螺旋输送机的传动装置设计说明书

题目三：螺旋输送机的传动装置设计题目三：螺旋输送机的传动装置设计下图为螺旋输送机的六种传动方案，设计该螺旋输送机传动系统螺旋输送机的传动方案螺旋输送机的传动方案1. 1. 设计数据与要求设计数据与要求螺旋输送机的设计数据如下表所示 该输送机连续单向运转， 用于输送散粒物料，如谷物、型沙、煤等，工作载荷较平稳，使用寿命为8 年，每年300 个工作日，两班制工作一般机械厂小批量制造学号-方案编号17-a）输送螺旋转速n（r min）170输送螺旋所受阻力矩T100（N m）2. 2. 设计任务设计任务1）分析各种传动方案的优缺点，选择（或由教师指定）一种方案，进行传动系统设计2） 确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算3）进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数4）对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图5）对低速轴上的轴承以及轴等进行寿命计算和强度校核计算6）对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图7）编写设计计算说明书.一、电动机的选择1 1、、电动机类型的选择电动机类型的选择选择 Y 系列三相异步电动机2 2、电动机功率选择、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：V 带传动效率滚动轴承效率一级圆柱齿轮减速器传动效率联轴器效率3=1234 =0.960.9930.970.99 =0.895（2）电机所需的功率：..PWnP100 9550WnPW1.78kwT  9550Pd因为载荷平稳，略大于Pw1.781.99kw0.895即可，根据 Y 系列电机技术数据，选电机的额定功率为 2.2kw。

3）确定电机转速,输送螺旋输送机轴转速nw170r/minV 带传动比围是 2～4，以及圆柱齿轮减速器 5，则总传动比围 10～20， 10: 20iandianw1700:3400r/min方案123Y90L-2Y100L1-4Y112M-6电机型号额定功率同步转速/满载转速传动比/kw2.22.22.2n/(r/min)3000/28401500/14201000/940i2.91i1.5ii综合价格和传动装置结构紧凑考虑选择方案 2，即电机型号 Y100L1-4..二、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比ianm1420 8.353nw1702、 分配各级传动比取 V 带传动传动比i012，则减速器的传动比为i ia8.3534.176i012注：以上分配只是初步分配，实际传动比必须在传动零件参数确定后算出一般，实际值与设计求值允许有 3%～5%误差.三、动力学参数计算0P0轴（电机轴、小带轮轴） Pd1.99kwn  nm1.991420r / minP0kw0 PdP01.990rn09550nm1420/ minT955013.383N M00n01420P01.99n0142011轴（大带轮、高速轴）轴（大带轮、高速轴）T0 95500 9550 13.383 N M2轴（低速轴）P  P231.910.990.97 1.835kw22轴（低速轴）1P  P231.910.990.97 1.835kw21n10P2 P1.910.99 0.97 1.835kw12371n2n710170.02r / min1n2ni14.176710170.02r / minn2i4.176170.02r / minP21.835i4.176T2 9550P2 95501.835103.07 N MT2 9550nP 9550170.021.835103.07N MT2 9550n2 9550 170.02103.07 N Mn2170.0223轴（螺旋输送机轴）3轴（螺旋输送机轴）3轴（螺旋输送机轴）nn3n2170.02r / minn12n 2170.02r / min3n31170.02r / minP3 P12421.8350.990.99 1.798kwP  P21.8350.9942P30.990.991.7981.798kwkwP21.835 0.991.7983 P242T2 9550P 95501.798100.99N MP21.798100.99N M2 9550170.023T  9550nT2 9550 100.99 N M2 9550n3170.023将结果列成表格PP011.990.96 1.91kw1P1轴（大带轮、高速轴）1 P011.990.96 1.91kwn011420P  P1.99 0.96 1.91kwn0101420 710r / minnn1 710r / min1i201n01420i2n101 710r / minP1.91i01P121.91 25.6N MT  9550 95501T1 9550 9550 25.6N M1n7101P1.91n7101T1 95501 9550  25.6N Mn17102轴（低速轴）..轴名功P/KW率转T/N·M13.3825.6矩转速传动比 i效率ηn/(r/min)142071017017024.17610.960.960.980 轴1 轴2 轴3 轴1.991.911.841.80103.59101..四、传动零件的设计计算V V 带传动的设计计算带传动的设计计算1、确定计算功率由教材 P156 表 8-7 取 kA=1.2PcaKAP1.21.992.388 kw2、选择 v 带的带型根据由教材上图 8-11 选用 A 型3、确定带轮的基准直径dd并验算带速 V（1） 初选小带轮基准直径dd1。

由教材上表 8-7 和 8-9，取小带轮基准直径dd190mm（2） 验算带速 V按书上式子 8-13 验算带速v dd1n16010003.14 100 1420 7.4313m / s601000因为 5m/s

2） 参考表 10-6，选 7 级精度（3） 材料选择，由表10-1 和其工作环境为多灰尘环境，选择球墨铸铁,小齿轮 QT500-5，240HBS,大齿轮 QT600-2，200HBS4） 选小齿轮齿数z119,大齿轮齿数z2uz14.176 1979.35,取z280,2、 按齿面接触疲劳强度设计（1） 由式子 10-11 试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1u 1ZHZEZ2()du[H]a)确定公式中的各参数值➢试选KHt1.3➢计算小齿轮传递的转矩T125.6Nm2.56104Nmm➢由表 10-7 选取齿宽系数d1➢由图 10-20 查得区域系数ZH2.51/2➢由表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE173.9 MPa➢由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z..a1 arccos[z1cos/(z12ha)] arccos[19cos20o/(192)]31.767oa2 arccos[z2cos/(z22ha)] arccos[80cos20o/(802)] 23.54o[z1(tana1 tan) z2(tana2 tan)]/ 2[19(tan 31.767o tan 20o)  z2(tan 23.54o tan 20o)]/ 21.685z40.87843计算接触疲劳许用应力[H]由图 10-25a 查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为H lim1 610MPaH lim2550MPa由式 10-15 计算应力循环次数N1 60n1jLh 607101(283008)1.636109N2 N1/u 1.63610 / 4.21 3.8851089由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN10.9,KHN20.95取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-14 得[H]1[H]2KHN1H lim1SKHN 2H lim2S0.9610 549MPa10.95550 522.5MPa1取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H][H]2522.5 MPab)计算小分度圆直径..d1t32KHtT1u 1ZHZEZ2()du[H]421.32.56104.2112.5173.90.878423()14.21522.5 35.3mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备➢圆周速度 Vv d1tn16010003.14 35.3 7101.31m / s60000➢齿宽 bbdd1t135.335.3 mm2)计算实际载荷系数KH➢由表 10-2 查的使用系数KA1➢根据v 1.31m/ s、 七级精度， 由图 10-8 查得动载荷系数Kv1.05➢齿轮的圆周力Ft1 2T1/ d1t 22.56 104/35.3 1.45103NKAFt1/b 11.4510 /35.3  41.07 N / mm 100N / mm3查表 10-3 得齿间载荷分配系数KH1.2➢查表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对轴承对称布置，得齿向载荷分布系数KH1.3078，由此，得到实际载荷系数、KHKAKVKHKH11.051.21.30781.6483)由式 10-12 可得分度圆直径d1 d1t3KH1.648 35.33 38.21mmKHt1.3..由式子 10-13 可按实际载荷系数算得齿轮模数md138.21 2.01z1193、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式子 10-5 计算模数mt32KFtTYYFaYsa1()2dz1[F]a) 确定公式中各参数值➢试选KFt1.3➢由式子 10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y0.25YFaYsa[F]0.750.750.250.695a1.6853➢计算由图 10-17 查得齿形系数YFa12.85, YFa22.225由图 10-18 查得应力修正系数Ysa11.54, Ysa21.775由图 10-24a 查得小齿轮和大齿轮的迟恩弯曲疲劳极限分别为Flim1425,Flim2410由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式子 10-14 得KFN 1F lim10.85  425 258.036 MPaS1.4K0.88 410[F]2FN 2F lim2 277.538 MPaS1.4[F]1YFaYsa2.851.540.017[F]1258.036..YFaYsa2.2251.7750.01423[F]2277.538YFaYsaYFaYsa0.017因为小齿轮的大，取[F][F]1b) 计算模数mt332KFtTYYFaYsa1()dz12[F]421.32.56100.0170.6951.296mm2119（2） 调整齿轮模数➢圆周速度d1mtz11.296 1924.6 mmv d1n160 10003.14  24.6 710 0.915 m / s60000➢齿宽 bbdd1124.624.6 mm➢宽高比 b/hh(2ha*c*)mt(210.25)1.2962.916 mmb/ h 8.442）计算实际载荷系数KF➢根据 v=0.915m/s,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV1.0243➢由Ft12T1/d122.5610 /24.6242.07910 NKAFt112.07910384.43100Nb24.624➢查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF1.2➢由表 10-4 得用插值法查得KH1.3066，KF1.27..则载荷系数为KFKAKVKFKF11.021.21.271.55由式子 10-13 得按实际载荷系数算得齿轮模数m  mt3KF1.551.296 31.376mmKFt1.3m2按就近原则取模数 m=2，则d1 38.21mm, z1d138.2119.105取z120，此时mt1.966 mm满足，z24.1765 2083.53取z283，i 83 4.15，4.1765  4.15 6%204.1765所以改小齿轮齿数为 21，则z2214.176587.7，选大齿轮齿数88.=4.176588/21 3.34%  6%合理4.17654、 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1z1m21242mmd2z2m882176 mm（2） 计算中心距a(d1d2)/m(17642)/2109 mm（3） 计算齿轮宽度b dd1142  42mmb1b(5:10)  (47 : 52)mm取b150mm，b2b42mm5、 圆整中心距后的强度校核a 110齿轮变位后副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度..（1） 计算变位系数和➢计算啮合角、齿数和、 变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数arccos[(acos)/a]arccos[(109 cos20o)/110]21.385oz z1+z22188109x x1 x2(invinv)z/(2tan)(inv21.385oinv20o)109/2tan20o0.5173y  (a a) / m  (110 109) / 2  0.5yxy0.5173 0.50.0173从图 10-21a 可知当前的变位系数，提高了齿轮强度但是重合度有所下降。

➢分配变位系数x1,x2由图 10-21b 可知，坐标点(z/2,x/2)=（54.5,0.2586）位于 L14与 L15 两线之间，按这两条线做射线，再从横坐标的z1,z2处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是x10.336,x20.225（2） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式 10-10 中各参数，KH KAKVKHKH11.051.21.3082 1.648..T1 2.56104N mm,d1,d1 42mm,u  4.1905,ZH 2.5,ZE173.9,Z 0.08784代入式子10-10得H2KHT1u 1ZHZEZ3dd1u21.6482.561045.192.5173.90.87843142 4.1905 453.569 [n] 522.5（3） 齿根弯曲疲劳强度校核KF KAKVKFKF11.061.309 1.27 1.762v d1n16010003.14427101.56m/ s60000Ft12T1/d122.56104/421219.05 NKAFt111219.0529100Nb42查表 10-3/10-4 得KF1.2, KH1.309, KF1.27h  (2ha*c*)m  4.5,b/ h  9.33T1 2.56104N mm查图 10-17 得YFa1 2.825,YFa2 2.225查图 10-18 得YSa11.55,YSa21.785，Y 0.25把z1 21代入式子 10-6 得到0.75 0.695F12KFTY1 Fa1YSa1Ydm3z1221.7622.8251.550.6952.651042182180.56 [F]1..F22KFTY1 Fa2YSa2Ydm3z1221.7622.251.7850.6952.6510418212 73.89 [F]2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力大于大齿轮6、 主要结论齿数z1 21,z2 88，模数 m=2mm,压力角 20o，变位系数x10.336,x20.225中心距 a=110mm，齿宽b1 50mm,b2 42mm。

小齿轮选用球墨铸铁（调质） ，大齿轮选用球墨铸铁（调质） 齿轮按 7级精度设计五、轴的设计计算输入轴的设计计算输入轴的设计计算1 1、、轴结构设计轴结构设计选用 45 调质，硬度217~255HBS图 2.1..根据教材 15-2 式，并查表 15-3，取A0=103～126，取A0115,轴最小直径：d  A03P1.911115315.995n1710考虑有键槽，将直径增大 5%，则：d=15.995×(1+5%)=16.795∴选 d=18mmL1装大带轮处B  (z 1)e 2 f  (21)15 210  35mm取L1=35mmL2处为大带轮的定位轴肩和装入轴承端盖，所以轴肩高度a  (0.07 : 0.1)18 1.26 :1.8mmd2 2ad1 20.52 : 21.6mm取d2 21mmt 1.2d螺栓=1.26=7.2mm所以盖宽取 11mm，端盖外断面与带轮间距取 10mm，所以L2=21mm左侧轴承从左侧装入，考虑轴承拆装方便，装轴承处d3应大于d2，所以d3 d2(1: 3)  22 : 24mm，但为了满足轴承型号要求，取d3 d725mm，选用深沟球轴承6305，（d=25mm.D=62mm,B=17mm）d n  25710 1.77510416104，采用脂润滑，应该在轴承侧加挡油环，选挡油环宽度为 15mm，所以..L3 L71715  32mm考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以d5 42mmL5=50mmL4,L6段都为挡油环定位轴肩d4 d6 (0.07 : 0.1)d7d7 26.75: 27.5mm取d4 d6=27mmL4 L65mm综上轴总长L 180mm。

2 2、、计算轴上载荷计算轴上载荷由上述各段轴长度可得轴承支撑跨距l 107mm小齿轮分度圆直径d1 42mm，转矩T1 2.56104N mm根据教材公式 10-3 计算得2T122.56104圆周力Ft11219Nd142径向力Fr1 Ft1tan1219tan 20o 443.68N根据两轴对称布置可得 AC=CB=53.5mm..图 2.2Fr1 221.84N2FFAz FBzt1 609.5N2MC1 FAyAC 11868.44N mmFAy FByMC2 FAzAC 32608.25N mmMCM2C1MC234700.98N mmT T1 2.56104N mm3 3、、计算轴上载荷计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处的当量弯矩MecMC2(T)237948.5N mmcaMec37948.5 5.122Mpa30.1d30.1423..材料为 45 钢调质，查得[1] 60Mpa，ca[1]故安全因为是齿轮轴，虽然有键槽和轴肩但是最小直径是根据扭转强度较为宽裕的尺寸确定的所以无需进行危险界面的校核。

输出轴的设计计算输出轴的设计计算1. 1.轴结构计算轴结构计算选用 45 调质，硬度217~255HBS图 2.3根据教材公式 15-2，表 15-3 得A0=103～126，取A0115d  A03P21.8341153 25.4mmn2170考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=25.4x(1+5%)=26.67mm选 d=28mm，齿轮在箱体中央，相对于两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面由轴套定位，周向用键过度配合，两轴承分别以挡油环定位，周向用过度配合，轴呈阶梯状，左轴承从左边装入，右轴承..和联轴器从右面装入右数第一段装配联轴器，查手册（ GB/T5843-1986）弹性柱销联轴器， 选HL2中J型， 轴孔直径28mm， 轴孔长度L=44mm， D=120mm综上L1 44mm,d1 28mm联轴器计算转矩Tca KAT2，查表 14-1，考虑转矩变化很小，故取KA1.3，Tca KAT21.3103.589 134.67N mm315Nmm（查表 GB/T5014-1985）选用深沟球轴承 6306， （d=30mm.D=72mm,B=19mm） ，d3 d6 30mm，选用挡油环宽度 13mm，L61913 32mm为满足联轴器定位需求，L2处应起一轴肩，又因为d3 30mmd2 29mm，L219mm第四段安装大齿轮，L4应比轴毂略短些， 选L4 40mm，d4 31mm为与主动轴满足轴承位置相同，且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。

L3 43.5mm，第五段为大齿轮定位轴肩，L58.5mm,d5 34mm2.计算轴上载荷轴承支撑跨距为 105mm，AC=CB=52,.5mm 大齿轮分度圆直径d2176mm，T2103.59 103N mm根据教材公式 10-3 计算得2T22103.59104圆周力Ft21.177103Nd2176..径向力Fr2 Ft2tan1177 tan 20o 428.45N图 2.4Fr2 224.225N2FFAz FBzt2588.5N2MC1 FAyAC 11246.8N mmFAy FByMC2 FAzAC 30896.3N mmMCM2C1MC232879.6N mmT T1103589N mm3. 3.计算轴上载荷计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处..的当量弯矩MecMC2(T)2 70314.4N mmcaMec70314.4 23.6Mpa330.1d30.131材料为 45 钢调质，查得[1] 60Mpa，ca[1]故安全。

4.判断危险截面键槽、 轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但由于最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的， 所以只需校核大齿轮与轴套过盈配合引起应力集中最严重的截面两侧就可以大齿轮与轴套接触截面的轴套侧抗弯截面系数W  0.1d33 2700mm3抗扭截面系数WT 0.2d33 5400mm3轴套侧截面的弯矩M  MC5219 20865.9N mm52截面上的扭矩T2103.59 103N mm截面上的弯曲应力bM 7.73MpaWT219.18MpaWT截面上的扭转切应力T轴为 45 调质，由表 15-1 得B 640Mpa,1 275Mpa,1155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表 3-2 查得，r1D 0.033,1.033，1.8,1.30d30d由附图 3-1 可得轴材料的敏性系数为q 0.73,q 0.8K1q(1)10.73 （1.8-1） =1.584K1q(1)10.8 （1.3-1） =1.24..由附图 3-2 的尺寸系数 0.85由附图 3-3 得 0.9轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数 0.92轴未经表面强化处理，即q1，按式子 3-12,及 3-14b 得综合系数K (K (K11)1)11.584111.950.850.92K1q1q1.24111.460.90.92又由ξ3-1、ξ3-2 得碳钢的特性系数为 0.1: 0.2,取 0.1 0.05: 0.1,取 0.05于是计算安全系数Sca值，按式子 15-6～15-8 计算得1275 22.679Kam1.5847.65501155S12.527Kam1.2419.180.0519.18S22ScaSSS S2222.67912.527(22.679) (12.527)2210.97  S 1.5故安全。

大齿轮与轴套接触截面的齿轮侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 中公式计算抗弯截面系数W  0.1d3 0.1313 2979.1mm3抗扭截面系数WT 0.2d3 5958.2mm3..轴套侧截面的弯矩M  20667.2N mm截面上的扭矩T2103.59 103N mm截面上的弯曲应力bM20667.2 6.937MpaW2979.1T217.386MpaWTK 0.8K截面上的扭转切应力TK过盈配合处K由附表 3-8 用插值法求出，并取K，于是有 2.136,1.71,轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数 0.92轴未经表面强化处理，即q1，按式子 3-12,及 3-14b 得综合系数K (K (K11)1)1 2.1361.7111 2.2220.92K1q1q111.7960.92于是计算安全系数Sca值，按式子 15-6～15-8 计算得127516.18Kam2.2227.65501155S8.754Kam1.79619.180.0519.18S22ScaSSS S2216.188.754(16.18) (8.754)221.6996  S 1.5故安全， 因无瞬时过载和应力循环不对称性， 所以可以省去静强度校核。

...六、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：Lh 283008  38400h1 1、计算输入轴轴承（、计算输入轴轴承（63056305））已知n1 710r / minFa 0,Fa2 Fr2 0  e，FrFt111297.2NFr按表 13-6 查得，fd1.0 : 1.2取fd1.2按表 13-5 查得，X=1，Y=0根据式子 13-8a 计算P  fd(XFrYFa) 1.211297.2 1556.679N根据式子 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷为C  P60n1Lh607103840031556.67918.34kw661010按照手册选取Cr 22.2kw,C0r11.5kw..Cr10610622.21033L () ()  68085h  38400h60710P607101556.679在寿命上满足要求2 2、计算输入轴轴承（、计算输入轴轴承（63066306））已知n2170r / minFa 0,Fa2 Fr2 0  e，FrFt111252.5NFr按表 13-6 查得，fd1.0 : 1.2取fd1.2按表 13-5 查得，X=1，Y=0根据式子 13-8a 计算P  fd(XFrYFa) 1.211252.5 1503N根据式子 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷为C  P60n1Lh60170384003150311kw106106按照手册选取Cr 27.0kw,C0r15.2kwCr106106271033L () ()  568347.8h  38400h60710P601701503在寿命上满足要求。

七、键连接的选择及校核计算1 1、大带轮与的平键连接校核、大带轮与的平键连接校核选用 A 型键6628已知T013.38N m，大带轮处尺寸为DL 1815材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为[R]120Mpa..根据公式 6-1P故安全4000T0400013.38 22.525Mpa [R]hld186(286)2 2、大齿轮的平键连接校核、大齿轮的平键连接校核选用 A 型键8736已知T1 25.6N m，大带轮处尺寸为DL 3142材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为[R]120Mpa根据公式 6-1P故安全2 2、联轴器的平键连接校核、联轴器的平键连接校核选用 B 型键8740已知T1 25.6N m，大带轮处尺寸为DL 3142材料为 45 钢的键连接许用挤压应力为[R]120Mpa根据公式 6-1P故安全4000T04000103.06 65.727Mpa [R]hld728(408)4000T0400025.616.835Mpa [R]hld731(368)..八、减速器的润滑与密封1 1、齿轮的润滑、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油面高度约 0.7 个齿高， 但不小于 10mm， 低速级齿轮浸入油面高度约为 1 个齿高（不小于 10mm） ，1/6 齿轮2 2、滚动轴承的润滑、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V≥1.5～2m/s 所以采用飞溅润滑3 3、密封、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈.九、箱体及附件的结构设计1 1、减速器结构、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图2 2、注意事项、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于 0.211mm，低速级侧隙也不应小于 0.211mm；（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；（4）深沟球轴承 6305、6306 为 0.10～0.15mm；采用脂润滑5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各..密封处不允许漏油；（6）减速器装置装 CKC150 工业用油至规定的油面高度围；（7）减速器外表面蓝色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验..设计小结经过 3 周的课程设计，我终于完成了自己的任务，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。

还将过去所学的一些机械方面的知识系统化， 使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强除了知识外， 更多学会的是耐心 也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题在设计过程中我经常出错，甚至有些东西重新算了两三遍比如齿轮强度校核问题以前虽然做过作业，但是当时偷懒没有好好学习但是经过细细的推敲和更加深入的思考之后，对很多的知识，还是懂了很多刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或..是计算的确需要很大的毅力从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大真心的感老师和同学这段时间对我的帮助.参考文献[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第九版） ． ：高等教育，2006．[2] 王之烁、王大康机械设计课程设计指导书（第二版） ．机械工业，.。