机械设计课程设计设计计算说明书.doc

设计计算说明书

设计题目： 蜂窝煤成型机

目 录

一 课程设计的任务……………………………………………………3
二 电动机的选择………………………………………………………4
三 传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………5
四 传动装置的运动和动力参数的计算………………………………5
五 传动零件的设计计算………………………………………………6
六 轴的设计、校核……………………………………………………19
七 滚动轴承的选择和计算……………………………………………33
八 键连接的选择和计算………………………………………………37
九 联轴器的选择………………………………………………………38
十 润滑和密封的选择…………………………………………………38
十一 设计总结…………………………………………………………40
十二 参考资料…………………………………………………………41

一、 课程设计的任务
1．设计目的
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：
(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
2．设计题目：
执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。
设计题目：蜂窝煤成型机
原始数据：
方 案
工作机输入功率（KW）
生产率（块/min）
9
1.50
40
型煤尺寸：Φ×h=100mm×75mm
粉煤高度与型煤高度之比（压缩比）：2∶1，即工作盘高度H=2h=150mm
工作条件：载荷有轻微冲击，一班制
使用期限：十年，大修期为三年
生产批量：小批量生产（少于十台）
转速允许误差：±5%
分配轴 ：与减速器输出轴(联轴器处)相连接，即输入轴。
工作机输入功率、生产率为输入轴的参数。

3、设计任务
1）总体设计计算
(1)选择电动型号
计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；
(2)计算传动装置的运动、动力参数；
a.确定总传动比i，分配各级传动比；
b.计算各轴转速n、转矩T；
c.传动零件设计计算；
d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；
2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)；
3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；
（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；
4）编写设计计算说明书。
4、传动装置部分简图

二、电动机的选择
1．电动机类型的选择
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。
2． 确定电动机输出功率Pd
电动机所需的输出功率Pd=Pw/η
其中：Pw----工作机分配轴的输入功率
η---由电动机至分配轴的传动总效率
总效率η =η带·η4轴承·η2齿轮·η联轴器
查表可得：
η带 =0.96， η轴承=0.99，
η齿轮=0.98， η联轴器=0.99，

则
η = 0.96×0.994×0.982×0.99=0.88
电动机所需的功率：
Pd = Pw/η=1.72 KW
3．确定电动机转速
工作机转速nw= 40 r/min
确定电动机转速可选范围:
V带传动常用传动比范围为: i带=3～4，
双级圆柱齿轮传动比范围为i减=14～18，
则电动机转速可选范围为:
n’d=nw i总=(3～4)( 14～18) nw
=(42～72)× 25 = 1680 ～ 3280 r/min
其中： i总= i带× i减=(3～4) ×(14～18) =42～72
i减——减速器传动比
符合这一转速范围的同步转速有 3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减>14时，来确定电机同步转速）。
4.确定电动机型号
根据所需效率、转速，由《机械设计手册 》或指导书
选定电动机： Y90L-2 型号（Y系列）
数据如下: 额定功率P： 2.2 kw
满载转速：nm = 2840 r/min （nm—电动机满载转速）
同步转速： 3000 r/min
电动机轴径: 24 mm
三、传动装置的总传动比和分配各级传动比
1．传动装置的总传动比
i总= i带× i减= nm/ nw = 2840/40= 71
nw——工作机分配轴转速
2．分配各级传动比
为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=3左右
则： i减=i总/i带=71/4=17.76
减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。
i减=i高*i低
i高——高速级传动比
i低——低速级传动比
建议取： i高=（1.2～1.3)i低
则： i减=（1.2～1.3)i2低
i高=4.8
i减=3.7
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1．计算各轴的转速
Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：nⅠ=nm/i带=710 r/min
Ⅱ轴（中间轴）： nⅡ=nⅠ/i高=147.9 r/min
Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低=40 r/min
Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）: nW= nⅢ=40 r/min
2．计算各轴的输入功率和输出功率
Ⅰ轴： PⅠ入=Pd·η带=1.72×0.96 = 1.64 kw
PⅠ出= PⅠ入·η轴承 = 1.64×0.99 = 1.63 kw
Ⅱ轴： PⅡ入= PⅠ出·η齿轮 = 1.63×0.98 = 1.59 kw
PⅡ出= PⅡ入·η轴承 = 1.59×0.99 = 1.58 kw
Ⅲ轴： PⅢ入= PⅡ出·η齿轮 = 1.58×0.98 = 1.55 kw
PⅢ出= PⅢ入·η轴承 = 1.55×0.99 = 1.53 kw
Ⅳ轴（分配轴）:
PⅣ入= PⅢ出·η联轴器 = 1.53×0.99 =1.52 kw
PW=PⅣ出= PⅣ入·η轴承= 1.52×0.99 = 1.50 kw
3.计算各轴的输入转矩和输出转矩
公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)
Ⅰ轴： TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/ nⅠ= 22059 (N·mm)
TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/ nⅠ= 21925 (N·mm)
Ⅱ轴： TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/ nⅡ= 102667 (N·mm)
TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/ nⅡ= 102022 (N·mm)
Ⅲ轴： TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/ nⅢ= 370063 (N·mm)
TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/ nⅢ= 365288 (N·mm)
Ⅳ轴： TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/ nⅢ= 362900 (N·mm)
TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/ nⅢ=358125 (N·mm)
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名
功率P（kw）
转矩T （N·mm）
转速n（r/min）
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

1.72

5784
2840
4.0
0.96
Ⅰ轴
1.64
1.63
22059
21925
710
4.8
0.97
Ⅱ轴
1.59
1.58
102667
102022
147.9
3.7
0.97
Ⅲ轴
1.55
1.53
370063
365288
40
1
0.97
分配轴
1.52
1.50
362900
358125
40

五、 传动零件的设计计算

1． V带传动的设计计算

计算项目
计算内容
结果
定V带型号和带轮直径

工作情况系数

KA=1.3
计算功率
Pe= KAP=1.3×1.72
2.2KW
选带型号

Z型
小带轮直径

取D1=70mm
计算项目
计算内容
结果
大带轮直径
=277.2

取D2=280mm
大带轮转速

n2=702.9 r/min
计算带长

求Dm

Dm =175mm
求Δ

Δ=105mm
初取中心距
a=600mm

带长

L=1767.9mm
基准长度

Ld=1800mm
求中心距和包角

中心距

a=616.3mm
小轮包角

α1=159.6°
求带根数

带速

v=10.4m/s
传动比

i=4
带根数
P0=0.5kW ka=0.95

kl=1.18 ΔP0=0.035kW

计算项目
计算内容
结果

取z=4根
求轴上载荷

张紧力
q=0.06kg/m

F0=49.6N
轴上载荷

FQ=390.5N
带轮宽度B

B=52mm

2．齿轮传动的设计计算

高速级齿轮计算

计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算

1.初步计算

计算项目
计算内容
计算结果

2．校核计算

V=1.5m/s

由表12.9

由图12.9

计算项目
计算内容
计算结果

载荷系数K

由表12.12

由图12.16

计算项目
计算内容
计算结果

验算

3.确定转动主要尺寸

中心距a

a=122mm
中心距圆整
取a=125

实际分度圆直径

法相模数

=2
齿数
取有

取整有齿数=21

=21
齿数
齿数=i=214.8=100.8
取整有=101

=101
端面模数

=2.05
分度圆螺旋角

计算项目
计算内容
计算结果
齿宽

取

齿根弯曲强度验算

齿形系数YFa

由图 12.21

YFa1=2.55
YFa2=2.22
应力修正系数Ysa

Ysa1=1.62
Ysa2=1.78
重合度系数Yε

=1.69
Yε=

螺旋角系数Yβ

(当时，安计算)

齿间载荷分配系数KFα
由表12.10注

计算项目
计算内容
计算结果

当前以求得KFα=1.75<

齿向载荷分配系数KFβ
由图12.14
b/h=42/(2.252)=8.4
KFβ=1.36

载荷分配系数K

K=4.28
许用弯曲应力[δF]

验算

低速级齿轮计算

计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算

1.初步计算

计算项目
计算内容
计算结果

取

2．校核计算

由表12.9

由图12.9

计算项目
计算内容
计算结果

载荷系数K

由表12.12

由图12.16

计算项目
计算内容
计算结果

验算

3.确定转动主要尺寸

实际分度圆直径
因中心距不着圆整，故分度圆直径不会
改变，即

齿宽

取

齿根弯曲强度验算

齿形系数YFa

由图 12.21

YFa1=2.65
YFa2=2.2
应力修正系数Ysa
由图 12.22
Ysa1=1.58
Ysa2=1.82
重合度系数Yε

计算项目
计算内容
计算结果

=1.68
Yε=

螺旋角系数Yβ

(当时，安计算)

=0.9
齿间载荷分配系数KFα
由表12.10注

当前以求得KFα=1.75<
故KFα=1.75

齿向载荷分配系数KFβ
由图12.14
b/h=64/(2.252.5)=11.4
KFβ=1.36

载荷分配系数K

=1.251.181.81.29

K=3.4
许用弯曲应力[δF]

计算项目
计算内容
计算结果
验算

2． 箱体结构尺寸的设计计算

名称符号
计算公式
计算结果
箱座壁厚
=0.025*a+=0.025*150+3=6.75
a为低速级中心距，双极

箱盖壁厚

箱体凸缘壁厚度
箱座b
箱盖
箱底座

b=1.5
=1.5
=2.5

b=12mm
=12mm
=20mm
加强肋厚
箱座m
箱盖

m=0.85
=0.85

m=6.8mm
=6.8mm
地脚螺钉直径

=20mm
地脚螺钉数目n

n=4
轴承旁连接螺栓直径

=16mm
箱盖、箱座连接螺栓直径

=12mm
轴承盖螺栓直径和数目、n
=6
n=4
=6
n=4
轴承盖（轴承座端面）外径

观察孔盖螺钉直径

=6mm
、、、至箱体外壁距
26mm,22mm,18mm

26mm,22mm,18mm

名称符号
计算公式
计算结果
离；、至凸缘边缘距离
24mm, 16mm
24mm, 16mm

轴承旁凸台高度和半径h、
h=
=

箱体外壁至轴承端面距离

六、 轴的设计、校核

（一）Ⅰ轴（高速轴）的设计校核

计算项目
计算内容
计算结果
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得
kW
r/min

2、求作用在齿轮上的力
N
N
压轴力=390.5N
N

N
=390.5N
3、初步确定轴的最小直径。
mm
因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大3%-8%，取%，故mm

=14.8mm

=16mm
4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）A-B轴段与大带轮装配，初步取mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm。前面已求得大带

mm
mm
计算项目
计算内容
计算结果

轮宽=54mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故A-B段的长度应比略小一些，现取mm。

=54mm

mm

2）为了满足大带轮的轴向定位要求，B-C轴段左端需制出一轴肩，故取B-C段的直径mm；初步估算轴承端盖的总宽度为26mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离=40mm，故取。

mm

3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求由mm初步选6206型轴承，由参考资料得其尺寸为

有mm。

选择6206型轴承
mm
mm
mm
mm

4）、由低速级小齿轮轮宽B=53mm有=53+10=63mm
取
=--10
=12+153-12-63-10=100mm

=63mm

mm
=100mm
（3）轴上零件的周向定位
带轮与轴用平键连接，因，mm由参考资料查可查得：平键尺寸为，带轮与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。

计算项目
计算内容
计算结果
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2.5×45°，圆角半径为R2

5强度校核

计算齿轮受力

齿轮1

斜齿轮螺旋角：

齿轮直径

小轮

大轮

小齿轮受力：转矩

圆周力

径向力

轴向力

画齿轮轴受力图

计算支撑反力

水平面反力

垂直面反力

342N
水平面（xy）受力图
如Ⅰ轴的弯扭矩图

计算项目
计算内容
计算结果
垂直面（xz）受力图
如Ⅰ轴的弯扭矩图

画轴弯矩图

水平弯矩图
如Ⅰ轴的弯扭矩图

垂直弯矩图
如Ⅰ轴的弯扭矩图
合成弯矩图合成弯矩

画轴转矩图

轴受转矩

转矩图
如Ⅰ轴的弯扭矩图

许用应力
用插入法由表16.3查得：

许用应力值

应力校正系数

画当量弯矩图

当量弯矩

当量弯矩
如Ⅰ轴的弯扭矩图

在小齿轮中间截面处

在右轴颈中间截面处

当量弯矩

校核轴颈

齿根圆直径

轴颈

Ⅰ轴的弯扭矩图

（二）Ⅱ轴（中间轴）的设计校核

计算项目
计算内容
计算结果
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得
kW
r/min

2、求作用在齿轮上的力
N
N
已知低速级小齿轮的分度圆直径mm N
N
N
N

N

N
3、初步确定轴的最小直径。
mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取15%，故mm，取=29mm。

=29mm
4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

1）初步选择滚动轴承。
因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6307型轴承，由参考资料得其尺寸为

故mm。
取齿轮3与箱体内壁之距离a=12mm，取轴
承内端面至箱体内壁的距离mm，取
选择6307型轴承

mm

计算项目
计算内容
计算结果

mm
mm
mm
2）确定各段直径
取安装齿轮处的轴段B-C和E-F的直径为44mm，齿轮轴承与轴承之间采用挡油环定位，齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮2的宽度=43mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故取mm。已知齿轮3轮的宽度=89mm，故取mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度=5mm，则轴肩处的直径=54mm。轴环宽度，
取=9mm。

mm
mm

mm
mm
=5mm
=54mm
=9mm
（3）轴上零件的周向定位

齿轮与齿轮轴之间的定位采用平键连接。mm由参考资料查得齿轮2与齿轮轴的连接用平键，齿轮2与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
由参考资料有轴端倒角为2×45°，圆角半径为R2。

5强度校核

计算齿轮受力

齿轮1

斜齿轮螺旋角：

齿轮直径

小轮

大轮

计算项目
计算内容
计算结果
小齿轮受力：转矩

圆周力

径向力

轴向力

齿轮2

斜齿轮螺旋角：

齿轮直径

小轮

大轮

小齿轮受力：转矩

圆周力

径向力

轴向力

画齿轮轴受力图

计算支撑反力

水平面反力

计算项目
计算内容
计算结果
垂直面反力

水平面（xy）受力图
如图

水平面（xz）受力图
如图

画轴弯矩图

水平弯矩图
如图

垂直弯矩图
如图

合成弯矩图合成弯矩
如图

画轴转矩图

轴受转矩
转矩图

如图

许用应力
用插入法由表16.3查得：

许用应力值

应力校正系数

画当量弯矩图

当量弯矩
当量弯矩

如图

在小齿轮中间截面处

在右轴颈中间截面处

当量弯矩
如图

校核轴颈

轴直径

D=40
轴颈

（三）Ⅲ轴（低速轴）的设计校核

计算项目
计算内容
计算结果
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得
kW
r/min

2、 求作用在齿轮上的力

N
N
N
N
3、初步确定轴的最小直径
mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取15%，故mm，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查参考资料取=1.8，则
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB4323-84手册，选用TL8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩710000,孔径为45mm，故，半联轴器长度（Y型），半联轴器与配合的毂孔长度为。

=38mm

=44mm

TL8型弹性套柱销联轴器

mm

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

计算项目
计算内容
计算结果

根据前面两根轴的步骤，最终确定如下：
1）选择滚动轴承6212型

2）mm，mm
mm，mm
mm
mm, mm
mm
mm,mm
mm,mm
选择滚动轴承6212型，mm
mm
mm
mm

mm
mm

mm
mm
mm
mm
（3）轴上零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。由参考资料查得齿轮处平键截面,同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样联轴器与轴的连接用平键，联轴器与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2.5×45°，圆角半径为R2

计算项目
计算内容
计算结果
5强度校核

计算齿轮受力

齿轮2

斜齿轮螺旋角：

齿轮直径

小轮

大轮

小齿轮受力：转矩

圆周力

径向力

轴向力

画齿轮轴受力图

计算支撑反力

水平面反力

垂直面反力

水平面（xy）受力图
如图

水平面（xz）受力图
如图

画轴弯矩图

水平弯矩图
如图

垂直弯矩图
如图

计算项目
计算内容
计算结果
合成弯矩图合成弯矩

画轴转矩图

轴受转矩

转矩图

如图

许用应力
用插入法由表16.3查得：

许用应力值

应力校正系数

画当量弯矩图

当量弯矩

当量弯矩

在小齿轮中间截面处

当量弯矩
如图

校核轴颈

轴径
D=62
D=62
轴颈

七、滚动轴承的选择和计算

计算项目
计算内容
计算结果
1、 I轴（高速轴）上的轴承
由前面初选6206轴承，其寿命计算如下：
预期寿命：h
已知=710r/min，=15000N,,,,

=15000N

计算项目
计算内容
计算结果

轴承1上的径向载荷

轴向载荷

所以当量动载荷
轴承2上的径向载荷

轴向载荷

所以当量动载荷
危险轴承为2有

故 I轴上的轴承6206在有效期限内安全。

h>
故 I轴上的轴承6206在有效期限内安全
计算项目
计算内容
计算结果
2、II轴（中间轴）上的轴承
由前面初选6307轴承，其寿命计算如下：
预期寿命：h
已知=147.9r/min，=25800N,,,,
轴承1上的径向载荷

轴向载荷

所以当量动载荷
轴承2上的径向载荷

轴向载荷

所以当量动载荷
危险轴承为2有

h>
故 I轴上的轴承6307在有效期限内安全。

=15000N

h>
故 I轴上的轴承6307在有效期限内安全
计算项目
计算内容
计算结果
3、Ⅲ轴（低速轴）上的轴承
由前面初选6212轴承，其寿命计算如下：
预期寿命：h
已知=40r/min，=36800N,,,,轴承1上的径向载荷

轴向载荷

所以当量动载荷
轴承2上的径向载荷

轴向载荷

所以当量动载荷
危险轴承为2有

h>
故 I轴上的轴承6212在有效期限内安全。

=15000N

h>
故 I轴上的轴承6212在有效期限内安全

八 键连接的选择和计算

计算项目
计算内容
计算结果
1、I轴（高速轴)上的键
（1）键的选择
由前面，带轮与轴用键6×6×44联接。
（2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料[1]中的表6-2查得许用挤压应力为=100-120MPa，取=110MPa。
查表有
键与轮毂键槽接触高度
键与轴接触高度t=3.5
可得

故此键能安全工作。

2、II轴（中间轴）上的键

（1）键的选择
由前面，齿轮3与轴用键12×870联接。
（2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料[1]中的表6-2查得许用挤压应力为=100-120MPa，取=110MPa。
可得齿轮3上的键

故此键能安全工作。

计算项目
计算内容
计算结果
3、 III轴（低速轴）上的键
（1）键的选择
由前面，已选齿轮4与轴用键20×12×50联接，半联轴器与轴用键14×9×70联接。
（2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料[1]中的表6-2查得许用挤压应力为=100-120MPa，取=110MPa。
1）齿轮4上的键
键与轮毂键槽接触高度
键与轴接触高度t=7.5
可得

故此键能安全工作。
2）半联轴器上的键
键与轮毂键槽接触高度
键与轴接触高度t=5.5
可得

故此键能安全工作。

九 联轴器的选择
由前面轴的设计计算中已选定TL8型弹性套柱销联轴器。
十、 润滑和密封的选择
1减速器的润滑
（1） 齿轮的润滑：
除少数低速（v〈0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。
本设计高速级圆周速度v≤12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。
浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.35～0.7L。
齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320。
（2）轴承的润滑
因为是中等负荷，与水无接触，所以选钠基润滑脂2号
2减速器的密封
轴伸出处的密封：
选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。
箱盖与箱座接合面的密封：
在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。
其他部位的密封：
检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。

十一 设计总结
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。
课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。
通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在这些过程中我也深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。总之，纸上得来终觉浅，绝知此事要躬行！

十二 参考资料

[1] 邱宣怀主编.机械设计.第4版. 北京：高等教育出版社
[2] 申永胜.机械原理教程.北京：清华大学出版社.1999
[3] 吴宗泽等主编. 机械设计课程设计手册.第3版. 北京：高等教育出版社
[4] 王昆等主编.机械设计（机械设计基础）课程设计. 高等教育出版社,2011.
[5]濮良贵，纪名刚. 机械设计. 第八版. 北京：高等教育出版社，2009.
[6]王大康，卢颂峰. 机械设计课程设计. 第2版. 北京工业大学出版社，2009.
[7]骆素君. 机械设计课程设计实例与禁忌. 北京：化学工业出版社，2009.
[8]闻帮椿. 机械设计手册. 第5版. 北京：机械工业出版社，2010.