1 设计题目 ............................................................................................................................... 3 2 传动方案 ............................................................................................................................... 3 3 电动机选择 ........................................................................................................................... 4 3.1 选择电动机的类型 ......................................................................................................... 4 3.2选择电动机功率 .............................................................................................................. 4 3.3 确定电动机的转速 ........................................................................................................... 4 3.4 电动机的主要尺寸 ........................................................................................................... 5 4. 轴的工况计算 ..................................................................................................................... 5 4.1传动比的计算及分配 ........................................................................................................ 5 4.2各轴转速 ............................................................................................................................ 5 4.3 各轴功率 ........................................................................................................................... 5 4.4各轴转矩 ............................................................................................................................ 6 5齿轮的设计计算 .................................................................................................................... 7 5.1 高速级齿轮设计计算 ....................................................................................................... 7 5.2 低速级齿轮设计计算 ....................................................................................................... 9 6轴的设计计算 ...................................................................................................................... 12 6.1 轴选择材料 ..................................................................................................................... 12 6.2 轴最小直径计算 ............................................................................................................. 12 6.3 各轴各段直径确定 ......................................................................................................... 13 6.4 箱体内各部分合理分布 ................................................................................................. 13 6.5 各轴完整设计 ................................................................................................................. 14 6.6 轴受力分析并校核 ......................................................................................................... 15 7 轴承的计算 ......................................................................................................................... 20 8 键联接的校核 ..................................................................................................................... 20 9 联轴器的选择 ..................................................................................................................... 21 10 箱体参数确定 ................................................................................................................... 21 11 润滑和密封的选择 ........................................................................................................... 22 12附件及说明 ........................................................................................................................ 22
13设计小结 ............................................................................................................................ 22 14参考资料 ............................................................................................................................ 23
1 设计题目
设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置
原始条件和数据：
输送机两班连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年，在中等规模机械厂小批量生产。输送带允许速度误差5%。
输送带工作拉力2400N，输送带速度1.2m/s,卷筒直径300mm。
2 传动方案
传动方案选择：两级展开式圆柱齿轮减速器
3 电动机选择
选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机
设计内容 3.1选择电动机的类型 计算及说明 选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机 结果 选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机 3.2选择电动机功率 （1）工作装置所需功率Pw=Fw×vw/（1000ηw）KW Pw 考虑到胶带卷筒及其轴承的 Pw=3.06 KW 效率取ηw=0.94 Fw=2400 N vw=1.2 m/s （2）工作装置的传动装输入输出端均采用弹性联轴 置的总效率η 器ηc=0.99 所有轴承均采用滚动球轴承 ηr =0.995 η=0.9084 采用8级精度齿轮传动（稀油 润滑）效率ηg =0.97 η=ηr3×ηg2×ηc2 =0.9953×0.972×0.992 =0.9084 （3）电动机额定功率Pm P0=Pw/η =3.06/0.9084=3.37 KW Pw=Fw×vw/（1000ηw） =2400*1.2/(1000*0.94) =3.06 KW 3.3确定电动机转速n 载荷平稳，选择电动机额定功率Pm略大于P0，按《机械设计课程设计》表8-169中Y系列电动机技术数据取Pm=4.0 KW Pm=4 KW （1）卷筒轴转速nw （2）电动机转速n 3.4 电动机的主要尺寸 nw=6×10000vw/（πD） =60000×1.2/（π×300） =76.394 r/min 单级齿轮传动比3-5 两级齿轮传动比i=9-25 n=i×nw =687.5-1909.8 r/min 为了降低成本确定 n=1500 r/min nw=76.394 r/min n=1500 r/min 电动机尺寸参考《机械设计课程设计》书表8-186、表8-187确定 根据《机械设计课程设计》书表8-184选择电动机Y112M-4，其满载转速nm=1440r/min，质量47kg
4.传动比及动力学计算
设计内容 计算及说明 结果 i=18.85 i1=4.95 i2=3.81 n1=1440 r/min n2=290.91 r/min n3=79.394 r/min nw=76.24 r/min 4.1传动比的计算及分配 （1）总传动比 i=nm/nw=1440/76.39=18.85 （2）传动比分配 i1=1.3i2 i=i1×i2 求得i1=4.95 i2=3.81 4.2各轴转速 （1）高速轴 n1=nm=1440 r/min （2）中间轴 n2=n1/i1 =1440/4.95 =290.91 r/min （3）低速轴 n3=n2/3.81=76.394 r/min （4）工作轴 nw=n3=76.24 r/min 4.3 各轴功率 （1）高速轴 （2）中间轴 （3）低速轴 （4）工作轴 4.4各轴转矩 （1）高速轴 （2）中间轴 （3）低速轴 （4）工作轴 （5）电动机转轴 P1=P0*ηc =3.37*0.99=3.33 KW P2=P1*ηr*ηg =3.33*0.97*0.995 =3.21 KW P3=P2*ηr*ηg =3.21*0.97*0.995 =3.11 KW Pw=P3*ηr*ηc =3.11*0.995*0.99 =3.06 KW T1=9550*P1/n1=22.08 N·m T2=9550*P2/n2=105.38 N·m T3=9550*P3/n3=388.78 N·m Tw=9550*Pw/nw=382.53 N·m T0=9550*P0/nw=22.34 N·m P1= 3.33 KW P2= 3.21 KW P3= 3.11 KW Pw= 3.06 KW T1=22.08N·m T2=105.38 N·m T3=388.78 N·m Tw=382.53 N·m T0=22.34 N·m 算得参数如下： 轴名 电动机轴 参数 转速n1440 （r/min） 1轴 2轴 3轴 工作轴 1440 290.91 76.394 76.394 功率P（KW） 转矩T(N·m) 传动比i 效率η 3.37 22.34 1 0.99 3.33 22.08 4.95 0.965 3.21 105.38 3.11 388.78 3.81 0.965 3.06 382.53 1 0.985 5、齿轮的设计计算
设计内容 5.1高速级齿轮设计 （1）齿轮材料选取 传动无特殊要求 小齿轮：考虑到直径问题设计成齿轮轴，选用45钢正火，169-217HBS 计算机说明 结果 小齿轮、大齿轮均选用45钢正火，169-217HBS 大齿轮选用45钢正火， 169-217HBS （2）许用接触应力 查表得σHlim1=460MPa， σHlim2=460MPa，SHmin=1 σH=460 MPa [σH1]=[σH2]=460 MPa σH=460 MPa （3）按齿面接触强度设小齿轮转矩T=22.08 N·m 计 载荷平稳，取载荷综合系 数K=1.2 齿宽系数Ψd=1 小齿轮分度圆直径d1≥m=2.5 mm ∛671[σH]2u±1uKT1Ψd =40.8 mm z1=20 小齿轮齿数z1=20，大齿z2=99 轮齿数z2=99 d1=50 mm m=d1/z1=2.045 mm 取m=2.5 mm d2=247.5 mm 分度圆直径d1=z1m=50 a=148.75 mm mm，d2=z2m=247.5 mm， b1=56 mm 中心距a=148.75mm b2=50 mm 齿宽b=Ψd×d1 =50mm 取小齿轮齿宽b1=56 mm，α=20° 大齿轮齿宽b2=50 mm v=πd1n/(60*1000) =π*50*1440/(60*1000) =3.77 m/s 由《机械设计》表6-4确 定齿轮采用8级精度 由《机械设计》图6-30 （4）按弯曲疲劳强度校得复合齿形系数 核齿轮强度 YFs1=4.38，YFs2=3.96 SFmin=1 （5）公差计算选取 σFlim1=σFlim2=360 MPa [σF1]=[σF2]=360 MPa 设计满足要求 σF1=2KT1YFs1/(bm2z1) =33.19 MPa<[σF1] σF2=σF1YFs2/ YFs1 =33.19×3.96/4.38 =30.01 MPa<[σF2] 最小侧隙jnmin =0.100mm 由《机械设计课程设计》 书表8-95确定 Esns=Esns1=Esns2 Esns1=Esns2=-0.0585mm =-jnmin/（2cosα） =-0.0585mm 齿厚公差 5.2低速级齿轮设计 （1）齿轮材料选取 Tsn=2tanα(br2+Fr2)1/2 br=1.26×IT9 br1=1.26×62=0.0781 mm br2=1.26×115=0.1450mm Fr1=0.034 Fr2=0.056 Tsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mm Esni1=Esns-Tsn1=-0.115 mm Esni2=Esns-Tsn2=-0.166 mm 上偏差 Ebns1=Ebns2=Esns×cosα =-0.050 mm 下偏差 Ebni1=Esni1×cosα =-0.108 mm Ebni2=Esni2×cosα =-0.156 mm 公法线长度 Wk1=m×Wk’1 =2.5×7.6604 =19.151mm Wk2=m×Wk’2 =2.5×35.3361 =88.340mm Tsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mm Ebns1=Ebns1=-0.050 mm Ebni1=-0.108 mm Ebni2==-0.156 mm Wk1=19.151mm Wk2=88.340mm 查《机械设计课程设计》 书表8-73、表8-74至表 8-91得 fp1=±0.015 fp2=±0.018 Fp1=0.042 Fp2=0.070 fp1=±0.015 fp2=±0.018 Fp1=0.042 Fp2=0.070 Fα1=0.020 Fα2=0.025 Fα1=0.020 Fα2=0.025 Fβ1=0.027 Fβ2=0.029 fa=±0.0315 Fβ1=0.027 Fβ2=0.029 fα=±0.0315 传动无特殊要求，采用软 齿面齿轮设计 小齿轮选用40MnB，小齿轮选用40MnB， （2）许用接触应力 241-286HBS 241-286HBS 大齿轮选用45钢正火，大齿轮选用45钢正火，169-217HBS 169-217HBS 查表得σHlim1=720MPa， σHlim2=460MPa，SHmin=1 [σH1]=720 MPa [σH2]=460 MPa σH=460 MPa σH=460 MPa z1=30 z2=114 （3）按齿面接触强度设小齿轮转矩 T=105.38 N·m 计 载荷平稳，取载荷综合系 数K=1.2 齿宽系数Ψd=1 小齿轮分度圆直径d1≥ ∛671[σH]2u±1uKT1Ψ d =70 mm d1=75 mm 小齿轮齿数z1=30，大齿 d2=285 mm 轮齿数z2=114 m=d1/z1=2.33 mm a=180 mm 取m=2.5 mm b1=80 mm 分度圆直径d1=z1m=75 mm，d2=z2m=285 mm，中b2=75 mm 心距a=148.75mm α=20° 齿宽b=Ψd×d1=75mm 取小齿轮齿宽b1=80 mm， 大齿轮齿宽b2=75 mm v=πd1n/(60*1000) =π*75*290.9/(60*1000) =1.14m/s 由《机械设计书》表6-4 确定齿轮采用8级精度 由《机械设计》图6-30 （4）按弯曲疲劳强度校得复合齿形系数 核齿轮强度 YFs1=4.14，YFs2=3.96 SFmin=1 σFlim1=530 MPa σFlim2=360 MPa 设计满足要求 [σF1]=530 MPa （5）公差计算选取 σF1=2KT1YFs1/(bm2z1) =73.99 MPa<[σF1] σF2=σF1YFs2/ YFs1 =73.99×3.96/4.14 =70.77 MPa<[σF2] 最小侧隙jnmin =0.100mm 由《机械设计课程设计》 书表8-95确定 Esns=Esns1=Esns2 Esns1=Esns2=-0.0585mm =-jnmin/（2cosα） =-0.0585mm 齿厚公差 Tsn=2tanα(br2+Fr2)1/2 br=1.26×IT9 br1=1.26×62=0.0781 mm br2=1.26×130=0.1638mm Fr1=0.043 Fr2=0.074 Tsn1=0.065 mm Tsn1=0.065 mm Tsn2=0.131 mm Tsn2=0.131 mm Esni1=Esns-Tsn1=-0.123 mm Esni2=Esns-Tsn2=-0.189 mm Ebns1=Ebns2=-0.050 mm 上偏差 Ebns1=Ebns2=Esns×cosα [σF2]=360 MPa =-0.050 mm 下偏差 Ebni1=Esni1×cosα =-0.116 mm Ebni2=Esni2×cosα =-0.177 mm 公法线长度 Wk1=m×Wk’1 =2.5×10.7526 =26.882mm Wk2=m×Wk’2 =2.5×38.4982 =96.246mm Ebni1=-0.116 mm Ebni2=-0.177 mm Wk1==26.882mm Wk2=96.246mm 查《机械设计课程设计》 书表8-73、表8-74至表 8-91得 fp1=±0.017 fp2=±0.020 Fp1=0.053 Fp2=0.092 fp1=±0.017 fp2=±0.020 Fp1=0.053 Fp2=0.092 Fα1=0.022 Fα2=0.029 Fβ1=0.028 Fβ2=0.031 fa=±0.0315 Fα1=0.022 Fα2=0.029 Fβ1=0.028 Fβ2=0.031 fa=±0.0315 6轴的设计计算
设计内容 6.1 轴选择材料 6.2 轴最小直径计算 计算及说明 无特殊要求，选45号钢正火处理，169-217HBS 减速器工作时，轴主要受转矩作用，先考虑转矩设计轴最小直径 D≥C3Pn，C取118 P与n从4 轴的工况计算中取得 D1≥15.6 mm D2≥26.3 mm 结果 45号钢正火处理，169-217HBS D1min=20 mm 6.3 各轴各段直径确定 （1）高速轴 （2）中间轴 （3）低速轴 D3≥40.6 mm 考虑到高速轴和低速轴需要和联轴器配合，根据《机械设计课程设计》书表8-178确定 D1min=20 mm D3min=45 mm 中间轴需要设计键槽，并取标准化的值D2min=30 mm 与联轴器配合处直径20mm，与毛毡圈配合处为24mm，轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体 套筒、轴承处直径为30mm，齿轮处直径40mm，中间轴环处52mm 联轴器处直径为45mm，与毡圈配合处为48mm，滚动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm D2min=45 mm D3min=30 mm 与联轴器配合处直径20mm，与毛毡圈配合处为24mm，轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体 套筒、轴承处直径为30mm，齿轮处直径40mm，中间轴环处52mm 联轴器处直径为45mm，与毡圈配合处为48mm，滚动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm 6.4 箱体内各部分合理分布
箱体内部零件分布如上图所示，齿轮端面距离箱体内壁10mm，中间轴两齿轮端面距离为10mm，低速级大齿轮齿顶圆距离箱体内壁，考虑到螺栓中心距离外边缘与外壁均有要求，轴承旁凸台厚度=16+18+8=42mm
6.5 各轴完整设计
（1）高速轴的设计如下：
轴承选取6006深沟球轴承，需要挡油环，所以12段长14mm；齿轮端面距离箱壁10mm，23段应略大于10mm，取15mm；45段根据7.4可得l=10+80+10=100mm；56段不需要挡油环，长13mm；67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm，轴承盖厚10mm，轴承座端面至箱体内壁48mm，调整长度1mm，轴承距离箱体内臂3mm，轴承宽度13mm，所以L=10+10+48+1-13-3=53mm；78段考虑与联轴器的配合长36mm。
轴与联轴器之间采用平键连接，查表得键尺寸b=6，h=6，键长取30mm
1处倒角为1.5×45º,8处倒角为1×45 º， 2、6处查轴承安装要求可知圆
角r=1mm，3、4、5、7处无特殊要求根据轴肩高度取圆角。3、4取3mm，5取2mm，7取1mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1，确定与联轴器处的公差配合为m6，与轴承处的公差配合为k5，与密封毡圏处公差配合为f9。
（2）中间轴设计
大小齿轮齿宽分别为80mm与50mm，所以23段长78mm，45段长48mm；轴承选用6206深沟球轴承，齿轮端面与箱体内壁距离为10mm，所以12段取28mm，56段取34mm；34段取10mm。
大齿轮小齿轮均采用平键连接，b=12mm，h=8mm，45段键槽42mm，23段键槽72mm。
1、6处倒角为1.5×45º, 2、3、4、5处无特殊要求根据轴肩高度取圆角，这里均取2mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1，与轴承处的公差配合为k5。
（3）低速轴设计
齿轮齿宽75mm，所以23段取71mm；34取10mm；齿轮端面距离箱体内壁10mm，加上套筒与轴承，12段取33mm；45段根据6.4取68mm；56段装6010深沟球轴承取16mm；67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm，轴承盖厚12mm，轴承座端面至箱体内壁48mm，调整长度1mm，轴承距离箱体内臂3mm，轴承宽度16mm，所以L=10+12+48+1-16-3=52mm；78段考虑到与联轴器配合长度取80mm
齿轮与轴采用平键连接，b=18mm，h=11mm，键长66mm；轴与联轴器采用平键连接，b=14mm，h=9mm，键长72mm。
1、8处倒角取2×45°，2、3、4无特殊要求圆角半径取2mm，5处要与轴承配合圆角半径取1mm，6、7考虑到轴肩高度取1mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1，确定与联轴器处的公差配合为m6，与轴承处的公差配合为k5，与密封毡圏处公差配合为f9。
6.6 轴受力分析并校核 （1）高速轴：
转矩T=22.08 N·m，齿轮分度圆直径d=50mm
Ft=2T/d=833.2N, Fr=Ft×tanα=303.3N 受力图如下（齿轮轴承受力均简化成集中作用于本身中点）
因受力较为简单，直接求出各自轴承的合力： R1= 746.4N R2=193.5N
弯矩图如下
参考《机械设计》书12-4节及表12-1、表12-3
45号钢正火σB=600MPa，钢轴应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=55/95=0.58， [σ-1]b=55MPa
在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=22080 N·mm
当量弯矩Me=M2+（aT）2图如下：
Memax=29096N·mm
此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处 齿轮中心截面：直径d≥3Me0.1[σ-1]b=17. 4mm 此处实际直径为36mm 校核安全
联轴器连接处截面：直径d≥3Me0.1[σ-1]b=13.25mm
此处轴实际直径为20mm，已能消除键的影响 校核安全
（2）中间轴
转矩T=105.38N·m，齿轮分度圆直径分别为247.5mm，75mm Ft1=2T/d1=851.6N，Fr1= Ft1×tanα=309.9N Ft2=2T/d2=2810.1N，Fr2= Ft1×tanα=1022.8N 受力图如下
经计算
R1V=612.2N R1H=2207.4N R2v=100.2N R2H=1454.3N 弯矩图如下
MHmax=132444N·mm，Mvmax=36730N·mm
轴采用45号钢，σB=600MPa，取[σ-1]b=55MPa，[σ0]b=95MPa，应力校正系数取α=[σ-1]b /[σ0]b=0.58，
弯矩只存在于12（两齿轮）之间，可知Memax在1（小齿轮中心面）处，需要校核
Mmax=137442N·mm T=105380 N·mm Memax=Mmax2+（aT）2=150420N·mm
小齿轮中心面：直径d≥3Me0.1[σ-1]b=30.13mm 此处实际直径为36mm，能消除键的影响 校核安全
（3）低速轴
转矩T=388.78N·m，齿轮分度圆直径285mm Ft=2T/d=2728.3N, Fr=Ft×tanα=993.0N 受力分析
经计算得R1=1978.1N，R2=925.3N 弯矩图如下：
轴采用45号钢，σB=600MPa，取[σ-1]b=55MPa，[σ0]b=95MPa 应力校正系数取α=[σ-1]b /[σ0]b=0.58
在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=388780 N·mm
当量弯矩Me=M2+（aT）2图如下：
此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处 齿轮中心截面：直径d≥3Me0.1[σ-1]b=35.8mm 此处实际直径为60mm 校核安全
联轴器连接处截面：直径d≥3Me0.1[σ-1]b=34.5mm 此处轴实际直径为45mm，已能消除键的影响
7 轴承的计算
轴承预期寿命为：2×8×300×3=14400h （1）高速轴轴承为6006深沟球轴承
基本额定动载荷为13200N，转速1440r/min，ε=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷 R1=746.4N，R2=193.5N
按受力大的轴承计算寿命，Pmax= Kp（XR+YA）=895.7N L10=10660n（CP）ε=37044h>14400h 符合要求 （2）中间轴轴承为6006深沟球轴承
基本额定动载荷为19500N，转速290.9r/min，ε=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷 R1=2290.7N，R2=1457.7N
按受力大的轴承计算寿命Pmax= Kp（XR+YA）=2749N L10=10660n（CP）ε=20449.6h>14400h 符合要求 （3）低速轴轴承为6010深沟球轴承
基本额定动载荷为22000N，转速76.39r/min，ε=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷 R1=1978.1N，R2=925.3N
按受力大的轴承计算寿命Pmax= Kp（XR+YA）=2373.7N L10=10660n（CP）ε=173854h>14400h 符合要求
8 键联接的校核
查《机械设计》书表11-10得许用抗压应力[σp]=100MPa （1）高速轴
联轴器处的键：
此轴段长度36mm，键长略小于其值取30mm T=22080N·mm Lc=L-b=30-6=24mm
h=6mm d=20mm σp=4TLcdh=30.7MPa<[σp] 校核安全 （2）中间轴 大齿轮处的键：
此轴段长度48mm，键长略小于其值取42mm T=105380N·mm Lc= L-b=42-12=30mm
h=8mm d=40mm σp=4TLcdh=43.9MPa<[σp] 校核安全 小齿轮处的键：
此轴段长度78mm，键长略小于其值取72mm T=105380N·mm Lc= L-b=72-12=60mm
h=8mm d=40mm σp=4TLcdh=21.95MPa<[σp] 校核安全 （3）轴
齿轮处的键：
此轴段长度71mm，键长略小于其值取66mm T=388780N·mm Lc= L-b=66-18=48mm
h=11mm d=60mm σp=4TLcdh=49.1MPa<[σp] 校核安全 联轴器处的键：
此轴段长度76mm，键长略小于其值取72mm T=388780N·mm Lc= L-b=72-14=58mm
h=9mm d=45mm σp=4TLcdh=66.2MPa<[σp] 校核安全
9 联轴器的选择
查《机械设计课程设计》书表8-178
高速轴与电机相连处选用LT3型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径20mm，L=38mm
低速轴伸出处选用LT7型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径45mm，L=84mm
10 箱体参数确定
参考《机械设计课程设计书》表4-6： 名称 符号 箱盖壁厚 δ 箱座壁厚 δ1 尺寸 8mm 8mm 箱盖、箱座、箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径及数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 b、b1、b2 df、n d1 d2 d3 检查孔盖螺钉直径 df、d1、d2至箱外壁距离 df、d2至凸缘边缘距离 轴承座外径 轴承旁凸台高度 箱外壁至轴承座端面距离 箱座肋厚 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 齿轮端面与箱内壁距离 d4 c1 c2 D2 h L1 m Δ1 Δ2 b=b1=12mm；b2=20mm df=16mm；n=4 d1=12mm d2=8mm；n=4 轴承外圈直径 55mm 80mm d3 8mm 10mm 4 4 螺钉数目 双级减速器：d4=8mm M8 M12 M16 螺栓直径 c1min 14mm 18mm 22mm c2min 12mm 16mm 20mm 95mm、130mm 33mm 40mm 7mm 15mm 10mm 11 润滑和密封的选择
润滑：齿轮采用飞溅润滑，箱体上的轴承采用油润滑 润滑油：齿轮运转时油温和载荷保持正常或中等，采用220工业闭式齿轮润滑油 密封：高速轴与低速轴的伸出端采用毛毡圈式密封，箱盖箱座结合面上涂密封胶。
12附件及说明
（1）轴承盖：材料HT150，选用螺钉联接式轴承盖，因轴承采用飞溅润滑，在端部车一段距并铣出两个径向对称的缺口。
（2）油标：指示箱内油面高度，选择杆式油标，尺寸为M16
（3）排油螺塞：材料Q235，为换油及清洗箱体时排出油污，选择M16*1.5型排油螺塞。
（4）检查孔盖板：检查传动件的啮合情况、润滑状态及向箱内注油，用螺钉固定 ，选择尺寸为盖板148×139.5，检查孔100*91.5，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。
（5）通气器：为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装。 （6）吊耳、吊钩：用于拆卸和吊运减速器，在箱盖和箱座上铸出。
（7）定位销：用于确定箱盖和箱座的相互位置，直径取0.7-0.8倍箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直径，长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，在箱盖和箱座剖分面加工完毕并用螺栓固联后进行配钻和配铰。
（8）起盖螺钉：用于解决箱盖箱座装配时在部分面上涂密封胶给拆卸带来的不
便。要在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔。
13设计小结
这是我第一次完成像这样的作业，大多数通过自己的独立完成，我基本上了解了一个机械产品的前期设计过程，感觉比较有实际意义。起初刚接触到，还是有点不知所措，但是随着时间的推移，越来越有信心。现在就来说说我在设计中遇到的一些问题以及如何解决的。
第一，最开始我就犯了一个大错，没有先仔细的看书就草率的开始了设计。无论是传动比的高低速级的分配，还是高速轴中心距的间距在100以上和两大齿轮相差30至50，都不满足比较合理的要求。后来在上课的过程中以及与同学的探讨中才发先自己的问题，并加以改正。这让我认识到了设计开始时一定要先了解设计当中的一些要求，不能自己想怎么来就怎么来。
第二，在画草图时，一开始按1：1的比例画图，画完两根轴画第三根轴时发现已经没有多余的地方画了。这主要是当时画图时没有考虑全面，另一方面也是为了节约时间，必要的步骤没有完成。后来我又重新用按1：2的比例重新画了草图
第三，在画图时，图上的一些细节存在不足，一开始倒角，圆角这些都没有考虑，包括螺栓的长度等等，后来在给老师检查、老师指出来以后才一个一个慢慢修改
第四，在对减速器的设计时，主要是参照《机械设计课程设计》这本书；在对零件图的标注时，没有很好的参阅《互换性与技术测量》。
第五，在选择轴承时一开始是随便选择的，到最后校核时才发现有齿轮竟然没达到使用寿命要求，这使得我不得不重新修改已完成的装配图。
最后，通过这次设计，我最大的感悟和收获是：要完成这样的设计，要具有以前学习的多学科知识，不仅是《机械设计》，还有《互换性与技术测量》。多学科的知识交合，因为之前的一些知识没有很好的掌握好，所以在设计时进度很慢。同时，要有团队合作的精神，在设计时，最好是几个人一起探讨完成，这样不仅完成更快，同时，思考的问题也更全面。另外，还利用到了对一些软件的掌握（如制文档对办公软件的使用，在插入图时，对Auto CAD软件的利用）。。通过这样一次课程设计，我找到了很多自己存在的不足，相信在今后的学习中，我会更加努力的学习，也得学会多学科知识的灵活利用。的确，在这次课程设计中还存在很多不足，在今后学习和工作中，我一定要注意综合思考和解决问题能力的提高，尽可能少走弯路，但决不能回避困难，遇到困难时要多冷静思考，多看参考书，还是不能解决，要善于请教老师和同学，同他们多讨论，相信这样对自己能力能跟好的提高。感谢在设计过程中，大力帮助我的老师和同学。
14参考资料
1. 陈秀宁，施高义 《机械设计课程设计》第四版 浙江大学出版社 2. 陈秀宁，顾大强 《机械设计》浙江大学出版社
因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容