机械课程设计--单级圆柱齿轮减速器设计说明书.docx

目录

一、传动方案拟定…………….……………………………………………………………..…2
二、电动机的选择…………………………………………………………………………..….2
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比………………………….….4
四、传动装置的运动和动力设计…………………………………………..............4
五、V带选择………………………………………………………….……….…….….………5
六、齿轮传动的设计……………………………………………………………..…….…...7
七、传动轴的设计…………………………………………….………………….…….…...11
八、箱体的设计………..……………………………………….………………….…….….16
九、键连接的设计……………………………………………………………………..……19
十、滚动轴承的设计…………………………………………………………………..……19
十一、润滑和密封的设计…………………………………………………………..……20
十二、联轴器的设计………………………………………………………….……….……21
十三、设计小结………………………………………………………….……….…….….…21
十四、参考文献………………………………………………………….……….…….….…22

设计课题：
原始数据：
运输带拉力F

1500 N　　　　　　
运输带速度v

　1.8 m/s
滚筒直径D

300 mm

设计任务要求：
4．设计输出（要求）
1）产品装配图(如减速器装配图)—1张(用A1或A0图纸绘制)；
2）零件工作图2-3张(传动零件、轴等)；
3）设计说明书一份(约6000—8000字)。

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
工作条件：输送机连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，5年大修，使用期限8年，小批量生产，输送带速度容许误差±5%。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。 

方案拟定：
　　　采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机 2.V带 3.圆柱齿轮减速器
4.联轴器 5.滚筒 6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择一般用途Y系列三相异步电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式 Pd＝ＰＷ／ηa　 (kw)
由式 Pw＝ＦV/1000 (KW)
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η23×η3×η4×η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η1=0.97 ,η2＝0.98，η3=0.96，η4=0.99, η5=0.96
则：　η总=0.97×0.983×0.96×0.99×0.96
　　 =0.833
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　= Pw/η =2.70/0.833
=3.24kw
由于需传动平稳，Ped >Pd

3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：

nw＝60×1000·v/（π·D）
=(60×1000×1.8)/(300×3.14)
　　　　　 =114.65 r/min
推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ=3～６。
取Ｖ带传动比Ｉ1=２～４ 。则总传动比理论范围为：Ｉa＝６～２４。
故电动机转速的可暂选为
N’d=nw*i1*i2
　　　　　 =(2×3～4×5)×114.65 =687.9～2293 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min
根据《机械设计课程设计》用书表，通常来说，多选用1000和1500r/min。

根据容量和转速，查出三种适用的电动机型号：（如下表）

电动机型为Y132M1-6
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,轴伸尺寸D*E=38*80，电流9.4A。
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
I总=8.373
i1=3
i2=2.791
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
可得传动装置总传动比为：
I总=nm/nw=960/114.65=8.373
总传动比等于各传动比的乘积,选V带轮传动比i1=3
则一级圆柱齿轮减速器i2= I总/ i1=8.373/3=2.791
四、传动装置的运动和动力设计
运动参数及动力参数的计算
T0=32.23N.m
n0=960r/min

计算各轴的转数：
0轴（电动机轴）：
P0=Pd=3.24 kw n0=nm=960 r/min
T0=(9550* P0)/ n0=32.23 N.m

n1=320r/min
T1=92.81 N.m

Ⅰ轴（高速轴）：
P1=P0*η01=3.24*0.96=3.11kw
n1= n0/ i1=320 r/min
T1=(9550* P1)/ n1=92.81 N.m

n2=114.65 r/min
T2=249.06
N.m
n3=114.65
r/min
T3=236.56
N.m
II轴（低速轴）：
P2=P1*η12=3.11*0.99*0.97=2.99 kw
n2= n1/ i2=114.65 r/min
T2=(9550* P2)/ n2=249.06N.m
III轴（滚筒轴）：
P3=P2*η23=2.99*0.99*0.96=2.84 kw
n3= nw =114.65 r/min
T3=(9550* P3)/ n3=236.56N.m
轴号
功率P/kw
转矩T/N.m
转速r/min
传动比i
0轴（电动机轴）
3.24
32.23
960
3
Ⅰ轴（高速轴）
3.11
92.81
320
II轴（低速轴）
2.99
249.06
114.65
2.791
III轴（卷筒轴）
2.84
236.56
114.65
五、V带选择
1、计算功率
=1.3
=4.21kw

=100mm

由已知条件（工作两班制，载荷较平稳），根据《机械设计》表5-10取=1.3,又电动机所需功率=3.24kw,所以==4.21kw
2、选定V带型号
根据=4.21kw,n=960，由《机械设计》图5-9查出此坐标点位于A型范围,所以选用A型V带,并由图可知=80~100mm。
3、计算大小带轮基准直径、
=167.58
mm
取标准值：=170mm

取=100mm,V带传动的滑差率=0.01~0.02,取=0.02，得=（1－）=mm=294mm由《机械设计》P69表5-4,取标准值=280mm。
实际从动轮转速:
'=/=321×100/280=114.28
转速误差===0.003<0.05允许
4、验证带速v
V=5.02m/s

=405mm
=1236.9mm，取标准值：
=1250mm
a=412mm

V==m/s=5.02m/s
带速在5~25m/s范围内,合适。
5、求v带的基准长度和中心距a
初步选取中心距=1.5（+）=1.5（100+280）=570mm
取=570mm，得带长
=2×570+≈1751.11mm
根据《机械设计基础》表5-2对A型选=1800mm，再由式计算实际中心距a，=mm594mm
6、验算小带轮包角
==≈>
合适
7、求V带根数

由n=960，=100mm，通过查《机械设计基础》表5-5，得=0.95kw,
Z=5

得实际传动比,查表5-7得=0.95 ;由查表5-9得=0.96查表5-2得=1.01,由此得
Z==4.09,取5根
8、求作用在带轮上的压力
查表13-1得q=0.1kg/m，得单根V带的初拉力
=1354.79N

N
=137.05N
作用在轴上的压力=
=1354.79N
六,齿轮传动的设计
1.参数设计
（1）选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级8级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS

u=2.721
Z1=27
Z2=73
ψd=1
ψa=0.537

（2)、初选主要参数
Z1=27 ，u=2.721
Z2=Z1·u=27×2.721=73.46取整为73
取，ψd=1，ψa=（2*ψd）/（2.721+1）=0.537
Фa=(2ψd)/(μ+1) =0.537
（3）计算传动比误差
Δi=（2.703-2.791）/2.791=-3.1% 合格
2、确定载荷系数及小齿轮转矩：
T1=92.81 N.m
因K在1.2——2.4之间，载荷平稳取K=1.5
3、计算许用应力：
(1) 应力循环次数
NH1=60jHn1t=60*1*320*12000=2.304*108
(2)接触疲劳极限
σHlim1=600 Mpa σHlim2=540 Mpa
取安全系数SHlim1= SHlim2=1
ZN1=0.97 ZN2=1.0
(3)许用接触应力
[σH1] =(σHlim1* ZN1)/ SHlim1 =(600*0.97)/1=582 Mpa
[σH2] =(σHlim2* ZN2)/ SHlim1 =(540*1.0)/1 =540 Mpa
[σH1] > [σH2] 取 [σH1] = [σH2] =540 Mpa
（4）许用弯曲应力
[σF1] =（[σFlim1]*YN1*YST）/ SHlim1 =(300*0.86*2)/1 =516Mpa
(5)弹性系数 ZE =189.8Mpa
4、节点区域系数
初设螺旋角β=15o ZH =2.42

5、重合度系数Zε，
由于Zβ=（b/sinβ）/pn
=(Φd*d1*sinβ)/(mn*3.14)
=(Φd*Z1*tanβ)/3.14
=(1*27*tan15o)/3.14
=2.303
6、螺旋角系数Zβ=√cosβ=0.989

7、设计中心距
a >= [(μ+1)*[(500kT1/Фaμ)*((ZEZHZεZβ)/ [σH])2]1/3
带入数据：a>=92.098
a=130
d1=70.199
d2=189.799

b=70mm
b1=75mm
mn>=(2acosβ)/(Z1+Z2)=(2*cos15°)/100 =1.779
取mn=2.5
重求中心距：a = mn(Z1+Z2)/2cosβ =129.409
所以，a取圆整，a=130
需调整β=arccos[mn(Z1+Z2)/2a] =15.942°
8、确定分度圆直径：
d1= (mn*Z1)cosβ=(2.5*27)*cos15.942°=70.199
d2= (mn*Z2)cosβ=(2.5*73)*cos15.942°=189.799
9、确定齿宽：
b=b1=b2=a*Фa=130*0.537=69.81
取b=70mm
b1=b2+5=75mm
10、验算轮齿弯曲强度：
(1) 当量齿数：ZV1=Z1/cos15.942°=32.37
ZV2=Z2/cos15.942°=82.114
(2)齿形系数：YFa和修正系数Ysa
查表：YFa1=2.45 YFa2=2.20
Ysa1=1.65 Ysa2=1.78
（3）重合度系数：
εa=[1.88-3.2(1/ Z1+1/ Z2)]cosβ=1.6516
Yε=0.25+0.75/εa=0.704
（4）螺旋角系数Yβ，由εβ>=1查图得Yβ=0.87
（5）校核弯曲强度 :
σF1=[（2000KT1）*
YFa1Ysa1YFa2Ysa2]/[bd1mn]=[2000*1.5*92.81*2.52*0.704*0.87*1.625]/[70*70.199*2.5]=43.87 <[σF1]
σF1=[（2000KT1）*
YFa1Ysa1YFa2Ysa2]/[bd1mn]=[2000*1.5*92.81*2.22*1.78*0.704*0.87]/[70*70.199*2.5]=43.87
<[σF2]
11、计算大小齿轮的并进行比较

<
取较大值代入公式进行计算 则有

=71.86<［σF］
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
12、验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×70.19×320/（60×1000）
=1.0048 m/s
13、齿轮参考几何尺寸：
模数mn=2.5 齿数Z1=27 Z2=73
齿宽b1=75mm b2=70
分度圆直径 d1=70.19 d2=189.799
中心距：a=130mm
齿轮精度 8级
齿轮材料小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮零件图见A3图纸

七、轴的设计
1、齿轮轴的设计
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒
6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9—带轮 10—键

(1)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=3.11KW
转速为nⅠ=320 r/min
根据课本P264（12-2）式，并查表12-2，取c=115
d≥
(2确定轴各段直径和长度
D1=Φ30mm
L1=60mm

从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度 B=(Z-1）·e+2·f
=（3-1）×18+2×8=52 mm
则第一段长度L1=60mm
D2=Φ38mm
L2=52mm

7208C轴承

D3=Φ40mm
L3=40mm

D4=Φ48mm
L4= 10mm

D5=Φ75mm
L5=73mm

D6=Φ48mm
L6= 10mm

D7=Φ40mm
L7=31mm
右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=52mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则轴承有径向力，选用7208C型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=40mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ75mm，分度圆直径为Φ70mm，齿轮的宽度为75mm，则，此段的直径为D5=Φ75mm，长度为L5=73mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm
长度取L6= 10mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=31mm
(3)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=70mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18×105 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1966.67×tan200=628.20N
（4）轴承支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N
垂直面的支反力：
RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N
（5）弯矩
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=PA×62=60.97 Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm
合成弯矩：

（6）转矩： T= Ft×d1/2=59.0 Nm
（7）当量弯矩
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（8）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由课本表12-2有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。

齿轮轴零件图见A3图纸

2.输出轴的设计计算
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖 7—键 8—轴承端盖
9—轴端挡圈 10—联轴器
（1）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
d≥31.79
圆整取40
轴的输入功率为PⅡ=2.99KW
转速为nⅡ=114.65 r/min
根据课本P205（12-2）式，并查表12-2，取c=115
d≥ 所以圆整取40。
(2)确定轴各段直径和长度
HL2型弹性柱销联轴器
D1=Φ45mm
L1=82mm

从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.5×249.06=373.59Nm，查标准GB/T 5014—2003，选用HL2型弹性柱销联轴器，联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
D2=Φ46mm
L2=53mm

右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ46mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=53mm
7211C型轴承
D3=Φ55mm
L3=55

D4=Φ60mm
L4=68mm

D5=Φ66mm
L5=10mm

D6=Φ60mm
L6=15mm
D7=Φ55mm
L7=21mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用7211C型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=55
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为189.799mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=68mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=10mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6=Φ60mm，长度L6=15mm
右起第七段：D7=Φ55mm长度L7=21mm
（3)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d1=189.8mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =186.79·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×5.08×105/300=3762.96N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N
（4）轴承支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 325185 N.mm
垂直面的支反力：RA’=RB’ =Fr×62/124= 624218 N.mm

（5）弯矩
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=RA×62= 173243N.mm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=64218 N.mm

合成弯矩：

（6）当量弯矩
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（7）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm ,由课本表12-2有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
八、箱体结构设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b 1
12
机座底凸缘厚度
b 2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
8
df，d1, d2至外机壁距离
C1
26, 22, 18
df， d2至凸缘边缘距离
C2
24, 16
轴承旁凸台半径
R1
24, 16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1 ,m2
7， 7
轴承端盖外径
D2
90， 105
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2

九、键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=30mm,L1=60mm
查手册得，选用A平键，得：
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·m h=7mm
根据式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×44.77×1000/（30×7×42）
=20.30Mpa < [σR] (110Mpa)
2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d2=40mm L2=82mm TⅠ=120.33N·m
查手册 选A型平键 GB1096-79
键10×8 GB1096-79
l=L2-b=62-12=50mm h=8mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×120.33×1000/（44×8×50）
= 27.34Mpa < [σp] (110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=60mm L3=68mm TⅡ=518.34Nm
查手册 选用A型平键
键18×11 GB1096-79
l=L3-b=60-18=42mm h=11mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×518.34×1000/（60×11×42）
=74.80Mpa < [σp] (110Mpa)
十、滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh5×365×16=29200小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用， 所以 P=Fr=742.71N

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号：角接触球轴承
查表，选择7208C轴承 Cr=29.5KN，由式：
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用， 所以P=Fr=1369.61N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号角接触球轴承：
查课本表14-5，选择7211C轴承 Cr=43.2KN
由课本式14-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

2．润滑
（1） 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
（2）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二、联轴器的设计
1、类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
2、载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，
其中KA为工况系数，由课本表5-10，得KA=1.3
3、型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、设计小结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
1、 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　　2、 学习机械设计的一般方法，是掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
　　3、 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
十四、参考文献

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