带式传输机的传动装置设计论文40475.doc

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1、毕业设计说明书设计题目 :带式传输机的传动装置设计 一、 设计课题：带式输送机传动装置设计二、 传动机构示意图原始数据项目输送带工作拉力输送带工作速度滚筒直径每日工作情况传动工作 年限参数26001.5300两班制9 摘 要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛本设计讲述了带式运输机的传动装置二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传

2、动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用Solid Works软件进行齿轮减速器的三维建模设计，生成平面工程图，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。目 录1、引言(1)2、电动机的选择(2)2.1. 电动机类型的选择(2)2.2电动机功率的选择(2)2.3确定电动机的转速(2)3、计算总传动比及分配各级的传动比(3)3.1. 总传动比(3)3.2分配各级传动比(3)4、计算传动装置的传动和动力参数(4)4.1.各轴的转速(4)4.2.各轴的输入功率(4)4.3.各轴的转矩(4)5、传动零件V带的设计计算(5)

3、 5.2.选择V带的型号(5)5.3.确定带轮的基准直径dd1 dd2(5)5.4.验算V带的速度(5)5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a(5)5.6.校验小带轮包角1(5)5.7.确定V带根数Z(6)5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ(6)5.9.设计结果(6)6、减速器齿轮传动的设计计算(7)6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算(7)6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算(9)7、轴的设计(10)7.1.高速轴的设计(10)7.2.中间轴的设计(12)7.3.低速轴的设计(14)8、滚动轴承的选择(19)9、键的选择(19)10、联轴器的选择(19)11箱体零件的设计(20)1

4、2、齿轮的润滑2113、滚动轴承的润滑2114、润滑油的选择2215、密封方法的选取22结 论23致 谢24参考文献251、引言 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。 选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率

5、，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。齿轮减速器是减速电机和大型减速机的结合。无须联轴器和适配器，结构紧凑。负载分布在行星齿轮上，因而承载能力比一般斜齿轮减速机高。满足小空间高扭矩输出的需要。 减速器主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分： 1、齿轮、轴及轴承组合 小齿轮与轴制成一体，称齿轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下，如果轴的直径为d，齿轮齿根圆的直径为df，则当df-d67mn时，应采用这种结构。而当df-d67mn时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩

6、、轴套和轴承盖作轴向固定。两轴均采用了深沟球轴承。这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油，进行润滑。箱座中油池的润滑油，被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口后，通过导油槽流入轴承。当浸油齿轮圆周速度2m/s时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。2、电动机的选择2.1. 电动机类型的选择按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动

7、机。2.2电动机功率的选择工作机所需功率Pw=FVw/1000w=2.61.5/0.95=4.11kw由电动机的至减速器之间的总效率为。=12332451、2、3、4、5分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率。则=0.950.9930.9720.980.98=0.82P0=Pw/=4.110.82=5.01kw选择电动机的额定功率Pm=（11.3）P0 查表选取Pm=5.5kw2.3确定电动机的转速滚筒轴的工作转速为nW =601000VD=6010001.5300=95.54rmin取V带传动比i 1=24。 二级齿轮总传动比i2=840。则总传动

8、比为i总=16160故电动机转速的可选范围nd=i总nW =1616095.54rmin=1528.615286rmin符合这一范围的同步转速有3000 rmin，再根据计算出的容量，由参考文献【3】查得Y132s1-2符合条件型号额定功率P同步转速N满载转速NmY132s1-25.5 kw3000rmin2900rmin3、计算总传动比及分配各级的传动比3.1. 总传动比i总=nm/nW=2900/95.54=30.353.2分配各级传动比取V带的传动比id=2.5则减速器的传动比为 i=i/id=30.35/2.5=12.14故高速级齿轮传动比：i1=1.3i1/2=(1.312.14)1

9、/2=3.97低速级圆柱齿轮传动比：i2=i/ i1=12。14/3。97=3.064、计算传动装置的传动和动力参数4.1.各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算电动机轴：n0=nm=2900rmi高速轴：n1=n0i1 =29002.5=1160rmin中间轴：n2=n1i2=11603.97=292.19 rmin低速轴：n3=n2i3=292.193.0695.49rmin滚筒轴：n4=n394.49rmin4.2.各轴的输入功率电动机轴：P0= Pd =4.95kw高速轴：P1=P014.950.954.70kw中间轴：P2=P1223=4.700.990.97=

10、4.52kw低速轴：P3P2234.520.990.974.25kw滚筒轴：P4P3454.250.980.984.08kw4.4.各轴的转矩电动机轴：T09550P0n095504.952900=16.30N.m高速轴：T19550P1n1带95504.70116038.69N.m中间轴：T29550P2n295504.52292.19138.90N.m低速轴：T39550P3n395504.2595.49425.04N.m滚筒轴：T49550P4n495504.0895.49408.04N.m设计结果如下 轴号参数电动机（0）轴轴（高速轴）轴（中间轴）轴（低速轴）轴（滚筒轴）转速n（r/m

11、in）29001160 292.19 94.49 94.49功率P(kw)4.95 4.70 4.52 4.25 4.08转矩T（N.m） 16.30 38.69 138.90 425.04 408.04传动比i 2.5 3.97 3.06 1.05、传动零件V带的设计计算5.1.确定计算功率 Pd=KAP额=1.35.5=7.15kw5.2.选择V带的型号 由Pd的值和主动轮转速，由【1】图10-9选A型普通V带。5.3.确定带轮的基准直径dd1 dd2选取dd1100mm ，且dd1100mmdmin75mm 大带轮基准直径为。 dd2idd1(1-)=1002.5(1-0.02)245m

12、m按【1】表8-12选取标准值dd2250mm 则实际传动比i， i dd2dd12501002.5主动轮的转速误差率在5内为允许值5.4.验算V带的速度 Vdd1n06000015.18ms 因为在525 ms范围内，故带速合适。5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距0.7dd1dd2）+ha 2dd1dd2查表8-1得h=8mm241.5a690 一般取a0=（11.2）d2=250828所以初定中心距a0=500mm L02a0dd1dd22dd2dd124a0 2500（100+250）2（250-100）24500 =2112.32mm 由【1】表8-2

13、选取基准长度Ld2240mm 实际中心距a为 aa0LdL02 300+2240-2112.322 564mm5.6.校验小带轮包角1180dd2dd1a 57.3 180250100564 57.3 164.76120所以符合要求 5.7.确定V带根数Z 据dd1和n1查表得单根V带功率P01.55kw据i和带型选取修正功率P00.34kw选取修正系数Ka0.95 KL1.03 ZPcP0 PcP0P0Ka KL3.95圆整得Z=45.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ 查表取得q0.1kgm F0500Pd2.5K1zVqV2 123.04N 轴上压力FQ为 FQ2Fzsin148.832

14、2123.044sin164.762 974.48N 5.9.设计结果 选用4根A1120GBT115441997的V带 中心距564mm 轴上压力974.48N 带轮直径100mm和250mm6、减速器齿轮传动的设计计算6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算6.1.1.选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质,硬度为217255HBS。大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为169217HBS。因为是普通减速器 故选用7级精度 ，要求齿面粗糙度Ra1.63.2m6.1.2.按齿面接触疲劳强度设计T1=38.69Nm=38690Nmm由【2】表12-4查表得载荷系数K=1.35选择齿轮齿数 小齿轮

15、的齿数取30，则大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.9730=119.1,圆整得Z1=119, 实际传动比i2= Z2 /Z1=3.97，齿面为非对称软齿面，选取d=0.9查表得 许用接触应力H1 =530MPa H2 =490MPa d176.43KT1i21di2H1213 =76.431.35386903.9610.93.97490213 =51.31mm m= d1Z1=51.3130=1.71 标准模数 m=26.1.3.计算主要尺寸分度圆直径：d1=m Z1=230=60mm d2=m Z2=1.5119=238mm 齿宽： b=dd1=0.960=54mm 故：大齿轮的齿宽取 b1=6

16、0mm 小齿轮的齿宽取 b2=55mm a=mZ1Z22=230119）2=149m6.1.4.按齿根弯曲疲劳强度校核 查表得齿形系数 YF1 =2.54 YF2=2.10 应力修正系数YS1=1.63 YS2=1.82 许用弯曲应力F F1 =310MPa F2=290MPa 由公式(12-6)可得 F1= 2KT1 YF1YS1bm2Z1=65.53MPaF1 F2= 2KT2 YF2YS2bm2Z1=60.49MPaF2 所以齿根弯曲强度校核足够。6.1.5.检验齿轮圆周速度 Vd1n160000421160600003.64m/s 所以选8级精度是合适的6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计

17、计算6.2.1.选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质,硬度为217255HBS。大齿轮选用45号钢正火，硬度为169217HBS。因为是普通减速器 故选用8级精度 ，要求齿面粗糙度Ra1.63.2m6.2.2.按齿面接触疲劳强度设计T2=138.90Nm=138900Nmm n2=292.19rmin查表得K=1.35选择齿轮齿数 小齿轮的齿数取30，则大齿轮齿数Z2=i3Z1=3.0630=91.8,取整得Z1=91，实际传动比i2= Z2 /Z1=3.03.，齿面为非对称及软齿面，选取d=0.9查表得 H1 =530MPa H2 =490MPad176.43KT1i21di3H12

18、13 =76.431.351389003.0310.93.03490213=80.17mm m= d1Z1=80.1730=2.67 由【2】表12-1知 标准模数 m=36.2.3.计算主要尺寸分度圆直径：d1=m Z1=330=90mm d2=m Z2=392=273mm 齿宽：b=dd1=0.990=81mm 故 大齿轮的齿宽取 b2=90mm 小齿轮的齿宽取 b1=85mm a=mZ1Z22=2.53092)2=181.5m6.2.4.按齿根弯曲疲劳强度校核 查【2】表112-6得 齿形系数 YF1 =2.54 YF2=2.215 应力修正系数 YS1=1.63 YS2=1.785 许

19、用弯曲应力F：F1 =310MPa F2=290MPa 由公式可得 F1=2KT1 YF1YS1bm2Z1 =202.97MPaF1 F2=2KT2 YF2YS2bm2Z2 =193.83MPaF2 所以齿根弯曲强度校核足够。6.2.5.检验齿轮圆周速度 Vd1n16000075292.19600001.38 m/s 所以选8级精度是合适的设计结果如下 参数 齿轮齿数分度圆直径mm齿宽mm轴径mm模数中心距mm高速小齿轮 30 60 60362149高速大齿轮 119 238 55 35低速小齿轮 30 90 90 353181.5低速大齿轮 91 270 85 587、轴的设计7.1.高速轴

20、的设计7.1.1.选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故选用45钢并经调质处理。7.1.2.按钮转强度估算直径 查表得C107118 P1=4.7Kw，又由式 d1CP1n113 故d11071184.711601317.0618.81 mm 考虑到轴的最小直径要连接V带，会有键槽存在故将估算直径加大35。取为17.5719.75mm 由设计手册知标准直径为20mm7.1.3.设计轴的直径及绘制草图确定轴上零件的位置及固定方式 齿轮轴用键连接，用靠肩定位。轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位，周向采用过盈配合。确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直

21、径。轴颈最小处连接V带d1=20mm，d2=27mm，轴段3处安装轴承d3=30mm，轴段6安装齿轮d6=d4=35mm，d7=d3=30mm。确定各轴段的宽度由带轮的宽度确定轴段1的宽度，B=(Z-1)e+2f，B=50mm，所以b1=60mm；轴段2安装轴承端盖，b2取35mm，轴段3、轴段7安装轴承，选6206标准轴承，宽度为16mm，b3=16mm；轴段7安装轴承和轴承端盖取31mm，齿轮轴段由整体系统决定，初定此段的宽度为180mm。 按设计结果画出草图，如图1-1。7.1. 4校核该轴=61.5mm，=171.5mm， 作用在齿轮上的圆周力为：T1=43.02NM圆周力：Ft=2T

22、1/d1=1564.4 N径向力：Fr=Fttan200=1564.4 tan200=563.2N求垂直面的支承反力：F1v=l2Fr/l1+l2=427.03F2V=Fr-F1V=563.2-427.03=136.2N求水平面的支承反力： 由得 F1H=l2Fr/l1+l2=1186.2NF2H=Fr-F1H=1564.4-1186.2=378.2N绘制垂直面弯矩图MaV=F2Vl2=136.2161.510-3=20.63NMaV=F1Vl1=21.99绘制水平面弯矩图MaH=F1Hl1=1186.251.510-3=61.09NMaH=F2Hl2=378.2161.510-3=61.08

23、N求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把直接相加Me=(Mav2+MaH2)1/2=(21.992+61.092)1/2=64.93N.M求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）Me=(M2+(aT)2)1/2=69.87N计算危险截面处轴的应力因为材料选择45号调质，查课本362页表15-1得，查课本362页表15-1得许用弯曲应力=Me2+(aT)21/2/W=14.5MPa60Mpa所以该轴是安全的（4）弯矩及轴的受力分析图如下： 7.2.中间轴的设计7.2.1.选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故选用45

24、号钢并经调质处理。7.2.2.按钮转强度估算直径 查表得C107118 P2=4.52Kw n2=292.19又由式 d1CP2n213 d11071184.57292.191326.6629.40 mm 由设计手册知标准直径为30mm7.2.3.设计轴的直径及绘制草图确定轴上零件的位置及固定方式 此轴安装2个齿轮，如图2-1所示，从两边安装齿轮，两边用套筒进行轴向定位，周向定位采用平键连接，轴承安装于齿轮两侧，轴向采用套筒定位，周向采用过盈配合固定。确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。轴段1、5安装轴承，d1=d5=30mm，轴段2、4安装齿轮，d2= d4=35mm，轴段3对两齿轮轴

25、向定位，d3=45mm。确定各轴段的宽度如图2-1所示，由轴承确定轴段1的宽度，选6206标准轴承，宽度为16mm，所以b1= b5=15+16+2=33mm；轴段2安装的齿轮轮毂的宽为55mm，b2取53mm，轴段4安装的齿轮轮毂的宽为90mm，b4=88mm。按设计结果画出草图，如图2-1。7.2.4校核该轴=63.5mm，=91mm， L3=74.5mm作用在齿轮上的圆周力为：T1=43.02NM圆周力：Ft2=2T2/d2=1378.99 N Ft3=2T2/d3=3861.18N径向力：Fr2=Ft2tan200=1564.4 tan200=563.2N Fr3=Ft3tan200=

26、3861.180.36=1390.02N求垂直面的支承反力：F1v= -Fr2(l2+l3)+l3/l1+l2+l3=89.52N F2V=Fr3+F1V-Fr2=1390.02+89.52-496.44=983.1N计算垂直弯矩： Mavm=F1Vl1=89.5263.510-3=5.68NMavn=-F1V(l1+l2)+Fr2l2=31.35N求水平面的支撑力F1H= Ft2(l2+l3)+Ft3l3/l1+l2+l3=1013.47NF2H= Ft2+Ft3-F1H=4226.7N绘制水平面弯矩图MaHm=F1Hl1=1013.4763.510-3=64.36NMaHn=-F2H(l1

27、+l2)+Ft3l2=-4226+154.510-3+3861.189110-3=-301.66NMan=（Mavn2+ MaHn2）1/2=303.28NMam=（Mavm2+ MaHm2）1/2=64.61N求危险截面当量弯矩从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：折合系数=0.6Me=(Man2+(aT2)2)1/2=318.86NMe=(Mam2+(aT2)2)1/2=26.97计算危险截面处轴的直径n-n截面:dMe/0.11/3=37.60Nm-m截面: dMe/0.11/3=26.97N所以该轴是安全的7.3.低速轴的设计7.3.1.选择轴的材料及热处理由已知条件知减

28、速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故选用45号钢并经调质处理。查表得强度极限b650MP，许用弯曲用力1b60MPa。7.3.2.按钮转强度估算直径 查表得C107118 P3=4.52Kw，T3425.04N.mn395.49rmin又由式 d1CP3n313 d11071184.4295.491338.4142.37mm考虑到轴的最小直径要安装联轴器，会有键槽存在故将估算直径加大35。取为39.5644.49mm由设计手册知标准直径为45mm7.3.3.设计轴的直径及绘制草图确定轴上零件的位置及固定方式 如图3-1所示，齿轮安装在轴段5，左右两边分别用轴肩和套筒对其轴向固定，

29、齿轮的周向固定采用平键连接，轴承安装于轴段2和轴段6 处，分别用轴肩和套筒对其轴向固定，周向采用过盈配合固定。确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。轴颈最小处连接联轴器d1=45mm，轴段2轴段6处安装轴承d2=d6=50mm， d3=58mm，轴段4对齿轮进行轴向定位，d4=68mm，轴段5安装大齿轮，d5= 58mm。确定各轴段的宽度由联轴器的宽度确定轴段1的宽度，选用HL型弹性柱销联轴器，选HL4型号，所以b1取120mm；轴段2安装轴承端盖和轴承，查表选6210标准轴承，宽度为b2取40mm，由整体系统确定轴段3，4取b3=72mm，b4=20mm，轴段5安装的齿轮轮毂的宽为85m

30、m，b5=83mm，轴段6安装轴承和套筒，b6=40mm。按设计结果画出草图。如图3-1。 7.3.4.按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图。（如图3-2）做水平面内的弯矩图。（如图3-3） 圆周力 FT 2T3d42504022733113.85N 径向力 FrFttan3113.85tan201133.44N 支点反力为 FHAL2FTL1L23113.85154.5154.5692152.53N FHcFT- FHA3113.85-2152.53 961.32N B-B截面的弯矩 MHB左FHAL12152.5369148524.57 N.mm MHB右FHCL2961.32154.51

31、48523.94N.mm做垂直面内的弯矩图。（如图3-4） 支点反力为FVAL2FrL1L2）1133.44154.5154.569783.52 N FVcFr-FVA1133.44-783.52349.92 N B-B截面的弯矩 MVB左FVAL1783.526954062.88.mm MVB右FVCL2349.92154.554062.64N.mm做合成弯矩图。（如图3- 5） 合弯矩 Me左MHB左2MVB左2 12 148524.57254062.882 12158058.04N.mmMe右MHB右2MVB右2 12 148523.94254062.642 12158057.36N.m

32、m求转矩图。（如图3- 6） T3425.04N.mm求当量弯矩。修正系数0.6 Mem2T212158058.042（0.6425.04）2 12365209.18N.mm确定危险截面及校核强度。 eBMeW3652090.158318.72MPa 查表得知 满足eB1b 60MPa的条件 故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。 8、滚动轴承的选择轴型号d（mm）D（mm）B（mm）高速轴6206306216中间轴6206306216低速轴62105090209、键的选择 选用A型普通平键轴轴径（mm）键宽（mm）键高（mm）键长（mm）高速带轮206650小齿轮3610850中间大齿轮3

33、510845小齿轮3510880低速联轴器45149100大齿轮58161075 10、联轴器的选择 低速轴和滚筒轴用联轴器连接，由题意选LT型弹性柱销联轴器，查表用HL4联轴器型号公称扭矩（Nm）许用转速（rmin）轴径（mm）轴孔长度（mm）D（mm）HL4125040004511219511、箱体的设计及各部位附属零件的设计箱体选用球墨铸铁QT40018，布氏硬度。11.1铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚10mm箱盖壁厚10mm箱盖凸缘厚度10mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目a250mm6轴承旁联接螺栓直径14mm

34、盖与座联接螺栓直径10mm联接螺栓的间距mm180视孔盖螺钉直径6mm定位销直径8mm至直外箱壁距离查手册16mm至凸缘边缘距离查手册14mm轴承旁凸台半径14mm凸台高度30mm外箱壁至轴承座端面距离38mm铸造过度尺寸查手册3mm,15mm,R4大齿轮顶圆与内箱壁距离12mm齿轮端面与内箱壁距离10mm箱盖箱座肋厚=m=7mm轴承端盖外径108115mm135mm轴承旁连接螺栓距离14012、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度低，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。13、滚动轴承的润滑如果减速器用的是滚动轴承，则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来选择：圆周速

35、度在2ms3ms以上时，可以采用飞溅润滑。把飞溅到箱盖上的油，汇集到箱体剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。飞溅润滑最简单，在减速器中应用最广。这时，箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定。圆周速度在2m/s3m/s以下时，由于飞溅的油量不能满足轴承的需要，所以最好采用刮油润滑，或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑。利用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油，并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑。14、润滑油的选择采用脂润滑时，应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承稀释润滑脂。滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式。为保证机器起动时轴承能得到一定量的润

36、滑油，最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板，以便轴承能积存少量的油。挡板高度不超过最低滚珠(柱)的中心。经常运转的减速器可以不设这种挡板。转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑。如果减速器用的是滑动轴承，由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用，所以轴承润滑就需要采用独自的润滑系统。这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件选择合适的润滑方法和油的粘度。 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 15、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 总

37、 结通过此次毕业设计，我不仅把知识融会贯通，而且丰富了大脑，同时在查找资料的过程中也了解了许多课外知识，开拓了视野，认识了将来电子的发展方向，使自己在专业知识方面和动手能力方面有了质的飞跃。毕业设计是我作为一名学生即将完成学业的最后一次作业，他既是对学校所学知识的全面总结和综合应用，又为今后走向社会的实际操作应用铸就了一个良好开端，毕业设计是我对所学知识理论的检验与总结，能够培养和提高设计者独立分析和解决问题的能力；是我在校期间向学校所交的最后一份综和性作业，从老师的角度来说，指导做毕业设计是老师对学生所做的最后一次执手训练。其次，毕业设计的指导是老师检验其教学效果，改进教学方法，提高教学质量

38、的绝好机会。毕业的时间一天一天的临近，毕业设计也接近了尾声。在不断的努力下我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总结，但是真的面对毕业设计时发现自己的想法基本是错误的。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识太理论化了，面对单独的课题的是感觉很茫然。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 总之，不管学会的还是学不会的的确觉

39、得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。致 谢在此要感谢我们的指导老师张老师对我悉心的指导，感谢老师们给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕