+0.2（HBS1-135） =190+0.2*（250-135）=213MPa σFlim2=207MPa 查表12-7， SHlim=1.0 [σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa [σF2]=207MPa 兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力為 σF1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*99880/（61*60.66*2）*2.52*1.625 =154.75MPa＜ [σF1] σF2=147.98MPa＜[σF2] 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。 分度圓直徑 d1=mZ1=2*30=60mm d2=180mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=60+2*2=64mm da2=184mm 齒根圓直徑 df1=d1+2hf=60-2*2.5=55mm df2=175mm 中心距 a=120mm 齒寬 b2=61mm b1=70mm V1==1.51m/s 查表12-2，選齒輪精度第II公差等級為9級 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS；大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS。兩齒輪齒面硬度差相等，符合開式齒輪齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。 Hlim1=Hlim2=480+0.93（HBS-135） =480+0.93(230-135)=568.4MPa 查表12-7，取SHlim=1.0 [σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=568.4MPa T2=274420Nmm 查表12-3，K=1.4 查表12-4，ZE=189.8 ψd=0.5 u=4 [σH]=568.4MPa d1= =104.32mm 齒數(shù)Z1=20 Z2=Z1*u=80 模數(shù)m=d1/Z1=5.22mm 查表5-1，取整m=6mm 中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm 齒寬b2=55mm b1=60mm 查表12-5，兩齒輪的齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)分別為 Z1=20時 YF1=2.80 YS1=1.55 Z2=80時 YF2=2.22 YS2=1.77 查表12-6，兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 σFlim1=σFlim2=190+0.2（HBS-135） =190+0.2*（230-135）=209MPa 兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 [σF1]=[σF2]=209MPa 兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力為 σF1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*274420/（55*109.34*6）*2.8*1.55 =96.87MPa＜ [σF1] σF2=87.70MPa＜ [σF2] 所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。 分度圓直徑 d1=mZ1=6*20=120mm d2=480mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=132mm da2=492mm 齒根圓直徑 df1=d1+2hf=105mm df2=465mm 中心距a=300mm 齒寬 b2=55mm b1=60mm V1=0.90m/s，查表12-2，選齒輪精度第II公差等級為10級。 Hlim1=586.95MPa Hlim2=559.05MPa [σH1]=586.95MPa [σH2]=559.05MPa u=3 T1=99880Nmm K=1.4 ZE=189.8 ψd=1 d1=60.66mm Z1=30 Z2=90 m=2mm a=120mm b2=61mm b1=70mm YF1=2.52 YS1=1.625 YF2=2.20 YS2=1.78 σFlim1=213MPa σFlim2=207MPa [σF1]=213MPa [σF2]=207MPa σF1=154.75MPa σF2=147.98MPa Hlim1=Hlim2=568.4MPa [σH1]=[σH2]=568.4MPa T2=274420Nmm K=1.4 ZE=189.8 ψd=0.5 u=4 [σH]=568.4MPa d1=104.32mm Z1=20 Z2=80 m=6mm a=300mm b2=55mm b1=60mm σFlim1=σFlim2=209MPa 七、軸的設計 主動抽1軸傳動功率P2=4.77KW, 轉(zhuǎn)速n2=166r/min，工作單向轉(zhuǎn)動軸采用深溝球軸承支撐。 設計步驟 計算方法和內(nèi)容 設計結果 1、 選擇軸的材料，確定許用應力。 2、 按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑。 3、 設計軸的結構并繪制結構草圖 （1）、確定軸上零件的位置和固定方式 （2）、確定各軸段的直徑和直徑 （3）齒輪上的作用力大小 （4）校核軸的強度 4、 從動軸設計 （1）選取軸的材料和熱處理，確定許用應力 （2）估算最小直徑 （3）確定軸上零件的布置和固定 （4）確定各軸段的直徑和直徑 （5）齒輪上的作用力 （6）校核軸的強度 （7）計算當量彎矩 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料五特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)正火處理。查表16-1得強度極限σb=600MPa，在查表16-5得許用彎曲應力[σb]-1=55MPa。 根據(jù)表16-2得A=107～118.得： d≥A . =（107～118） =23.54mm 考慮到軸的最小直徑出要安裝V帶輪，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%～5%，。查書表12-4得d1=25mm。 （1）、確定軸上零件的布置方案和定位方式，如16-1圖所示將齒輪布置在中間，對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與軸套作軸向定位，用平鍵和配合H7/K6作周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配合H7/K6作周定位。 （2）、確定軸的各段直徑 ①、由上述可知軸段1直徑最小d1=25mm 查表得L1=50mm ②、軸段2考慮到要對安裝在軸段1上的V帶輪，進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，至少應滿足：d2=d1+（1-5）mm=26-30mm 取軸徑d2=28mm L2=70mm ③、軸段3不考慮對安裝在軸2上的零進行定位，只要求有一定圓角即可，至少應滿足： d3d2 取d3=30mm L3=33mm（套筒15mm） 。④、軸段4一般要比軸段3的直徑大1-5mm，所以有 d4=35.5mm L4=68mm ⑤、軸環(huán)直徑d5=30mm L5=7mm ⑥、為了便于拆卸左軸承，d6=d4+2a，取d6=35.5mm L6=8mm （7）、軸段7與軸段3安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為： d7=30mm L7=16mm 分度圓直徑d=60mm 轉(zhuǎn)矩T=99880Nmm 圓周力Ft=2T/d =99880*2/60=3329N 徑向力Fr= Fttan200=1211N 軸向力Fa=0 水平支座反力 FRAX=FRBX=Ft/2=1665N 水平面彎矩 MCH=70FRAX=116550Nmm 垂直面支座反力 FRAZ=FRBZ=Fr/2=605.5N 垂直面彎矩 MCV=70FRAZ=42385Nmm 合成彎矩 Mc= =124018Nmm 最大當量彎矩 查表 得a=0.6 Medmax= =1941189Nmm 進行ab面校核 Mea=aT=59928Nmm da==22.17mm 由于考慮鍵槽， da=22.17*1.05=23.28mm da＜d1（安全） db==70.67mm 由于考慮鍵槽， db=27.65*1.05=74.20 db＜d4（安全） 選用45鋼，正火處理 查表16-1得強度極限σb=600MPa，在查表16-5得許用彎曲應力[σb]-1=55MPa。 根據(jù)表16-2得A=107～118.得： d≥A . =（107～118） =33.17mm 由于考慮鍵槽，直徑增大5%，d=35.07mm 確定軸上零件的布置方案和定位方式，如16-1圖所示將齒輪布置在中間，對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與軸套作軸向定位，用平鍵和配合H7/K6作周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配合H7/K6作周定位。 1　 右起第一段，開式齒輪左邊由軸肩，右邊用軸端擋圈固定 d7=40mm，L7=60mm 2　 右起第二段，d6=45mm L6=70mm 3　 右起第三段，軸承安裝段，d5=50mm，L5=37mm 4　 右起第四段，齒輪軸段，d4=56mm，L4=59mm 5　 右起第五段，d3=60mm，L3=7mm 6　 右起第六段，d2=50mm，L2=8mm 7　 右起第七段，L1=20mm，d1=50mm 分度圓直徑d=180mm 轉(zhuǎn)矩T=274420Nmm 圓周力Ft=2T/d =274420*2/180=3049N 徑向力Fr= Fttan200=1110N 軸向力Fa=0 水平支座反力 FRAX=FRBX=Ft/2=1525N 水平面彎矩 MCH=70FRAX=106750Nmm 垂直面支座反力 FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N 垂直面彎矩 MCV=70FRAZ=38850Nmm 合成彎矩 Mc= =113600Nmm 查表 得a=0.6 Meb= =2288977Nmm 進行ab面校核 Mea=aT=164652Nmm da==31.05mm 由于考慮鍵槽， da=30.771.05=32.32mm da＜d1（安全） db==32.84mm 由于考慮鍵槽， db=32.84*1.05=34.48mm db＜d4（安全） d=23.54mm d1=25mm d1=25mm L1=50mm d2=28mm L2=70mm d3=30mm L3=33mm d4=35.5mm L4=68mm d5=30mm L5=7mm d6=35.5mm L6=8mm d7=30mm L7=16mm Mc=124018Nmm Medmax=1941189Nmm Mea=59928Nmm db=74.20mm d=35.07mm d7=40mm，L7=60mm d6=45mm L6=70mm d5=50mm，L5=37mm d4=56mm，L4=59mm d3=60mm，L3=7mm d2=50mm，L2=8mm L1=20mm，d1=50mm Ft=3049N Fr=1110N Fa=0 MCH=106750Nmm MCV==38850Nmm Mc=113600Nmm Meb=2288977Nmm Mea=164652Nmm 八、軸和鍵的校核 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 一、 輸入軸軸承 1、選用輸入軸軸承型號 2、計算軸承壽命 3、由預期壽命求所需c并校核 二、 輸出軸軸承 1、選用輸出軸的型號 2、 軸承預期壽命 3、由預期壽命求所需c并校核 選用比較便宜的深溝球軸承60200型，已知軸承內(nèi)徑40mm，故選6206，因為無軸向力，故載荷P=Fr=1023N。 因為該軸承要工作5年且8小時連續(xù)工作，所以有 預期壽命L `10h=5*365*8=14600h 查表14-7知：載荷系數(shù)fp=1.2 查表14-8知：溫度系數(shù)fT=1 根據(jù)選擇6208型，并查書附表得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=1.95KN C==9196N C＜Cr（這對軸承符合使用） 選用比較便宜的深溝球軸承60200型，已知軸承內(nèi)徑50mm，故選6210，因為無軸向力，故載荷P=Fr=1080N。 因為該軸承要工作5年且8小時連續(xù)工作，所以有 預期壽命L `10h=5*365*8=14600h 查表14-7知：載荷系數(shù)fp=1.2 查表14-8知：溫度系數(shù)fT=1 根據(jù)選擇6210型，并查書附表得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=3.5KN C==6500N C＜Cr（這對軸承符合使用） P=Fr=1023N L `10h=14600h fp=1.2 fT=1 C=9196N P=Fr=1080N L `10h=14600h fp=1.2 fT=1 C=6500N 九、鍵的設計 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 1、V帶輪的鍵 2、齒輪鍵 3、開式齒輪的鍵 此段軸徑d1=25mm，B=50mm 查機械設計課程設計表14-1，選取A鍵 844GB/T1096-2003 L=44 b=8 h=7 l1=L-20=24mm 鍵的擠壓應力 Σp==58.53MPa 鍵的許用擠壓應力 [σp]=110MPa Σp＜[σp]（鍵的強度足夠） 由軸徑d1=35.5mm，B=70 mm。查表14-1，選取A型，得A鍵1065GB/T 1096-2003.在同表查得健寬b=10mm，健高h=8mm，L=65mm。 l1=L-20=40-20=20mm 鍵的擠壓用力 Σp==58.53MPa =41.66MPa＜[σp]=110MPa 所以鍵的強度足夠。 此段軸徑d1=40mm，B=60mm 查表14-1，選取A型鍵，得 A鍵 1254GB/T 1096-2003 L=54mm，b=12mm，h=8mm l1=54-20=34mm 鍵的擠壓應力 Σp==98.26MPa＜[σp]=110MPa 所以鍵的強度足夠。 選擇A型鍵 L=44mm b=10mm h=8mm 十、減速器附件的設計 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 軸中心距 箱體壁厚 箱蓋壁厚 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機蓋底凸緣厚度 箱座，箱蓋加強肋厚 地腳螺栓直徑 地腳螺釘數(shù)目 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 蓋與座連接螺栓直徑 軸承端蓋的螺釘直徑d3和數(shù)目n 軸承蓋外徑 窺視孔蓋螺釘直徑d4 df、d1、d2至外壁距離 df、d2至凸緣距離 箱體外壁至軸承座端面距離 a=120mm δ1=0.025a+1mm=4.0mm≥8mm δ1=0.025a+1≥8mm b=1.5 δ=12mm b1=1.5δ1=12mm b2=2.5δ=2.58=20mm m=m1=0.85δ=6.8mm df=0.036a+12 =16.32mm 取整偶數(shù)18mm a≤250，n=4 d1=0.75df=13.5mm查表3-3取15mm d2=（0.5～0.6）df =9mm 取d2=10mm d3=M6~M8=8mm n=4 D2=65mm d4=（0.3～0.4）df=8mm C1=18mm C2=24mm L1=C1+C2+(5~10)=50mm a=120mm δ1=8mm δ1=≥8mm b1=b=12mm b2=20mm m=m1=6.8mm df=18mm n=4 d1=15mm d2=10mm d3=8mm n=4 D2=65mm d4=8mm C1=20mm C2=18mm L1=50mm 十一、潤滑與密封 設計步驟 設計計算與內(nèi)容 設計結果 一、齒輪的潤滑 （1）選擇潤滑方式 （2）確定油深 二、軸承潤滑 三、密封 V= 1.51m/s，m＜20 采用侵油潤滑 由查表3-3可知 齒輪侵油深度為10mm； 油總深度為30mm V= 1.51m/s，查表3-4 采用油潤滑 由于選用的電動機為低速常溫常壓電動機，則可以選用氈圈密封。 軸承端蓋加設擋油環(huán)。 采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑 十二、設計小結 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。此次減速器，經(jīng)過兩個月的努力,終于將機械設計課程設計作業(yè)完成了。 這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一次又一次的修改設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，令我非?？鄲?后來和同學交流后,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解。機械設計課程設計是機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。這次關于帶式運輸機上的一級圓柱直齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)起到了很大的幫助；使我對機械設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。 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了設計一個完整機械的步驟與方法;也對機械制圖、autocad軟件有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應用才能很好的完成包括機械設計在內(nèi)的所有工作，也希望學院能多一些這種課程。 設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機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 十三、參考文獻 [1] 周玉海，潘冬敏.2014.機械設計基礎與實訓.西安交大出版社 [2]孫德志，張志華，鄧子龍.2006.機械設計基礎課程設計.科學出版社 [3] 楊可楨，程光蘊，李仲生.1979.機械設計基礎.高等教育出版社 [4] 周玉海，潘冬敏.2014.機械設計基礎.西安交大出版社 [5]《機械設計手冊》、《機械設計》、《機械設計課程設計》、《工程材料及其成形基礎》、《理論力學》等文獻。