《二級減速器課程設計說明書.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級減速器課程設計說明書.doc（25頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1 設計任務書 1.1設計數(shù)據(jù)及要求 表1-1設計數(shù)據(jù) 序號 F(N) D(mm) V(m/s) 年產(chǎn)量 工作環(huán)境 載荷特性 最短工作年限 傳動 方案 7 1920 265 0.82 大批 車間 平穩(wěn)沖擊 十年二班 如圖1-1 1.2傳動裝置簡圖 圖1-1 傳動方案簡圖 1.3設計需完成的工作量 （1） 減速器裝配圖1張(A1) （2） 零件工作圖1張（減速器箱蓋、減速器箱座-A2）；2張（輸出軸-A3；輸出軸齒輪-A3） （3） 設計說明書1份（A4紙） 2 傳動方案的分析 一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便。要完全滿足這些要求是困難的。在擬定傳動方案和對多種方案進行比較時，應根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。 現(xiàn)以《課程設計》P3的圖2-1所示帶式輸送機的四種傳動方案為例進行分析。方案制造成本低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工 作。方案結構緊湊，環(huán)境適應性好，但傳動效率低，不適于連續(xù)長期工作，且制造成本高。方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應性好，但寬度較大。方案具有方案的優(yōu)點，而且尺寸較小，但制造成本較高。 上訴四種方案各有特點，應當根據(jù)帶式輸送機具體工作條件和要求選定。若該設備是在一般環(huán)境中連續(xù)工作，對結構尺寸也無特別要求，則方案均為可選方案。對于方案若將電動機布置在減速器另一側，其寬度尺寸得以縮小。故選方案，并將其電動機布置在減速器另一側。 3 電動機的選擇 3.1電動機類型和結構型式 工業(yè)上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機 3.2選擇電動機容量 3.2.1工作機所需功率 卷筒3軸所需功率： == 卷筒軸轉(zhuǎn)速： 3.2.2電動機的輸出功率 考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為 傳動裝置的總效率： 取 所以 所以 3.2.3確定電動機額定功率 根據(jù)計算出的功率可選定電動機的額定功率。應使等于或稍大于。 查《機械設計課程設計》表20-1得 3.3選擇電動機的轉(zhuǎn)速 由《機械設計課程設計》表2-1 圓柱齒輪傳動的單級傳動比為，故圓柱齒輪傳動的二級傳動比為，所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 3.4電動機技術數(shù)據(jù) 符合上述要求的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中減速器以1500和1000r/min的優(yōu)先，所以現(xiàn)以這兩種方案進行比較。由《機械設計課程設計》第二十章相關資料查得的電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表3-1： 表3-1電動機技術數(shù)據(jù) 方案 電動機型號 額定功率 kW 電動機轉(zhuǎn)速 r/min 電動機質(zhì)量 kg 總傳動比 同轉(zhuǎn) 滿轉(zhuǎn) 總傳動比 高速級 低速級 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 24 6 4 2 Y112M-6 2.2 1000 940 45 16 4.5 3.5 表3-1中，方案1與方案2相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及總傳動比，為使傳動裝置結構緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案2，即所選電動機型號為Y112M-6。 4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 4.1傳動裝置總傳動比的計算 4.2傳動裝置各級傳動比分配 減速器的傳動比 為16,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比，低速級的傳動比。 4.3傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 4.3.1電動機軸運動和動力參數(shù)計算 4.3.2高速軸運動和動力參數(shù)計算 4.3.3中間軸運動和動力參數(shù)計算 4.3.4低速軸運動和動力參數(shù)計算 5傳動件的設計計算 5.1高速級齒輪傳動設計計算 5.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級 1）按以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。 3) 材料選擇。考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由《機械設計》書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分別為236HBS,190HBS，二者材料硬度差為46HBS。 4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。 5）選取螺旋角。初選螺旋角。 5.1.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 （5-1） (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) 2) 由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩 3) 查表及其圖選取齒寬系數(shù)，材料的彈性影響系數(shù)，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 4)計算應力循環(huán)次數(shù) 5) 按接觸疲勞壽命系數(shù) 6) 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1 由 （5-2） 得 故： 7）查圖選取區(qū)域系數(shù)。 8）查圖得，，則 （2） 計算： 1) 求得小齒輪分度圓直徑的最小值為 2) 圓周速度： 3) 計算齒寬及模數(shù)： 齒寬： 模數(shù): 齒高: ∴ 4）計算縱向重合度： 5) 計算載荷系數(shù)： 根據(jù), ,8級精度，查得 動載系數(shù) ，，, 故載荷系數(shù) 6) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： 7） 計算模數(shù)： 5.1.3按齒根彎曲強度計算 彎曲強度設計公式為 （5-3） (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)根據(jù)縱向重合度，從圖中查得螺旋角影響系數(shù) 2)計算當量齒數(shù)： 3)查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限; 4)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 5)計算彎曲疲勞許用應力. 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 6)計算載荷系數(shù)K. 7） 查取齒形系數(shù). 查表得 8） 查取應力校正系數(shù). 查表得 9） 計算大、小齒輪的并加以比較. 大齒輪的數(shù)值大. （2）設計計算 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關,可取彎曲強度算得的模數(shù)1.266mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) ， 大齒輪齒數(shù) ，取. 這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊,避免浪費. 5.1.4. 幾何尺寸計算 （1）計算中心距： 將中心距圓整為120mm. （2）修正螺旋角： 值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 （3）分度圓直徑： （4）齒輪寬度： 取 5.2低速級齒輪傳動設計計算 5.2.1選擇材料、熱處理方式和公差等級 1）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。 2) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由《機械設計》書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分別為236HBS,190HBS，二者材料硬度差為46HBS。 3）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。 4）選取螺旋角。初選螺旋角。 5.2.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2) 由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩 3) 查表及其圖選取齒寬系數(shù)，材料的彈性影響系數(shù)，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 4)計算應力循環(huán)次數(shù) 5) 按接觸疲勞壽命系數(shù) 7) 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1 由 得 故： 7）查圖選取區(qū)域系數(shù)。 8）查圖得，，則 （2） 計算： 1) 求得小齒輪分度圓直徑的最小值為 2) 圓周速度： 3) 計算齒寬及模數(shù)： 齒寬： 模數(shù): 齒高: ∴ 4）計算縱向重合度： 5) 計算載荷系數(shù)： 根據(jù), ,8級精度，查得 動載系數(shù) ，，, 故載荷系數(shù) 6) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑： 7） 計算模數(shù)： 5.2.3按齒根彎曲強度計算 彎曲強度設計公式為 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)根據(jù)縱向重合度，從圖中查得螺旋角影響系數(shù) 2)計算當量齒數(shù)： 3)查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限; 4)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 5)計算彎曲疲勞許用應力. 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 6)計算載荷系數(shù)K. 7） 查取齒形系數(shù). 查表得 8） 查取應力校正系數(shù). 查表得 9） 計算大、小齒輪的并加以比較. 大齒輪的數(shù)值大. (1) 設計計算 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關,可取彎曲強度算得的模數(shù)2.87mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) ， 大齒輪齒數(shù) . 這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊,避免浪費. 5.2.4幾何尺寸計算 （1）計算中心距： 將中心距圓整為153mm. （2）修正螺旋角： 值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 （3）分度圓直徑： （4）齒輪寬度： 取 6軸的設計計算 6.1高速軸的軸系結構設計 6.1.1軸的結構尺寸設計 1.高速軸的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 根據(jù)結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖6-1所示: 圖6-1高速軸 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為45鋼,熱處理為調(diào)制處理, 材料系數(shù)為120。 所以,有該軸的最小軸徑為: 此處最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，選擇半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表: 表6-1 高速軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 第1段 由半聯(lián)軸器孔徑確定 略小于聯(lián)軸器轂孔長度，轂孔長度 取 第2段 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為，取端蓋右端到聯(lián)軸器左端距離為,端蓋總寬度為，故 第3段 根據(jù)，預選軸承 7206C ，、由軸承尺寸確定 第4段 查得7206C型軸承的定位軸肩高度為，因此，取 第5段 齒頂圓直徑 齒寬 第6段 第7段 （7mm為套筒寬度） 6.1.2高速軸上軸承的選定計算 該軸承設計為面對面形式，預計壽命為3年，即12480小時。 1計算軸承的徑向載荷得、 2計算軸承的軸向載荷得、，因此， 故、 3求比值 、，因為角接觸球軸承的最大值為0.56，故、均大于e。 4初步計算當量動載荷P 取為1.2，, 5求軸承應有的基本額定動載荷值 初選的軸承為7206C，它的額定動載荷分別為,故符合條件。 6.2中間軸的軸系結構設計 軸的結構尺寸設計 根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸,共分六段,如圖6-2所示: 圖6-2中間軸 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為45鋼,熱處理為調(diào)制處理,取材料系數(shù) 。有該軸的最小軸徑為: 因鍵槽開在中間，其影響不預考慮 標準化取 其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表: 表6-2中間軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 第1段 由軸承尺寸確定 (軸承預選7207C) 第2段 由齒輪孔徑?jīng)Q定，取 略小于齒輪寬度，取 第3段 取 第4段 第5段 第6段 6.3低速軸的軸系結構設計 6.3.1軸的結構尺寸設計 根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸,共分七段,如圖6-3所示: 圖6-3低速軸 考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼,熱處理調(diào)質(zhì)處理,取材料系數(shù) 所以,有該軸的最小軸徑為: 顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇TL7型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為，故此段軸徑為，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為,第一段的長度應比聯(lián)軸器的轂孔長度略短，故取 其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表: 表6-3低速軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 第1段 (由聯(lián)軸器寬度尺寸確定) 第2段 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為， 由端蓋等因素確定，取 第3段 根據(jù)，預選軸承7210C ，、由軸承尺寸確定 第4段 （為箱體內(nèi)壁軸向距離，為軸承端面至箱體內(nèi)壁距離） 第5段 第6段 取安裝齒輪處的軸直徑，此段的長度略小于齒輪寬度，取 第7段 6.3.2低速軸的受力分析及計算 軸的受力分析及載荷分析如圖6-4所示 圖6-4低速軸的受力分析及扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，計算出的截面C處的、、的值列于下表： 載荷 水平面H 崔直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6.3.3減速軸的校核 由手冊查材料45鋼的強度參數(shù) C截面彎扭合成應力：() 由計算結果可見C截面安全。 6.3.4減速軸上軸承選擇計算 該軸承設計為面對面形式，預計壽命為3年，即12480小時。 1）計算軸承的徑向載荷得、 2）計算軸承的軸向載荷得、，因此， 故、 3）求比值 、，因為角接觸球軸承的最大值為0.56，故、均大于e。 4）初步計算當量動載荷P 取為1.2，, 5）求軸承應有的基本額定動載荷值 初選的軸承為7210C，它的額定動載荷分別為,故符合條件。 7 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核 因減速器中的鍵聯(lián)結均為靜聯(lián)結,因此只需進行擠壓應力的校核. 7.1高速級鍵的選擇及校核 帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B6X6,鍵長28,GB/T1096 聯(lián)結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、45鋼(軸) 7.2中間級處鍵選擇及校核 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B12X8 GB/T1096 聯(lián)結處的材料分別均為45鋼 此時, 鍵聯(lián)結合格. 7.3低速級處鍵的選擇及校核 低速級大齒輪處鍵按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B16X10,鍵長56 GB/T1096 聯(lián)結處的材料均為: 45鋼 其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其 該鍵聯(lián)結合格 7.4聯(lián)軸器處鍵的選擇及校核 按照聯(lián)軸器處的軸徑及軸長選 鍵12X8,鍵長70,GB/T1096 聯(lián)結處的材料分別為: 45鋼 (聯(lián)軸器) 、45鋼(鍵) 、45鋼(軸) 其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其 該鍵聯(lián)結合格. 8聯(lián)軸器的選擇計算 8.1輸入軸端的聯(lián)軸器選擇計算 8.1.1類型選擇 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 8.1.2載荷計算 轉(zhuǎn)矩，查得，故計算轉(zhuǎn)矩為 8.1.3型號選擇 TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為，許用最大轉(zhuǎn)速為6300，軸徑為，電動機軸為，故不合用。TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63，許用最大轉(zhuǎn)速為5700，軸徑為，故合用。 8.2輸出軸的聯(lián)軸器選擇計算 8.2.1類型選擇 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 8.2.2載荷計算 轉(zhuǎn)矩，查得，故計算轉(zhuǎn)矩為 8.2.3型號選擇 TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為500，許用最大轉(zhuǎn)速為3600，軸徑為，故合用。 9減速器箱體及其附件的設計 9.1減速器附件的選擇 通氣器 為使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用M181.5 油面指示器 選用游標尺M16 吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳. 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M161.5 9.2選擇適當型號 起蓋螺釘型號：GB70-85 M1040,材料Q235 高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M6X12,材料Q235 中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X20,材料Q235 低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M820,材料Q235 箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB5782～86 M10100，材料Q235 箱體的主要尺寸： (1)箱座壁厚 取z=8 (2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02153.05+1= 4.061 取z1=8 (3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.58=20 (6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12=0.036153.05+12=17.5098(取16) (7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a<250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.7516=13.15 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d２=(0.5-0.6)df =0.5516=8.8 (取10) (10)連接螺栓d２的間距L=150-200 (11)軸承端蓋螺釘直徑d3=(0.4-0.5)df=0.4516= 7.2(取8) (12)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d２=0.810=8 (13)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。 (14)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋﹙5～10﹚ (15)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：12mm (16)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=15 mm (17)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (18)軸承端蓋外徑：D＋﹙5～5.5﹚d3 整理成表9-1和表9-2 表9-1 箱體結構尺寸 名稱 符號 設計依據(jù) 設計結果 箱座壁厚 δ 0.025a+3=8.9 8 考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥8 8 箱座凸緣厚度 b 1.5δ 12 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 12 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 20 地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 17.54 地腳螺栓數(shù)目 n a≤250時，n=4 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 0.75df 12 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 10 軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目 d3，n (0.4～0.5)df,n 6,4 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 6 定位銷直徑 d (0.7～0.8) d 2 8 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 20 凸臺高度 h 根據(jù)位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 54 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 50 大齒輪頂圓距內(nèi)壁距離 ?1 ＞1.2δ 12 齒輪端面與內(nèi)壁距離 ?2 ＞δ 15 箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =7.565 m≈0.85δ=6.8 7 軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 10 軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5) d3 134 螺栓扳手空間與凸緣厚度 安裝螺栓直徑 dx M8 M10 M12 M16 至外箱壁距離 c1min 13 16 18 22 至凸緣邊距離 c2min 11 14 16 20 沉頭座直徑 Dmin 20 24 26 32 表9-2 減速器零件的位置尺寸 代號 名稱 薦用值 代號 名稱 薦用值 ?1 大齒輪頂圓距內(nèi)壁距離 12 ?7 箱底至箱底內(nèi)壁得距離 20 ?2 齒輪端面與內(nèi)壁距離 15 H 減速器得中心高 190 ?3 軸承端面與內(nèi)壁距離 4 L1 箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面得距離 58 ?4 旋轉(zhuǎn)零件間軸向距離 22.72 e 軸承端蓋凸緣的厚度 8 ?5 齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁得距離 10 ?6 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 45 10潤滑與密封 10.1齒輪的潤滑 采用浸油潤滑 10.2滾動軸承的潤滑 采用浸油潤滑 10.3潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。 10.4密封方法的選取 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 11設計小結 做機械行業(yè)的，尤其是設計的人要有一定的耐心，足夠的細心，能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。這段時間鍛煉的我的耐心和意志力，讓我明白做成功一件事不是那么容易，得全身心的投入到里面。 在課程設計這段時間內(nèi)，我又重新溫習了以前學過的知識，發(fā)現(xiàn)忘了很多，以前也并沒深入的去研究，只記得表面一層，沒有深入的去探究，所以很容易忘記。在以后的學習中應抱有掌握知識的態(tài)度去學習，而不應該死記硬背，走馬觀花。 我認識到繪圖對于我們的重要性，更好地將其應用我們的所學到的知識。 通過這次的設計，感慨頗多，收獲頗多。更多的是從中學到很多東西，包括書本知識以及個人素質(zhì)與品格方面。 感謝老師的辛勤指導,感謝老師能百忙中抽出時間來檢查我們的裝備圖和設計說明書。特此感謝！ 12參考文獻 [1] 濮良貴 紀名剛.機械設計.第八版.高等教育出版社 [2] 王昆 何小柏 汪信遠.機械設計課程設計.高等教育出版社 [4] 張龍.機械設計課程設計手冊.北京：國防工業(yè)出版社，2006