传动装置的运动及动力参数的选择和计算.doc

目　 　 录
一、 设计任务…………………………………………………………０1
二、 电动机得选择计算………………………………………………０1
三、 传动装置得运动及动力参数得选择与计算……………………０2
四、 传动零件得设计计算……………………………………………04
五、 高速级斜齿圆柱齿轮得设计计算………………………………05
六、 低速级斜齿圆柱齿轮得设计计算………………………………10
七、 轴得设计计算……………………………………………………16
八、 滚动轴承得选择与寿命验算……………………………………21　 　 　 　　
九、 键联接得选择与验算……………………………………………2２
十、 联轴器得选择计算………………………………………………２３
十一、减速器得润滑方式及密封方式得选择,润滑油牌号得选择及装油量得计算 ……………………………………………………24
十二、设计体会…………………………………………………………25
十三、参考文献…………………………………………………………26
二、电动机得选择计算
根据工作要求及条件,选择三相异步电动机 ,封闭式结构,电压380Ｖ,Ｙ系列。
1.选择电动机功率
滚筒所需得有效功率:Pw＝F×V=68０0×０.65=４。42KW 　 　 　 　 　 　
传动装置得总效率:
查机械设计指导书表17—9得式中:　　
滚筒效率: 　 = ０。９６
联轴器效率:　 = ０、99
　 传动效率:　 　 　=　0。92
深沟球轴承: =0。99
　　 斜齿轮啮合效率:　=　0、97
传动总效率: 　 　
所需电动机功率 :＝　＝４、42/０。79=５。59KW　　
2、选取电动机得转速
滚筒转速
　 ＝==６１.42r/mｉn
查机械设计指导书表2７-1,可选Ｙ系列三相异步电动机Y1３２Ｍ－4,额定功率=7。5KＷ,　 　 同步转速１5０0 r/ｍin;
或选Y系列三相异步电动机Y16０M-6,额定功率额定功率＝7、５ＫW,
同步转速1000 r/ｍin、均满足 〉 。
　 　　 　 　 　 表2－１ 电动机数据及传动比
方案号
电机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
1
Y160M—6
7。5
1０00
9７0
25
2
Y13２Ｍ—４
7、5
1500
1440
37。7

比较两种方案可见,方案1选用得电动机虽然质量与价格较低,但传动比过低。
为使传动装置紧凑,决定选用方案2。
　 表2-2 　电动机型号为Y１32Ｍ—４。查表得其主要性能如下
电动机额定功率 P0／ KW 　 ７、5
电动机轴伸长度E/mm　 8０
电动机满载转速 n0/(ｒ/min) １44０
电动机中心高H/ｍｍ　 　　1３２
电动机轴伸直径　Ｄ／ｍｍ 　 ３8
堵转转矩／额定转矩T/N。m 　２.2
三、传动装置得运动及动力参数得选择与计算
1、分配传动比
总传动比:
=／ =１4４０/38.8=37。11　　　 　 　 　 　　 　　
　 　传动比为2—４,取 　 　 　 　 　 　 　 　
则减速得传动比:=２3、45/2。５=9.38 　 　 　 　 　 　 　 　
对减速器传动比进行分配时,即要照顾两级传动浸油深度相近,又要注意
大齿轮不能碰着低速轴,试取:
＝=　3、5６ 　 　　 　 　 　 　 　 　 　
低速轴得传动比:== 9、38／3.５6=2.64 　 　　 　　 　 　　 　
２、各轴功率、转速与转矩得计算
０轴:即电机轴
　 P０==5、81KW 　 　　 　 　 　 　 　 　 　　
　　 n0=1440r/min　
　 　T0＝９５50×P0／ｎ０=9550×5、8１/１4４0＝38、5３　 　　　 　 　 　 　 　
Ⅰ轴:即减速器高速轴
　 　P1= 5。8１×0。99=５.75ＫW　 　　 　 　　　 　 　　 　 　
　 n1= ｎ０ ＝1440r/min　 　　 　　　 　 　 　
T1＝９550×P1／n1＝95５0×5、75/1４4０＝38。１５ 　
Ⅱ轴:即减速器中间轴
　 　 P２=　P1·＝5、75×0.9９×0、97＝5、52ｋw　 　 　
　 n2＝n1/= n1/=144０／3、56=40４。49ｒ/ｍiｎ 　 　 　 　 　 　
　　 　 T2=9５50×Ｐ2／n2=9550×5。52/4０４.4=13０。３7 　 　 　
Ⅲ轴:即减速器得低速轴
　　 P3= P2·=５。52×０.97×0、９9＝５.30kw　 　　 　　　
　 　 n３= n2/ｉ２３=404。49／2。64=153。２2r/min 　　 　 　　 　 　　　
　 　 　T３=9550×P３/n3=955０×5。30／153.22=330、34Ｎ·m 　　 　
Ⅳ轴:即传动滚筒轴
　　 Ｐ4= Ｐ３·＝5、30×0。99·0。92＝4、83 ｋw 　
　　　 n4＝　ｎ3　/i =１５3.2２/2.5=61、２88ｒ／min 　 　　 　 　 　　
　 T４＝9550×P4／ｎ４=9550×4、83／６１。288＝７５2。６2 N·m 　
将上述计算结果汇于下页表:
表3—１　　各 轴 运 动 及 动 力 参 数
轴序号
功 率
P/ KW
转 速
n/(ｒ／ｍin)
转　　矩
T／N、m
传动形式
传动比i
效率η
0轴
5.８1
１４40
3８。53
连轴器
1、0
０。9９
Ⅰ轴
5.7５
１440
38。１5
齿轮传动
３.56
0、96
Ⅱ轴
5。５2
4０4。4９
130。37
齿轮传动
2.64
0、96
Ⅲ轴
５、30
153。22
３30、34
　 链传动
２、5
0。91
Ⅳ轴
４、８3
61.288
752.6２
四、传动零件得设计计算
1、链传动得设计计算
　1)确定设计功率P０
分别查机械设计教材表４－14,图4—39,表4-15得
＝1,K=0、8,K=１, 　 　 　
P0== 　　　　　 　 　　 　 　 　 　　
2)选取链得型号
根据Ｐ０与n３查机械设计教材图４-3７,选链号为16A。 所以P＝25。40ｍm 　
3)确定中心距a
初步选定中心距a=30P=762mｍ
链节数L==１0０.976mｍ
4） 中心距a==749、6ｍm
V=
　 F=
Q=KF=
5） 链轮直径
　 　 　 =

五、高速级斜齿圆柱齿轮得设计计算:
原始数据:高速轴得输入功率 :　5、７5kW
小齿轮转速 　: 1４40 r/miｎ
　 　 　 　 传动比　 　 　 　:3。56
　 　 单向传动,工作载荷有轻微冲击,
每天工作8小时,每年工作３00天,预期工作4。5年。
　　1、选择齿轮材料精度等级
齿轮减速器为一般机械,小齿轮材料选用4５钢,调质处理,由表5—１查得
小齿轮45调质,硬度２17～2５5HB,取硬度为235-255HB;
大齿轮材料选用４５钢,正火处理,硬度162～217HB,取19０—2１7HB。 　 　　 　 　 　　 　 　 　 　 　
齿轮精度等级为８级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)

查教材图5－17得=1。0, ＝1、0８
取Ｚw=1.0,=1、0,=1.0,＝１、0
由教材图５-16(b)得:
＝５80Mpa,=545MPa
由教材式(5—2８)计算许用接触应力
=ZN1ＺＸＺＷZLVR==5８0Mpa 　
＝ＺN2ZXZWZLVR==5８８、6Ｍpａ　
　2、　按接触疲劳强度计算中心距
取1。0

由教材表5—5查得:=１8９。8 　 　 　 　　　 　 　
取=0、35 　 T１==３8.1３ｍ 　　 　
初取: , 暂取:
估取:　 　
由教材式5—41　计算

==2.47

=
=103.7mｍ
圆整取: 　　 ａ＝125mm
一般取: mm
取标准模数:　
总齿数:　 　==196。32５
整取 : 　 　　=1９6
小齿轮齿数 :z1=/(u+1)=42、985
整取:　 　 ｚ1 ＝４３
大齿轮齿数: ｚ２= －　z1 =１5３
取: 　 　 z1=４3 　 　 　ｚ２＝153
实际传动比:　
传动比误差: ＜5%
故在范围内、
修正螺旋角 :

与相近,故、可不修正

３。验证圆周速度 　　 　　　　　 　　　 　　　 　 　 　　
故满足要求
4。计算齿轮得几何参数
由5—3 按电动机驱动,轻度冲击

按8级精度查图５—4(b)得:
齿宽:
取整:ｂ2＝45mm ｂ1=50ｍm
按,
考虑到轴得刚度较大与齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a
得:　按8级精度
查机械设计教材表5－4得:

齿顶圆直径:

端面压力角:
齿轮基圆直径:

齿顶圆压力角:

基圆螺旋角:
由教材式５-４１得:ＺH=
由教材式5—42得:
　　由教材式5—4３得:

５、验算齿根弯曲强度
由式5-４４得
= ≤
=/=４3/ 　=43。259 　　 　 　　 　 　
=/=１5３/=1５4、034 　
查图５-14得:=2。43,=2.19
查图5－１5得:＝1.69,=１.８3
由式5－4７计算:
=１—=1—2、２8=0。7８ 　　 　 　 　　　 　
由式5-４８计算:
=0.25＋=0。2５+=０。６61
由式5－３1计算弯曲疲劳许用应力
查图5－１8b得:22０MＰa,21０MPa
查图５-19得:1、0
取: Ｙｘ＝1、0
取:
==３１4。29Mpa 　 　 　 　 　 　　
=＝300Mpa 　 　 　 　 　
＝　
=
＝9４。102MPa＜=３14.29Mpａ 安全 　 　 　　 　 　 　　　 　　 　
=
==91。8３4MＰa〈=300MPa 　 　安全 　 　　　 　 　 　 　
6、齿轮主要几何参数
Ｚ1=４３　Z2=１53 　 β=1１、４7８° 　
mn=1.２5mｍ　 d1=54。84７mm　 d2＝１95.153mm
= ＝54、84７+2×1×1.25=57、347mm 　　　 　 　 　
==1９５、153＋２×1×1。2５=197.653ｍｍ 　　 　　 　 　 　　
=-2、５=５4。847－２.5×1。25=５1。72２mm 　 　 　 　 　
=—2。5＝195、153－2.5×１。25＝1９2。０2８mｍ 　 　 　 　 　　
=１25ｍm b1＝5０mm 　ｂ2=45ｍm
齿轮得结构设计:
①小齿轮:由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5,因此齿轮与轴可制成一体得齿轮轴。
②对于大齿轮,＜5００m 因此,做成腹板结构。
六、低速级斜齿圆柱齿轮得设计计算
由前面计算得知: 二轴传递得功率P2＝5.５２kw,转速ｎ1=４04。４9ｒ/ｍｉn,
转矩T1＝１30。３７N。m,齿数比u=２。64,
单向传动,工作载荷有轻微冲击,
每天工作8小时,每年工作３00天,预期工作4、5年。
１。选择齿轮材料,确定精度及许用应力　　 　　　 　　 　　　 　
小齿轮为45钢,调质处理,硬度为217—２55HB 　 　　 　 　 　 　
大齿轮为45钢,正火处理,硬度为１90—２17HB　 　　 　 　 　
　齿轮精度为8级
计算应力循环次数N 　(由教材式5—33)
=60=６0×4０４、49×1×(8×３０0×4.5)=５、24×108 　 　 　　 　
=/==　　 　 　　 　 　 　 　 　 　 　 　 　
查图５-17得:1、07, １.12
取:=1.0,＝1.０,=１.０,=1。0
查图5—1６得:=580MPa, =５45MPa
由式5—2８
=×１、0×1.０=６2０、６ＭPa 　
=×１。０×１。0＝610。４MPａ 　 　 　
2。按接触疲劳强度确定中心距
≥(u＋1)mｍ
T2＝＝130370Ｎ·mm 　 　 　 　　 　 　 　 　 　　
初选=１、2,暂取,0、3５
由式5—4２　0.99
由表５-5 得=１8９、8
由式5—41 计算
估取　 　 　 　 　 　　　
＝ａrcｔan(tan/ｃosβ)
= arcｔan(ｔaｎ200／cos12０)=20。41030
= arcｔan(tancoｓ)
= arcｔａｎ(taｎ12°×ｃｏs20、41０３０)=１1.2９550 　
则＝
==２。4５
ﻩ≥(u+1)
=
＝132。48mm
圆整取:　 =145mｍ　 　　 　 　 　 　 　 　 　　 　　　 　 　 　　 　
一般取: 　　=(0.0１～0.０2)= (０。01~０.0２)×14０=1.３5～2、7
取标准值: =２mm 　 　 　　　 　 　　　 　 　
两齿轮齿数与 : ＝＝=1４1。83
取:＝142 　 　　 　
＝/(u+1)= =３9.０１
取:=3９
= -z1＝142—39=103 　 　 　 　 　 　　 　 　 　　 　 　　 　
实际传动比: ==２。64１
传动比误差: 〈5%
故在范围内。
修正螺旋角 :
β=aｒccｏｓ= aｒcｃos=１1.６8０ 　
与初选 接近,,可不修正
==＝79、649mm 　 　 　 　　　 　　　　 　　　 　　 　
==210。3５５mm 　 　 　 　
圆周速度:　 V==＝１、６9m／s
取齿轮精度为8级　　 　 　
３.验算齿面接触疲劳强度
＝≤
有表5—３查得:=1。25
/100=1.69×39/１0０=０。659
按8级精度查图5-4得动载系数=1。068
齿宽 ｂ==0、35×145=50。7５mm
取: mm mm 　　 　 　 　 　 　 　
=55/７９.649＝0.69１ 　 　 　　　 　 　　 　　 　 　
查图5－7齿轮相对于轴承非对称布置,两轮均为软齿面,得:=１.04,查表5-4得: =１、2
载荷系数==1.2５×1.068×1.０4×1、2=１。6661　
由５—42　=0.989　　　 　　 　 　
计算重合度,以计算:
=+2m=79。649+２×1、0×2=83、649mm 　 　
=+2ｍ =210、３55+2×1。0×２＝２１4.3５5mm 　 　 　　
　=arctan(tan/cosβ)
=　ａｒｃtａn(ｔａn200／cｏｓ11、68０)=２0.3880　 　 　 　 　 　　　 　
=ｃos=79.６４9×ｃos20。３8８0=7４。6５9mm 　 　 　　
＝cos=210、355×cｏs２０.388０=19７。177mm 　 　 　
＝arccｏs= arccos 　=２６、7５３０ 　 　 　 　 　 　 　 　　 　　 　 　 　
=ａrccoｓ= ａｒccｏs ＝23、0９40 　 　　 　 　 　 　
=[(tan—ｔan)+(tan－taｎ)］
＝［39× ＋10３×]
=1.7１ 　 　　 　 　 　 　 　 　 　 　　 　 　
== =1。61 　 　 　　 　 　 　
由式5—4３计算

＝ arｃtａn(ｔancoｓ)
＝ ａrcｔａｎ(ｔan１1。68°×coｓ２0.3880)＝１0、９６７0 　 　　 　　 　
== =２、45
由式5—38计算齿面接触应力
=
=２。45×1８9。8×０.７6５×0、9８9×
=525MPa<［]=６１０。４Mpa　 　 　　 　 　
4、校核齿根弯曲疲劳强度
由式5—４4得;
=　≤
=/=39/ =41.５267　 　 　 　　 　
=/=１03/=10９。６73
查图５—１4得:=2.44,=2.２3
查图５－１５得:＝1.67,=1。８1
由式５-47计算
=１-=1—１。61=0.84 　 　　　　　
由式５－4８计算
=0.2５+=０、2５+=0.６５
由式5—31计算弯曲疲劳许用应力
查图5—18b得:２20MPa,21０MPa
查图5-１9得: 1.０
取:　 Yx=1、０
取:　
==３１4、29Mpa　 　　　 　 　 　 　 　
＝=30０Ｍpa 　 　 　
=
=
=110、３15MＰa＜=31４.2９Ｍpa　　 　安全　 　 　 　 　 　 　　 　　 　
===1０９、273MPａ〈＝300ＭＰa 安全　　 　 　 　　 　 　 　
5、齿轮主要几何参数
Z１=３９　　Ｚ2=1０３ 　 β=1１、６8° 　
mｎ=２mm d1=7９、64９mｍ　 d2=2１０、355mm　
= ＝79.649+2×1×2=８3.64９mｍ 　　 　 　
==2１0.3５5＋2×１×2＝２１４、３55ｍｍ 　 　　 　 　　 　　 　 　 　
=—２。5=79、64９—2×2、５=７４、6４9mm 　　 　 　
=-2.5=210.355—2×2.５=2０5.355ｍm 　 　 　 　　　　 　 　
=145ｍm 　 　 　　 　取=60mｍ,　=55ｍm
齿轮结构设计计算:
(１)小齿轮,制成实心结构得齿轮。
(２)大齿轮,,做成腹板结构。 　 　 　 　 　 　 　
七、轴得设计计算
1.减速器高速轴得设计计算
(1)选择轴得材料
　 轴得材料为４5号钢,调质处理
(２)按扭矩初步估算轴端直径
初步确定高速轴外伸段直径,高速轴外伸段上安装联轴器,联轴器另一端联 电动机轴,由表2２-２查得 。
其轴径可按下式求得:

查表(8—2)得:＝110—16０,取:＝12０
考虑轴端有一个键槽,在计算时应该增加3％~5％
×(１＋3%)=2０、07mm
故取:=３２mm　　 　 　 　　　　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　
(3)初选滚动轴承
因该轴上装有斜齿轮,需要调整轴向位置,考虑装拆调整方便起见,
选用深沟球轴承。根据轴端尺寸,联轴器得定位方式与轴承得大概
安装位置,初选单列深沟球轴承6208
(4)设计轴得结构
a、用得轴肩定位
轴承按标准取620８内径为
　该轴为齿轮轴,轴承得周向用过盈得配合,
联轴器得周向用键定位。
b。布置轴上零件,设计轴得结构
　根据安装与定位得需要,初定各轴段直径与长度,各跨度尺寸,
　作轴得简图如图:
力学模型

　 　 　 　 　　 　 　　 图7-１
5)对轴进行分析,作当量弯矩图、
　 　计算齿轮所受得各个分力,绘制空间受力简图
圆周力: =／＝2×381５0/54、84７=139１、1４3Ｎ
轴向力:
径向力:
齿轮得分度圆直径: =５4。847mm
　 齿轮得齿根圆直径: =51、７２２mm
将空间力系分解为Ｈ与V平面力系,分别求支反力并画弯矩图
,
即:=0

即:　　 　　

求轴得弯矩Ｍ,画弯矩图 　 　 　 　 　 　　 　 　

画轴得扭矩图 T=38１50
求计算弯矩,画计算弯矩图
根据:
,

　 绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图:

　 　　 　 　　　 图7—2

　 　 　 　 　 　　　 　 图7－3

　 　 　　 　 　　 　 图７-4
6)校核轴得静强度
根据图中轴得结构尺寸,选择弯矩较大得Ⅰ剖面与弯矩较大,轴径较细得Ⅱ剖面进行验算、
根据主教材查得=59　ＭＰa
Ⅰ剖面得计算应力:　 安全 　 　
Ⅱ剖面得计算应力:　 安全 　　 　 　 　 　 　 　　 　　 　 　 　
7)校核轴得疲劳强度
a。判断危险剖面
　 　分别选择Ⅱ,Ⅲ剖面进行验算:Ⅲ剖面所受扭矩大,轴肩圆角处有
应力集中、Ⅱ剖面除受弯矩与扭矩外,附近还有过盈配合,键槽与轴肩圆角
三个应力集中源。
45钢调质得机械性能参数:,,。
ｂ。Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核
　 因轴单向转动,扭剪应力按脉动循环处理、

根据教材附表查取应力集中系数,绝对尺寸影响系数与表面质量系数。
根据:

查得:,,,,,并取
== 　 　 　　 　
取[S]=1、4～１。8 Ｓ〉[S], 满足要求
八、滚动轴承得选择与寿命验算
由于转速高、有较小轴向力,故选用深沟球轴承
由《机械设计课程设计》查得620８轴承:
=22.8KＮ ＝15。８ＫN
由前面计算得知: 　 　 　　　 　 　　 　 　 　 　 　

合成支反力:
=＝ 　 　 　 　　
=＝ 　 　　　 　 　　 　 　 　 　 　
=　Fａ＝228、４７５N, =0 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　　
/＝２28.475/15。８=0、015
查表得ｅ=0.21
/=228.475/461=０、496>ｅ
=0。56,=２、10 　 　 　　 　
=０ /=0〈e　 　=1,=0
轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2
＝× (＋)
=1、2×(0、56×４６1+2。1×2２８。475)=885.５49N 　　 　 　 　 　
　 　 =×　(+)
=1.2×１024=１228、8Ｎ　　　 　 　 　 　 　
∵〈
∴按计算轴承得寿命
＝年 　 　　 　
预期寿命: 1０、２7年〉4。5年 ,寿命足够
在预期范围内,不用更换轴承即可达到要求、
九、键联接得选择与验算
联轴器装在高速轴轴端,需用键进行周向定位与传递转矩、联轴器与轴得配合直径为32mm,轴孔长为82mm,传递转矩T=381５0　。
1. 选择键联接得类型与尺寸、
由于精度为8级,故选择最常用得圆头(Ａ型)平键,因为它具有结构简单,对中性好,装拆方便等优点。
键得材料:４5钢。
键得截面尺寸由键所在轴段得直径　d由标准中选定,键得长度由轴孔长度确定,查表得:　
高速轴与联轴器连接得键:
轴径=３2ｍm,由表24－30查得键剖面宽ｂ=10mｍ高 ｈ=8mm。
选键长Ｌ=70mｍ　
中间轴上大齿轮联接得键:
轴径为4２mm,键 １４×36
中间轴上与小齿轮联接得键
轴径为４2mm,键14４５
低速轴上与大齿轮联接得键:
轴径为52ｍm,选键16×4５
低速轴上与链轮联接得键
轴径为40mm,选键125６ 　 　 　 　 　 　
２.键联接得强度计算
普通平键得主要失效形式就是键,轴与轮毂三个零件中较弱零件得压溃、由于
联轴器材料就是钢,许用挤压应力由表2-１0查得:
　　 　 　 　 　＝1０0MＰa。
键得工作长度:
＝—＝7０—1０=60mm、
由式2-35得:
==　安全。 　 　 　 　　 　
十、联轴器得选择计算
在减速器高速轴与电动机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大,且有轻微冲击,因此联轴器应具有缓冲减振能力,故选用弹性套柱销联轴器。
减速器中高速轴转距:３8、１５Nｍ,
根据:电动机轴直径d=38mm,选择联轴器:TL6型号 GB4３２3—２002
由指导书表4.7-1:［T］＝ 250Nm,［n]=3300 r/mｉｎ
由表查得:KA= 1.5
Ｔcａ=KA　Ｔ= 1、4×38。１5=５3、41Nm <［T]=25０ Nm
n =　1４40r/ｍin <[n］
十一、减速器得润滑方式及密封方式得选择,润滑油牌号得选择及装油量得 　 　 计算
1)齿轮润滑油得选择
　润滑油牌号
齿轮得接触应力为,故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。
润滑油得牌号按齿轮得圆周速度选择
　 参照５－12选择: 　
　　选用３2０ 根据4、8－１:代号3２0
２)齿轮箱得油量计算
油面由箱座高度Ｈ确定斜齿轮应浸入油中一个齿高,但不应小于１0ｍm。这样确定出得油面为最低油面、考虑使用中油不断蒸发耗失,还应给出一个允许得最高油面,中小型减速器得最高油面比最低油面高出即可。因此,确定箱座高度H得原则为,既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面得距离不小于,以避免齿轮回转时将池底部得沉积物搅起,又要保证箱座底部有足够得容积存放传动所需得润滑油。通常单级减速器每传递得功率,需油量:

　 箱座高度Ｈ≥+(30~5０)++(３~5)㎜＝１9７。6５3/2＋30+1０＋5=14３.８mm
圆整H=１4５mm
高速轴轴心距下箱内壁:170-10＝１35mm
油深:h=4６ｍm
减速器装油量
低速轴大齿轮浸油深度:１８.4mｍ
没超过大齿轮顶圆得1/3故油深合理
油量 ＝(0。35～0、7)×２×＝３
v=３.2 dm3 　 v0=3 ｄｍ３
　　v>v0　 油量合理
　3)滚动轴承得润滑
确定轴承得润滑方式与密封方式
减速器中高速级齿轮圆周速度:

由于所以深沟球轴承采用滑
　4)滚动轴承得密封
高速轴密封处得圆周速度

所以采用毡圈密封。
5)验算齿轮就是否与轴发生干涉现象:
１、2轴之间距离:125ｍm,
2轴上小齿轮齿顶圆半径41、824５ｍm。碰不到１轴、 　
2、3轴间距离:14５mm,
2轴上大齿轮得齿顶圆半径:107、16７５mｍ。
２轴大齿轮与3轴之间得距离:46mm、
即使３轴直径为70mm,也碰不到３轴。
因此,齿轮传动设计合理。
十二、设计体会:
　 　时间过得真快,转眼间,课程设计已经结束了,在过去得这段时间里,真得感觉经历了很多,领悟了很多,也学到了很多,课设就是辛苦得,但却又就是愉快而有意义得。
在这段时间得课程设计过程中,我学到了很多东西,还明白了很多道理,　 　　 　 在此期间,我对CAXA电子图板得应用,及绘图技巧有了更深入得认识与很大得提高,为以后得学习,乃至以后工作奠定了很好得基础、与此同时,我对绘图过程中应注意得问题也有了跟多得了解,对一些国家标准也更明确了。更重要得就是,这次课设让我明白了很多道理,让我明白了,做任何事都要认真,要持之以恒,要有责任心,要左眼,靠自己,更要虚心得向她人请教。
当然在课设得过程中我也遇到过一些问题,例如画图过程中得一些细节问题,线条得选择,剪切,标注等。不过经过老师得知道同学得帮助,这也问题都迎刃而解了！
课程设计真得让我学到了很多,真得非常有意义,今后,我一定把在课设过程中学到得,领悟到得,应用到学习上,生活中,勤思好闻,认真细致得完成任务！做一个学习刻苦吗,工作认真,文明礼貌得大学生!
十三、参考文献:
1、《机械设计》:主编 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉;
2、《机械设计课程设计》:主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波;
3、《机械设计习题解题分析》:主编　喻子建 张磊 邵伟平。