二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计(论文)正文终稿.doc

机械设计课程设计

设计计算说明书

二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

目录
一、设计方案的确定 4
二．电动机的选择、传动系统的运动学和动力学计算
（一）．选择电动机
1.选择电动机类型 5
2.确定电动机功率 5
3.确定电动机的转速 5
4.综上最终确定电动机型号 5
（二）.传动装置的运动和动力参数的计算
1.合理分配各级传动比 6
2.计算各轴转速 6
3.计算各轴输入功率 6
4.计算各轴输入转矩 6
三、传动零件的设计计算 7
（一）、V带的设计 7
1.确定计算功率 7
2.选择V带的带型 7
3.计算小带轮基准直径 7
4.验算带速 7
5计算大带轮的基准直径 7
6.确定V带的中心距和基准直径 7
7.按计算式计算实际中心距 8
8.验算小带轮上的包角 8
9.计算带的根数 8
10.计算单根V带的初拉力的最小值 8
11. 计算压轴力 8
（二）、齿轮传动设计计算 9
1.高速级齿轮 9
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 9
（2）按齿面接触强度设计计算 9
（3）齿轮弯曲强度的验算 10
2.低速级齿轮 12
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 12
（2）按齿面接触强度设计计算 12
（3）齿轮弯曲强度的验算 13
四、轴的设计计算及校核 16
初算轴径 16
校核轴及键的强度和轴承寿命： 16
（一）、中间轴 16
1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算 16
2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算 16
3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩 17
4.轴向外部轴向力合力 17
5.计算轴承支反力 17
6.计算危险截面弯矩 17
7.计算应力 18
8.计算危险截面处轴的直径 19
9.计算安全系数 20
10．校核键连接的强度 20
11.计算轴承寿命 21
（二）、输入轴(同中间轴) 22
（三）、输出轴(同中间轴) 26
五、联轴器的选择 30
六、箱体的设计 30
七、减速器附件结构 31
八、润滑方式 31
九、课程设计心得体会 31
十、参考文献 32
题目：设计一运输机卷筒（图1-1）的传动装置。

图1-1运输机工作装置

原始条件和数据：
该运输机工作时有轻微冲击震动，最大过载为正常载荷的二倍，工作中不逆转，双班工作时带速允许有5%的误差，使用期限为10 年，滚动轴承使用年限最少为两年。
原始数据编号： 第4组
输送带工作拉力： T=908
输送带速度： v=0.75m/s
卷筒直径： D=300mm

图1-2
一．设计方案的确定

选用两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，电动机与减速器轴Ⅰ以V带连接，减速器轴Ⅲ与卷筒以联轴器连接，如图1-2所示。

二．电动机的选择、传动系统的运动学和动力学计算

设计内容
计算及说明
结果

1.选择电动机类型

2.确定电动机功率

3.确定电动机的转速

4.综上最终确定电动机型号

1．合理分配各级传动比

2.计算各轴转速

3.计算各轴输入功率

4.计算各轴输入转矩
一．选择电动机
动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产，两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作

工作装置所需的功率

电动机到卷筒的传动装置总效率
＝
其中：
V带的传动效率
滚动轴承的传动效率
齿轮的传动效率
滑块联轴器的传动效率
卷筒的传动效率

所以功率为5.5kw的电动机最为合适
此减速装置的传动比范围：
两级展开式齿轮
V带
总传动比

电动机转速为：

查表选择合适的电动机
中心高H
外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径
K
132

216×140
12

二.传动装置的运动和动力参数的计算

计算总传动比

由下面计算知带传动比 齿轮
对于二级展开式圆柱齿轮减速器，常取
取 ，则
验证工作轴实际转速
误差0.04%，在允许误差以内

选用Y型系列封闭笼型三相异步电动机

所以功率为5.5kw的电动机最为合适

选择n＝1440 r/min的电机最为合适，型号为Y132S-4，额定功率5.5KW，同步转速为
1440r/min

高速级齿轮的传动比为4.02
低速级齿轮的传动比为3

电动机轴：＝1440
Ⅰ轴：＝576
Ⅱ轴：＝143.28
Ⅲ轴：＝47.76
工作轴：＝76.46

Ⅰ轴：＝5.225
Ⅱ轴：＝5.07
Ⅲ轴：＝4.92
工作轴＝4.82

Ⅰ轴：＝86.83
Ⅱ轴：＝338.65
Ⅲ轴：＝995.73
工作轴＝975.97
对上述计算的各轴的转速、输入功率、输入转矩列下表
轴号
功率P（ ）
转矩T（ ）
转速（ ）
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴

5.5

36.476
1440
2.5
0.95
Ⅰ
5.225
5.17
86.83
85.96
576
4.02
0.97
Ⅱ
5.07
5.02
338.65
332.26
143.28
3
0.97
Ⅲ
4.92
4.87
995.73
985.77
47.76
1
0.98
卷筒轴
4.82
4.77
975.91
966.15
47.76

三．传动零件的设计计算

设计内容
计算及说明
结果
1. 确定计算功率

2. 选择V带的带型

3.求大小带轮基准直径

4.验算带速

5计算大带轮的基准直径

6. 确定V带的中心距和基准直径

7. 按计算式计算实际中心距

8. 验算小带轮上的包角

9. 计算带的根数

10. 计算单根V带的初拉力的最小值

11. 计算压轴力

12. 带轮结构的设计

1.高速级齿轮
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

2、按齿面接触强度设计计算

3.齿轮弯曲强度的验算

2．低速级齿轮
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

2、按齿面接触强度设计计算

3.齿轮弯曲强度的验算

一．V带的设计
查参考文献[1]P218表13-8得 ＝1.2 ， 故
＝＝5.45kw
根据＝5.45kw ，n=1440r/min

由图13-15可得选用普通A型带。

查参考文献[1]表13-9，取

按计算式验算带的速度

因为，故此带速合适。
按 计算大带轮的基准直径根据参考文献[1]表13-9，取得 （虽使 有所减小，但其误差小于5%，故允许）。

按计算式初定中心距
取
符合
（2）按计算式计算所需的基准长度

查参考文献[1]表13-2可选带的基准长度

中心距的变化范围为。

由查参考文献[1]表13-3可得
根据, 和A型带
查参考文献[1]表13-5表13-7表13-2
可得、、。
故
（2）计算V带的根数Z
故取V带根数为5根

查参考文献[1]表13-1可得A型带的单位长度质量

应使带的实际初拉力。

压轴力的最小值为:

1、带轮的材料：
采用铸铁带轮（常用材料HT200）
2、带轮的结构形式：
V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。
带型
带轮基准直径(mm)
传动比
基准长度(mm)
A

2.5
1400
中心距（mm）
根数
初拉力(N)
压轴力(N)
448
5
112.75
1338.13

二．齿轮传动设计计算

Ⅰ按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
Ⅱ运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
Ⅲ材料选择：查参考文献[1]表11-1可选择小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为197-286HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为197-286HBS，二者材料硬度差为0HBS。
Ⅳ选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取
Ⅵ选取螺旋角，初选螺旋角
按计算式试算即
① 确定公式内的各计算数值（参考文献[1]）
①由表11-3试选，由图，则有
②小齿轮传递输出转矩
③查图可选取区域系数 查表11-6可选取齿宽系数
④查表11-4可得材料的弹性影响系数。
⑤查图按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。
⑥按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数，。
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数，按计算得

⑵ 计算相关数值
①试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽及模数

由
得
⑴ 确定公式内的各计算数值
① 载荷系数
查表11-3取
② 查图11-9取应力校正系数，
③ 查图11-8取齿形系数，。(线性插值法)。
④ 查表11-1可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
⑤ 计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数，按计算式(10-22)计算得

⑨计算大、小齿轮的并加以计算

小齿轮的数值较大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有
①计算载荷系数
查表可得使用系数，根据，7级精度，可得动载系数，由表查得的值与直齿轮的相同，为1.419 ，
故载荷系数
⑥ 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

取，则
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距

取中心距取整为。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、等不必修正。
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

圆整后取，。

⒈ 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
⒉ 运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
⒊材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为45钢 (淬火)，硬度为40-50HRC；大齿轮材料为45钢(淬火)，硬度为40-50HRC.
⒊ 选小齿轮齿数，大齿轮齿数
⒋ 选取螺旋角，初选螺旋角

按计算式试算即
（1）确定公式内的各计算数值（参考文献[1]）
①试选
②小齿轮传递输出转矩
③查表可选取齿宽系数, 查图可选取区域系数，，则有
④查表可得材料的弹性影响系数。
⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。
⑥按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数，。
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数,于是得

（2）计算相关数值
①试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽及模数

按计算式试算即
由
得
⑵ 确定公式内的各计算数值
② 载荷系数
查表11-3取
⑦ 查图11-9取应力校正系数，
⑧ 查图11-8取齿形系数，。(线性插值法)。
⑨ 查表11-1可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
⑩ 计算弯曲疲劳许用应力 ，由表11-5取弯曲疲劳安全系数，按计算式(11-6)计算得

⑨计算大、小齿轮的并加以计算

小齿轮的数值较大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有
①计算载荷系数
查表可得使用系数，根据，7级精度，查表可得动载系数，，，
故载荷系数
②按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

取，则
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距

将中心距取为。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、、等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

圆整后取，。

取V带根数为5根

根据上面所计算的齿轮参数列下表

高速齿1
高速齿2
低速齿1
低速齿2
端面模数
2
2
3
3
螺旋角

分度圆直径
50
196
85
260
齿顶高
2
2
2.5
2.5
齿根高
2.5
2.5
3
3
全齿高
4.5
4.5
5.5
5.5
顶隙
0.5
0.5
0.75
0.75
齿顶圆直径
54
200
90
265
齿根圆直径
45
191
79
254
中心距
123
172.5
齿数
24
96
27
81
齿宽
75
65
95
85
四．轴的设计计算及校核

设计内容
计算及说明
结果
初算轴径

（一）、中间轴

1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：

2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：

3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

4.轴向外部轴向力合力为：
5.计算轴承支反力：

6.计算危险截面弯矩

7.计算应力

8.计算危险截面处轴的直径

9.计算安全系数

10．校核键连接的强度

11.计算轴承寿命

（二）、高速轴

1.计算齿轮上的作用

2.平移轴向力所产生的弯矩为：
3.计算轴承支撑反力

4.计算危险截面弯矩

5.计算截面应力

6．计算危险截面处轴的直径

7．计算安全系数

8.校核键连接的强度

9.计算轴承寿命

（三）、低速轴
1.计算齿轮上的作用力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

4.计算危险截面弯矩

5.计算截面应力

6．计算危险截面处轴的直径

7．计算安全系数

8.校核键连接的强度

9.计算轴承寿命

由参考文献[1]P245公式14-2可得：
齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱对轴径的要求，最后取 。
中间轴的最大直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取
输出轴的最大直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。
式中：——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P245表14-2，取

由参考文献[1]P176公式11-7可知：

式中 ——齿轮所受的圆周力，N；
——齿轮所受的径向力，N；
——齿轮所受的轴向力，N；

由参考文献[1]P176公式11-7可知

式中：——齿轮所受的圆周力，N；
——齿轮所受的径向力，N；
——齿轮所受的轴向力，N；

竖直方向 轴承1

轴承2

水平方向 轴承1，与所设方向相反。

轴承2，与所设方向相反。

轴承1的总支撑反力：
轴承2的总支撑反力：

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

b-b剖面右侧，竖直方向

水平方向

a-a剖面右侧合成弯矩为

b-b剖面左侧合成弯矩为

故b-b剖面左侧为危险截面。

初定齿轮2的轴径为=49mm，轴毂长度为65mm，连接键由参考文献[2]P183表5-2选择=14×9，t=5.5mm,=56mm。齿轮3轴径为=49mm，连接键由P183表11.28选择=14×9，t=5.5mm,=80mm，毂槽深度=3.8mm。
由
故齿轮3可与轴分离。
又b-b剖面右侧（齿轮4处）危险，故：
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

轴的材料是45钢，调质处理，由参考文献[1]P241表14-1查的[ ]=650MPa，由表14-3查的[ ]=60MPa，则

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 ，代入上式可得

调质处理的45钢，由参考文献[1]P246表14-1知:
抗拉强度极限=650MPa
弯曲疲劳极限=300MPa
扭转疲劳极限=155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数：
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得：
键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）
由参考文献[3]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5-1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

齿轮2处键连接的挤压应力

齿轮3处键连接的挤压应力

由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

由参考文献[2]P284表8-24查7009C轴承得轴承基本额定动负荷=25.8KN，基本额定静负荷=20.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

故轴承1的轴向力
轴承2的轴向力

由
由参考文献[1]P280表16-11可查得：
又
取
故取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P279表16-8，得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P279公式16-3得轴承1的寿命
已知工作年限最少为2年,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1
轴承2
，
轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

a- a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为

危险截面在a-a剖面左侧。

抗弯剖面模量
抗扭剖面模量
弯曲应力

扭剪应力

轴的材料是45钢，调质处理，由参考文献[1]P241表14-1查的[ ]=650MPa，由表14-3查的[ ]=60MPa，则

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 ，代入上式可得

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限=650MPa
弯曲疲劳极限=300MPa
扭转疲劳极限=155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数：
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得：
由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查参考文献[3]P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5-1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

皮带轮连接键由参考文献[2]P184表5-2选择=10×8，t=5mm,=60mm。轴径为=32mm
皮带轮处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！
由参考文献[2]P138表12.2查7008C轴承得轴承基本额定动负荷=20KN，基本额定静负荷=15.2KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：
由于
故轴承1的轴向力
，
轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P280表16-11可查得：
又
取
故
取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P279表16-8，16-9得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为2年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 轴承2
，
轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：
a-a剖面左侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
危险截面在a-a剖面左侧。

初定齿轮4的轴径为=64mm，连接键由参考文献[2]P184表5-2选择=18×11，t=7mm,=70mm。
由参考文献[1]附表知：
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

轴的材料是45钢，调质处理，由参考文献[1]P241表14-1查的[ ]=650MPa，由表14-3查的[ ]=60MPa，则

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 ，代入上式可得

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P166表11-1知:
抗拉强度极限=650MPa
弯曲疲劳极限=300MPa
扭转疲劳极限=155MPa
由参考文献[3]表10.1注②查得材料等效系数：
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[3]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得：
键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）
由参考文献[4]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5-1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

联轴器处连接键由参考文献[2]P303表9-6选择=14×9，t=5.5mm,=100mm。轴径为=50mm
联轴器处键连接的挤压应力
由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

由参考文献[2]P288表8-25查7012C轴承得轴承基本额定动负荷=38.2KN，基本额定静负荷=32.8KN

轴承1的内部轴向力为：
轴承2的内部轴向力为：
由于
轴承1的轴向力
故轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P280表16-11可查得：
又
取
故
取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P279表16-8，表16-9得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P279公式16-3得轴承2的寿命

已知工作年限最少为2年2班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求

b-b剖面左侧为危险截面

7009C轴承

=25.8KN

=20.5KN

轴承寿命满足要求

危险截面在a-a剖面左侧

危险截面是安全

7008C轴承

=20KN

=15.2KN

轴承寿命满足要求

危险截面在a-a剖面左侧

危险截面是安全的

7012C轴承

=38.2KN

=32.8KN

轴承寿命满足要求

五．联轴器的选择

由于减速器的输出轴径（d=50mm）的限制，故由参考文献[2]P310表9-6选择联轴器为HL4型弹性柱销联轴器联，孔径取50mm。

六．箱体的设计

（低速级齿轮中心距a=172.5mm）参考文献[3]P26页

设计内容
计算及说明
结果
箱座（体）壁厚

箱盖壁厚

箱座、箱盖、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

视孔盖螺钉直径

至箱外壁距离

至凸缘边缘距离

轴承座外径

轴承旁联接螺栓距离

箱外壁至轴承座端面距离
箱盖,箱座肋厚

大齿轮顶圆与箱内壁距离
齿轮端面与箱内壁间距离
，取

，取

=14.9mm，取＝16mm
n 查手册

＝15mm 取=16mm
＝11mm 取10mm

取10mm

取＝8mm

查表

查表

=120mm

S≈

=32mm

>1.2

>

＝16mm
n=4

=16mm
10mm

10mm

＝8mm

=16mm

=12mm

120mm

S＝120mm

=32mm

均为10mm

=15mm

=12mm
注：1.Δ与减速器级数有关，对于两级减速器Δ=3mm
2.实际尺寸与上述计算结果有些不同，但均给于了补偿。

七．减速器附件的结构

设计内容
计算及说明
结果
1.轴承盖

2.油标

3.排油孔螺塞

4.检查孔盖板

5.通气孔

6.起吊装置
选用嵌入式的轴承盖，材料选用铸铁（HT150）

采用了杆式油标

材料选用Q235，为防止漏油，加有封油垫，封油垫材料为工业用革，或防油橡胶

用于检查装置的传动啮合情况，润滑油情况以及向箱内注油，用螺钉加以固定，盖板与箱盖凸台接合间加以纸制封油垫片，材料可选用钢板，铸铁，或有机玻璃

用于沟通箱体内外的气流，使箱体内的气压不因温度生高而增大，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气孔

用来拆装和吊运箱盖，由箱盖上铸出来

八．润滑方式

由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。

九．课程设计心得体会

作为一名包装工程大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。
作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。
虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

十．参考资料

[1]杨可桢、程光蕴、李仲生主编，《机械设计基础(第五版)》，高等教育出版社，2006年5月第5版
[2]张龙主编，《机械设计课程设计手册》，国防工业出版社，2006年5月第1版
[3]《机械设计课程设计指导书（第二版）》，高等