二級圓柱齒輪減速器裝配圖和設(shè)計說明書

二級圓柱齒輪減速器裝配圖和設(shè)計說明書,二級,圓柱齒輪,減速器,裝配,以及,設(shè)計,說明書,仿單 機械課程設(shè)計說明書1. 設(shè)計任務(wù)書1) 設(shè)計任務(wù)設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，要求傳動系統(tǒng)中含有V帶和兩級圓柱齒輪減速器。2) 原始數(shù)據(jù)輸送帶有效拉力F=46000N輸送帶工作速度v=0.55 m/s （允許誤差5%）;輸送機滾筒直徑d=475 mm;減速器設(shè)計壽命5年3) 工作條件兩班制工作，常溫下連續(xù)運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷有輕微振動；電壓為380/220 V的三相交流電源。2. 傳動系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示。帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再經(jīng)過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送機6工作。傳動系統(tǒng)中經(jīng)V帶輪減速之后，再通過兩級齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動。3. 電動機的選擇1) 電動機容量的選擇由已知條件可以算出工作機所需有效功率Pw= = 2.53kW2）傳動系統(tǒng)總效率5w輸送機滾筒軸至輸送帶之間的傳動效率；c 聯(lián)軸器效率，c =0.99； g 閉式圓柱齒輪傳動效率， =0.97 b 對滾動軸承效率，b =0.99；b V帶效率，v =0.94； cy輸送機滾筒效率，cy =0.96；估算傳動系統(tǒng)總效率=233445567w式中 23=v =0.94；34=bg=0.990.97=0.9603;45=bg=0.990.97=0.9603;56=bc=0.990.99=0.9801;7w=bcy=0.990.95=0.9504;系統(tǒng)總效率=233445567w =0.940.96030.96030.98010.9504=0.8074;工作機所需要電動機功率Pr=3.14kW;由文獻(xiàn)1表3-2所列Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足PmPr條件的電動機額定功率Pm應(yīng)該取為4.0 kW。2) 電動機轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速 22.132 r/min;由文獻(xiàn)1 表3-2初選同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min的電動機，對應(yīng)于額定功率Pm為4.0kw的電動機型號應(yīng)分別取為Y112M-4型和Y132M1-6型。把Y112M-4型和Y132M1-6型電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比列于下表：方案的比較方案電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動比IY112M-44.01500144065.07IIY132M-64.0100096043.383) 電動機型號的選擇對兩級圓柱齒輪傳動來說，方案I選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為65.07，這對兩級減速傳動來說不算大，故方案I較合理。選用Y系列三相異步電動機，型號為Y112M-4，其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動機額定功率 Pm=4.0 kW電動機滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min電動機中心高 H=112 mm電動機軸伸直徑 D=28 mm電動機軸伸長度 E=60 mm4. 傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比i=65.07；由傳動系統(tǒng)方案知i12=1；按表3-1查取V帶傳動的傳動比 iv=i23=2-4則V帶傳動比取為 i23=3.5；由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 i=i34i45=18.591；為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比： i34=4.916低速級傳動比i23= =3.782傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為：i12=1； i23=3.5；i34=4.916； i45=3.782； 5. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下：1軸（電動機軸）n1= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw；T1=9550=9550=20.785Nm；3軸（減速器高速軸）n3=411.429 r/min；P3=P113 =3.1340.94=2.946 kw；T3=9550 =68.382 Nm；4軸（減速器中間軸）n4=83.692 r/min；P4=P334 =2.9460.9603=2.829 kw；T4=9550 =322.814 Nm；5軸（減速箱低速軸）n5=22.132 r/min；P5=P445 =2.8290.9603=2.717 kw；T5= 9550=1172.39 Nm；6軸（輸送機滾筒軸）n6=22.132 r/min；P6=P556 =0.9801X2.717=2.663 kw；T6=9550=1149.090 Nm；將上述計算結(jié)果和傳動比效率匯總?cè)绫恚狠S 號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機1軸3軸4軸5軸6軸轉(zhuǎn)速n(r/min)1440411.42983.69222.13222.132功率P(kW)3.1342.9462.8292.7172.663轉(zhuǎn)矩T(Nm)20.78568.382322.8141172.891149.090聯(lián)接件傳動件V帶齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i3.54.9163.7821傳動效率0.940.96030.96030.98011) 低速級圓柱齒輪設(shè)計（此處的下標(biāo)1表示為小齒輪，2為大齒輪） 選擇齒輪材料及熱處理方式小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，；大齒輪選用45號鋼，正火處理，； 確定許用接觸應(yīng)力和 MPa取疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)接觸應(yīng)力變化次數(shù)按文獻(xiàn)3取接觸強度計算壽命系數(shù)=1，=1；因1對齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù)=1；一般計算中取潤滑系數(shù)=1;按文獻(xiàn)3，當(dāng)失效概率低于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)。將以上數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計算公式得 按齒面接觸強度條件計算中心距a大齒輪轉(zhuǎn)矩 Nm理論傳動比 齒寬系數(shù) 初取載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 初取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初取重合度系數(shù) 將以上數(shù)據(jù)帶入公式按表取 確定主要參數(shù)和計算主要尺寸模數(shù)：齒數(shù)：經(jīng)元整后取理論傳動比實際傳動比 ：傳動比誤差： （在允許誤差范圍內(nèi)）分度圓直徑：齒寬：取 取 確定載荷系數(shù)K使用系數(shù),按表6-5，=1.0；動載系數(shù)，齒輪圓周速度齒輪精度，參考表6-6取為8級精度，按圖6-20，動載荷系數(shù)，齒向載荷分布系數(shù)，端面重合度 =1.88-3.2（+）=1.88-3.2（+）=1.74當(dāng)總重合度 時，則齒間載荷分配系數(shù)=1.24，最后求得在和系數(shù) 驗算齒面接觸疲勞強度按文獻(xiàn)3,算得重合度系數(shù) = 由于，故設(shè)計偏于安全。 確定許用彎曲應(yīng)力 MPa按文獻(xiàn)3，取彎曲疲勞極限應(yīng)力根據(jù)彎曲應(yīng)力變化總次數(shù)取彎曲強度計算系數(shù)當(dāng)時，尺寸系數(shù),按標(biāo)準(zhǔn)中有關(guān)規(guī)定，取試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)。按文獻(xiàn)3，當(dāng)失效概率低于1/100時，取彎曲強度最小安全系數(shù)。代入公式得 驗算齒輪彎曲強度 根據(jù)齒數(shù)：。按文獻(xiàn)3，取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)分別為 按文獻(xiàn)3算的重合度系數(shù)將以上數(shù)值代入應(yīng)力計算公式因為，故齒輪彎曲強度滿足要求，設(shè)計偏于安全。 主要設(shè)計計算結(jié)果中心距 a=170mm法面模數(shù) mn=2.5mm齒數(shù) =29 =107分度圓直徑 72.5mm =267.5mm 齒頂圓直徑 =77.54mm =272.5mm齒根圓直徑 =66.25mm =261.25mm齒寬 =65mm =60mm齒輪精度等級 8級材料及熱處理 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=229286，油潤滑；大齒輪選用45號鋼，正火，HRS2=200230 ，油潤滑；6.減速器傳動零件的設(shè)計計算（數(shù)據(jù)圖表來源自文獻(xiàn)2）2) 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 選擇齒輪材料及熱處理方式小齒輪1選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS1=229286；大齒輪2選用45號鋼，正火處理，HRS2=169217 ； 確定許用接觸應(yīng)力和 MPa取疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)接觸應(yīng)力變化次數(shù)按文獻(xiàn)3取接觸強度計算壽命系數(shù)=1，=1；因1對齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù)=1；一般計算中取潤滑系數(shù)=1;按文獻(xiàn)3，當(dāng)失效概率低于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)。將以上數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計算公式得 按齒面接觸強度條件計算中心距a初取螺旋角=10，大齒輪轉(zhuǎn)矩 Nm理論傳動比 齒寬系數(shù) 初取載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 初取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初取重合度系數(shù) 初取螺旋角系數(shù) 將以上數(shù)據(jù)帶入公式按表取 確定主要參數(shù)和計算主要尺寸中心距，按表42，低速級模數(shù)：齒數(shù)：初設(shè)理論傳動比經(jīng)元整后取實際傳動比 ：傳動比誤差： （在允許誤差范圍內(nèi)）螺旋角：在范圍內(nèi)，取小齒輪右旋，大齒輪左旋分度圓直徑：齒寬：取 取 確定載荷系數(shù)K使用系數(shù),按表6-5，=1.0；動載系數(shù)，齒輪圓周速度齒輪精度，參考表6-6取為7級精度，按圖6-20，齒向載荷分布系數(shù)，端面重合度 =1.88-3.2（+）cos=1.88-3.2（+）cos12.95=1.596 縱向重合度 = =1.284 總重合度 =+=2.88，則齒間載荷分配系數(shù)=1.24 最后求得在和系數(shù) 驗算齒面接觸疲勞強度節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按圖6-30，=2.47 重合度系數(shù) =0.791 螺旋角系數(shù) =0.987 由于，故設(shè)計偏于安全。 確定許用彎曲應(yīng)力 MPa按文獻(xiàn)3，取彎曲疲勞極限應(yīng)力根據(jù)彎曲應(yīng)力變化總次數(shù)取彎曲強度計算系數(shù)當(dāng)時，尺寸系數(shù),按標(biāo)準(zhǔn)中有關(guān)規(guī)定，取試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)。按文獻(xiàn)3，當(dāng)失效概率低于1/100時，取彎曲強度最小安全系數(shù)。代入公式得 驗算齒輪彎曲強度 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)： 按文獻(xiàn)3，取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)分別為 按文獻(xiàn)3算的重合度系數(shù) 按文獻(xiàn)3，當(dāng)縱向重合度時，螺旋角系數(shù)。將以上數(shù)值代入應(yīng)力計算公式因為，故齒輪彎曲強度滿足要求，設(shè)計偏于安全。 主要設(shè)計計算結(jié)果中心距 a=118mm法面模數(shù) mn=2.5mm螺旋角 =12.95(小齒輪左旋、大齒輪右旋)齒數(shù) =16 =76分度圓直徑 =41.044mm =194.959mm 齒頂圓直徑 =46.044mm =199.959mm齒根圓直徑 =35.544mm =187.459mm齒寬 =50mm =45mm齒輪精度等級 7級材料及熱處理 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=226286，油潤滑；大齒輪選用45號鋼，正火，HRS2=169217，油潤滑；6. 減速器軸及軸上零件的設(shè)計1) 軸的布置軸的布置參照圖已知數(shù)據(jù)考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s=10 mm?？紤]齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k=10 mm.為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸c=5 mm。初取軸承寬度分別為n1=20 mm，n2=22 mm，n3=22 mm。3根軸的支承跨距分別為： =175 mm； =177 mm； =177 mm；2) 軸的設(shè)計 高速軸（1軸）的設(shè)計軸上小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。選擇軸的材料及熱處理 45號鋼，調(diào)質(zhì)。軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。圖中=175mm；=50mm；=125mm；a) 計算齒輪的嚙合力b) 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 Nmm軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（d）所示c) 求垂直面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 Nmm Nmm軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（e）所示。d) 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承A上。 Nmm Nmm傳動力矩 =24419.95 Nmme）軸的初步設(shè)計由文獻(xiàn)2表15-1和15-3查表得： ，取折算系數(shù)0.6由式所以 20.18mm, f）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 按經(jīng)驗公式，減速器輸入端的軸端直徑 初步確定軸的最小直徑，由式（15-2）估算，查表得，所選電動機軸直徑輸入軸端選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 Tn=125N.mm,n=4600r/min；輸入軸端直徑選用de=32mm；安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)1的表5-2確定所以高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下: 中間軸（2軸）的設(shè)計選擇軸的材料及熱處理 45號鋼，調(diào)質(zhì)a) 軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。(a)（a）軸的受力簡圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析；（c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖；(b)(c)圖中=177mm； ； 計算齒輪的嚙合力軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 92327.34 Nmm 136741 Nmm軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 10195.41 Nmm = -15635.07Nmm26908.83 Nmm求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 = 1821.34 N = 2382.30 N軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承B上。 92888.56 Nmm 93461.82 Nmm Nmm =112329.53 Nmm b) 軸的初步設(shè)計由文獻(xiàn)2表15-1和15-3查表得：45號鋼調(diào)制處理， 取折算系數(shù)0.6由式 所以 26.99 mm 29.77 mm在軸C、D段開有二個鍵槽，直徑增大4%，28.07 mm，30.96 mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)1的表5-2確定按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑D(0.30.35)a=(0.30.35)118=35.441.3 mm。取減速器中間軸的危險截面的直徑 =40 mm；減速器中間軸的結(jié)構(gòu)圖。 低速軸（3軸）的設(shè)計選擇軸的材料及熱處理 45號鋼，調(diào)質(zhì)（a）軸的受力簡圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析；（c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖；(b)(c)(a)a) 軸的受力分析 b) 軸的受力簡圖如圖（a）所示。圖中=177 mm； c) 計算齒輪的嚙合力 求水平面內(nèi)的支承反力，軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 N N 116240.21 Nmm 求垂直面內(nèi)的支承反力，軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 N N 42298.58 Nmm 求支承反力，合成彎矩，轉(zhuǎn)矩 = 980.93 N = 2114.55 N 123697.03 Nmm 396969 Nmm d) 軸的初步設(shè)計由文獻(xiàn)2表15-1和15-3查表得： 取折算系數(shù)0.6由式 所以 35.76 mm 在軸C段開有1個鍵槽，直徑增大4%，37.19 mme) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑=(0.30.35)a=(0.30.35)170=5159.5 mm。安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)1的表5-2確定取減速器中間軸的危險截面的直徑= 56 mm；減速器低速軸的結(jié)構(gòu)圖:7. 減速器滾動軸承的選擇1) 高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇因為支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式，軸承類型選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為 h。由前計算結(jié)果所知，軸承所受徑向力 N軸向力 N基本額定動載荷 KN，基本額定靜載荷 KN軸承工作轉(zhuǎn)速 r/min初選滾動軸承 6206 GBT27694 (參見附錄E-2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09,徑向當(dāng)量動載荷 因為 所以選深溝球軸承6206 GBT27694 滿足要求。相關(guān)數(shù)據(jù)如下：D=72 mm B=19 mm mm 2) 中間軸（2軸）上滾動軸承的選擇選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為 h。由前計算結(jié)果所知，軸承所受徑向力 N軸向力 N工作轉(zhuǎn)速 r/min初選軸承 6307 GBT27694 (參見附錄E-2)基本額定動載荷33.2 KN基本額定靜載荷19.2 KN e =0.205 X=1 Y =2徑向當(dāng)量動載荷 因為 所以選深溝球軸承6307 GBT27694滿足要求。相關(guān)數(shù)據(jù)如下：D=80 mm B=21 mm mm 3) 低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為 h。由前計算結(jié)果所知，軸承所受徑向力 N工作轉(zhuǎn)速 r/min初選軸承 6239 GBT27694 (參見附錄E-2)基本額定動載荷31.5 KN徑向當(dāng)量動載荷 因為 所以選深溝球軸承6239 GBT27694滿足要求。相關(guān)數(shù)據(jù)如下：D=85 mm B=19 mm mm 8. 鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇1) 高速軸（1軸）由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=24.42 Nm，工作轉(zhuǎn)速 r/min選擇工作情況系數(shù) K=1.75計算轉(zhuǎn)矩 Nm選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。按附錄F，選用TL4聯(lián)軸器，型號為: GB432384許用轉(zhuǎn)矩T=63 Nm,許用轉(zhuǎn)速n=5700 r/min.因T,nn,故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵： 初選鍵：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm參考文獻(xiàn)5表4-3-18，=110MPa，=90MPa由表4-3-16， MPa MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。2) 中間軸（2軸）上鍵聯(lián)接的選擇由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=112.33 Nm選A型普通平鍵。高速極大齒輪連接鍵：初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm鍵 1232 GB109679參考文獻(xiàn)5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。低速級小齒輪：初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm鍵 1280 GB109679參考文獻(xiàn)5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。3) 低速軸（3軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩 T = 396.96Nm齒輪連接處選A型普通平鍵：初?。篵=16 mm，h=10 mm，L=50 mm，l=34 mm鍵 1650 GB107679參考文獻(xiàn)5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。聯(lián)軸器設(shè)計，由前面的計算結(jié)果知：選擇工作情況系數(shù) K=1.75計算轉(zhuǎn)矩 Nm選HL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。按文獻(xiàn)6中表17-9，選用HL4聯(lián)軸器，型號為: GB432384。許用轉(zhuǎn)矩T=1250 Nm ,許用轉(zhuǎn)速n=4000 r/min.因T,nn,故該聯(lián)軸器滿足要求。聯(lián)軸器處選A型普通平鍵初?。篵=10 mm，h=8 mm，L=74 mm，l=64 mm 鍵 1074 GB107679參考文獻(xiàn)5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。9. 減速器箱體及附件的設(shè)計箱體有關(guān)尺寸：箱體壁厚： 箱蓋壁厚： 箱座凸緣厚度： 箱蓋凸緣厚度： 箱座底凸緣厚度： 箱座上的肋厚： 箱蓋上的肋厚： 地腳螺栓直徑： 地腳螺栓數(shù)目： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 地腳凸緣尺寸： 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 上下箱聯(lián)結(jié)螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 定位銷直徑： 軸承旁凸臺半徑： 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 箱體外壁至軸承座端面距離 剖分面至底面高度： 軸承蓋：1軸：2軸：3軸：10. 潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇齒輪采用脂潤滑,工業(yè)閉式齒輪油，GB 5903-95，粘度牌號：L-CKB150，運動粘度135165 mm/s(40)，傾點-8,粘度指數(shù)大于90軸承采用脂潤滑,通用鉀基潤滑脂，GB7324-94，代號1號，滴點大于170，工作錐入度3134mm（25，150g）密封用氈圈密封。11. 設(shè)計小結(jié)在此次的機械課程設(shè)計中，通過對減速器的設(shè)計，我有了很多的收獲。首先，通過這一次的課程設(shè)計，我進一步鞏固和加深了所學(xué)的機械設(shè)計基本理論、基本概念和基本知識，培養(yǎng)了自己分析和解決與本課程有關(guān)的具體機械所涉及的實際問題的能力。對減速器的所有組件都有了更加深刻的理解，為后續(xù)課程的學(xué)習(xí)奠定了堅實的基礎(chǔ)。而且，這次課程設(shè)計過程中，我與同班同學(xué)們的激烈討論讓我認(rèn)識深刻地感受到了“眾人拾材火焰高”。其次，通過這次課程設(shè)計，對減速器各傳動機構(gòu)以及機構(gòu)選型、運動方案的確定以及齒輪傳動進行運動分析有了初步詳細(xì)精確話的了解，這都將為我以后參加工作實踐有很大的幫助。我覺得非常有成就感，培養(yǎng)了我對機械課程設(shè)計很深的學(xué)習(xí)興趣。這次課程設(shè)計我投入了不少時間和精力，我覺得這是完全值得的。我獨立思考的能力得到了進一步的加強，與此同時，又增強了我對積極求解的理解。在我的設(shè)計過程中，我采用了邊設(shè)計邊查閱資料的形式，因為很多原理知識我都不懂，只有不斷地翻閱資料，這樣，我才能更加了解減速器的構(gòu)成及其減速原理等等知識。在這次的減速器設(shè)計中，我顯得很是幼稚不成熟，但是我從光是學(xué)習(xí)書本上的理論走上實際的設(shè)計，并自己動手做出了自己的東西，我已經(jīng)有了一個很好的起點，我在這過程中漸漸明白了我學(xué)的那些專業(yè)知識有什么用，我要干什么，就像學(xué)步的娃娃，終于可以一點一點的走起來，雖然我現(xiàn)在走得不平穩(wěn)，會摔倒，但是，我走出了這最難的一步，我相信我在以后的設(shè)計路上我會走得更加踏實平穩(wěn)。另外，我想提出自己的幾點建議。希望學(xué)院里面能多給學(xué)生一些這樣的自己動手的機會，以提高學(xué)生的課程設(shè)計能力。培養(yǎng)學(xué)生的思考能力，這樣有利于我們學(xué)院的學(xué)生的實踐素質(zhì)的提高，增加學(xué)院的就業(yè)率，同時也能增加學(xué)院在學(xué)校里面對影響力。在最后，我要衷心感謝老師這個學(xué)期以來的悉心教導(dǎo)與鼓勵。這次課程設(shè)計制作過程中老師始終在我們身邊指引我們方向，讓我們學(xué)會怎樣解決問題，但是并沒有動手幫我們解決任何麻煩，我知道老師想教我的是遇到問題，怎樣試著去解決，而不是幫我把問題解決掉，謝謝老師的良苦用心。相信我們每個人在這次課程設(shè)計中都學(xué)到很多，能到在出校門之后，遇到問題知道怎樣去尋找解決之道，并從中學(xué)到了非常多的知識，收獲的不僅僅是書面的東西，更多的是生活中實踐的問題。再一次衷心感謝老師！13. 參考文獻(xiàn)1 任金泉主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計. 西安：西安交通大學(xué)出版社，20032 陳國定主編. 機械設(shè)計基礎(chǔ).北京：機械工業(yè)出版社，20053 機械設(shè)計手冊編委會編.機械設(shè)計手冊減速箱和變速器.北京：機械工業(yè)出版社20074 成大先主編. 機械設(shè)計手冊軸承.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20045 成大先主編. 機械設(shè)計手冊聯(lián)接與緊固. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20046 成大先主編. 機械設(shè)計手冊軸及其連接.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20047 成大先主編. 機械設(shè)計手冊機械傳動. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20048 胡家秀編，機械工業(yè)出版社，簡明機械零件設(shè)計實用手冊，1999.10Pw=2.53 kWPr=3.14 kWPm=4.0 kWY112M-4Pm=4.0 kW=1440 r/mini=65.07i12=1i23=3.5i34=4.916i45=3.782n1=1440 r/minP1=3.134 KwT1=20.785 Nmn3=411.429 r/minP3=2.946 kwT3=68.382 Nmn4=83.692 r/minP4=2.829 kwT4=322.814 Nmn5=22.132 r/minP5=2.717 kwT5=1172.39 Nmn6=22.132 r/minP6=2.663 kwT6=1149.090 Nm小齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)大齒輪：45鋼正火K=1.6676206 GBT276946307GBT276946208 GBT276946329 GBT2769432