单级减速器优秀课程设计完美.doc

长安大学

课程设计说明书

课程名称： 机械设计/原理
题目名称： 单级圆柱齿轮减速器
学 院： 工程机械学院
姓 名：
学 号：
班 级： 01机制（1）班
指导老师：

12月22日

目录
1 设计任务书---------------------------------------------------4
2 传动装置总体设计方案
2.1 确定传动方案---------------------4
3 电动机选择计算
3.1 所需电动机输出功率---------------------------------------5
3.1.1 工作机功率---------------------------------------------5
3.1.2 传动装置总效率-----------------------------------------5
3.1.3 所需电动机输出功率-------------------------------------5
3.2 选择电动机转速----------------------5
3.2.1 计算传动滚筒转速---------------------------------------5
3.2.2 选择电动机转速-----------------------------------------6
3.3 选择电动机型号-------------------------------------------6
4 传动装置运动和动力参数计算
4.1 分配传动比-------------------------------------------------6
4.1.1 总传动比------------------6
4.1.2 各级传动比分配-----------------------------------------6
4.2 各轴功率、转速和转矩计算---------------------------------7
5 传动零件设计计算
5.1 V带传动设计----------------------------------------------8
5.2 圆柱齿轮传动设计计算------------------------------------12
6 轴设计计算
6.1 高速轴传动轴设计-----------17
6.2 低速轴传动轴设计----------------------------------------21
7 滚动轴承选择及其寿命计算
7.1 高速轴轴承计算------------------------------------------25
7.2 低速轴轴承计算------------------------------------------26
8 键联接选择和验算
8.1 电动机和小带轮键联接------------------------------------28
8.2 大带轮和高速轴轴伸键联接--------------------------------28
8.3 低速轴轴伸和联轴器键联接--------------------------------29
8.4 大齿轮和低速轴键联接------------------------------------29
8.5 小齿轮和低速轴键联接------------------------------------30
9 联轴器选择------------------------------------------------30
10 其它零部件设计计算
10.1 箱体-----------------------31
10.2 检验孔及其盖板-------------------------------------------33
10.3 通气器---------------------------------------------------33
10.4 轴承盖和密封装置-----------------------------------------33
10.5 轴承挡油盘-----------------------------------------------34
10.6 定位销-----------------34
10.7 起箱螺钉-------------------------------------------------34
10.8 油面指示器-----------------------------------------------34
10.9 放油螺钉-------------------------------------------------34
10.10 油杯----------------------------------------------------35
10.11 起吊装置---35
11 润滑和密封
11.1 减速器齿轮传动润滑油选择-------------------------------35
11.2 减速器轴承润滑方法和润滑剂选择-------------------------35
11.3 轴承密封装置选择---------------------------------------35
12 维护和注意事项---------------------------------------------36
13 设计小结------------------36
14 参考资料---------------------------------------------------37

1、 设计任务书
题目A：设计用于带式运输机传动装置。
数据：运输带工作压力F=1500N，运输带工作速度V=1.7m/s，卷筒直径D=280mm。
工作条件：二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带和卷筒及支承间，包含卷筒轴承摩擦阻力影响已在F中考虑）。
使用期限：十年。大修期三年。
生产批量：10台。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7——8级精度齿轮。
动力起源：电力，三相交流（220/380V）。
运输带速度许可误差：±5%。
设计工作量：1.减速器装配图1张。
2.零件图1张——3张。
3.设计说明书1份。

2、传动装置总体设计方案

采取单级圆柱齿轮减速器
计算及说明
结果
3电动机选择
3.1 所需电动机输出功率
3.1.1 工作机功率
传动滚筒所需有效功率

3.1.2 传动装置总效率
传动装置总效率
确定各部分效率以下：（1）联轴器效率：=0.99
（2）一堆滚动滚子轴承效率：=0.98
（3）闭式齿轮传动效率：=0.98
（暂定齿轮精度为7级，稀油润滑）
（4）V带传动效率：=0.95
（5）传动滚筒效率：=0.96
传动总效率：

3.1.3 所需电动机输出功率
所需电动机功率
按工作要求及工作条件选择三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。依据Y电动机功率，可选Y100L2-4型，或Y132M-8额定功率均为3KW，均满足要求

3.2 选择电动机转速
3.2.1 计算传动滚筒转速
传动滚筒工作转速
3.2.2 选择电动机转速
现以同时转速为750r/min和1500r/min两种方案进行比较

方案号
电动机号
额定功率/KW
同时转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
电动机质量/kg
总传动比
1
Y132M-8
3
750
710
80
12.57
2
Y100L2-4
3
1500
1430
34
12.57
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y100L2-4。
3.3 选择电动机型号
选择Y100L2-4型三相异步电动机数据和安装尺寸
额定功率/KW
3
外伸轴直径D/mm
28j6
满载转速/(r/min)
1430
外伸轴长度E/mm
60
额定扭矩N/m
2.2
外伸轴键槽宽度F/mm
8
电动机中心距H/mm

外伸轴键槽深度G-D/mm
7

4 传动装置运动和动力参数计算
4.1.1 总传动比
选定电动机满载转速，
总传动比
4.1.2 各级传动比分配
选定V带传动比，则减速器传动比

KW

0.8672

2.94
KW

=76.42
(r/min)

Y112M-6型电动机

Y100L2-4型电动机

计算及说明
结果
4.2 各轴功率、转速和转矩计算
（1）0轴：电动机轴

（2）1轴：减速器高速轴
动力从0轴到1轴经历了V带传动和一对滚动轴承，估发生两次损耗

（3）2轴：减速器低速轴
动力从1轴到2轴经历了1轴上一对滚动轴承和一对齿轮传动
（4）3轴传动滚筒轴
动力从2轴到3轴经历了2轴上一对滚动轴承和联轴器

计算及说明
结果
运动和动力参数计算结果整理于表：
轴序号
功率P/KW
转速n/(r/min)
转矩T/(N.m)
0
2.94
1430
19.63
1
2.73
476.66
54.91
2
2.63
115.81
221.16
3
2.55
115.81
211.29
传动形式和传动比汇总
传动形式
传动比
效率
联轴器
1
0.97
齿轮传动
4.11
0.96
V带传动
3
0.95

5 传动零件设计计算
5.1 V带传动设计
已知：电动机功率P3KW，转速，减速器输入轴转速，许可误差±5%，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，一班制。
1、确定计算功率。
由表5-4查得工作情况系数=1.1，故
=P=1.1×3kW=3.3kW
2、选择V带带型。
依据、由图5-9选择A型
3、确定带轮基准直径，并验算带速v。
1）初选小带轮基准直径。由表5-3和表5-5，取小带轮基准直径=95mm>dmin=75。

=3.3kW

=95
计算及说明
结果
2）验算带速v。按式（5-17）验算带速度
==7.11m/s
因为5m/s为

388mm 应使带实际初拉力
8、计算压轴力
依据式（5-26）压轴力最少值为

=154

z=3

=135.65N

=791.4
计算及说明
结果

5.2 圆柱齿轮传动设计计算
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方法、精度等级。所设计齿轮传动属于闭式传动。
通常小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，选择价格廉价便于制造材料，小齿轮材料为45号钢调质，齿面硬度为210HBS，大齿轮选择45号钢正火，齿面硬度为180HBS。齿轮精度初选8级
由 sH=1.1得
[σH1]=σHlim1/ sH =560/1.1Mpa=509.1Mpa
[σH2]= σHlim2/ sH =540/1.1Mpa=490.9Mpa
由 SF=1.3
[σF1]=σFlim1/ SF =180/1.3Mpa=138Mpa
[σF2]=σFlim2/ SF =170/1.3Mpa=131Mpa
(2)按齿面接触强度进行设计
设齿轮按8级精度制作，去载荷系数K=1.2,齿宽系数ψa=0.4
T1=9.55×106×PⅠ/n1=9.55×106×2.73/476.66
=5.46×104 N·mm

T1=9.55×106×P2/n2=2.16×104 N·mm

（3）按齿面接触疲惫强度设计准则
=
=136.62mm
取Z1=21，则Z2=u z1=4.18×21=87.78,取Z2=88。
故实际传动比 i= Z2/ Z1=88／21=4.19
模数 mm
查表5-1取m=3 mm
确定中心距 a===163.5 mm
齿宽 b=ψa×a=0.4×163.5=65.4
取b2=66 mm ，b1=70 mm
弯曲疲惫强度计算：查图5-26得

YF1=2.87,YF2=2.27,=1.2
=2T1YF1/(b*m2*Z1)

=31.26 Mpa<[]
=YF2/ YF124.72 Mpa<[]，
故符合强度要求。
齿轮圆周速度
V=πd1n1/(60 ×1000)
=3.14×3×21×484.75/60000
=1.60 m/s
故选择8精度是适宜
（５） 几何尺寸计算
中心距: a=163.5mm
模数: m=3mm
齿数： Z1=21 Z2=88
分度圆直径：d1=63mm d2=264mm
齿顶圆直径：da1=3×(21+2)=69mm
da2=3×(88+2)=270mm
齿根圆直径：df1=3×(21－2.5)=55.5mm
df1=3×(88－2.5)=256.5mm
齿宽：b1=70mm b2=66mm

=21
=88

ψa=0.4

=1.2

计算及说明
结果
6 轴设计计算
6.1 高速轴传动轴设计
1.输出轴上功率，转速和转矩
2.求作用在齿轮上力
因为已知小齿轮分度圆直径

3.初步确定轴最少直径，选择轴材料为45钢，调质处理，取。
，圆整为22mm
输出轴最小直径显然是安装大带轮处
4.轴结构设计
1）确定轴上零件装配方案

②

⑦
⑤
④
③

⑥
图1

计算及说明
结果
1).为了满足大带轮轴向定位要求，1段左端需制出一轴肩，轴肩高度，故取故取2段直径；右端用轴端挡圈定位，且大带轮和轴配合，所以1段得长度
2).第3段直径，初步选择滚动轴承.根据工作要求并依据，查手册选择深沟球轴承6006，其尺寸为，故第三段直径改为d3=30mm,d7=30mm，L7=13mm。而为轴向定位左边轴承，取d6=34mm, L6=5mm 。
3).取安装齿轮处轴直径；齿轮右端和右轴承之间采取套筒定位。已知齿轮轮毂跨度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=68。齿轮左端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径。轴环宽度，取L5=5mm。
4).轴承端盖总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖结构设计而定)。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离，故L2=53。
5).取齿轮距箱体内壁距离，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度，则

至此，已初步确定了轴各段和长度。

22mm

80mm

25mm

53mm

30mm

35mm

35mm

68mm

40mm

5mm

34mm

5mm

30mm

13mm
由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=113mm

计算及说明
结果
按弯矩复合强度计算
①求齿轮分度圆直径：已知d1=63mm
②求转矩：
③求圆周力：
Ft=2T1/d1= 108200/63=1717.46N
④求径向力Fr
Fr=Fttanα=1717.46×tan200=625.11N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=50.5mm
LB=62.5mm

(1)绘制轴受力简图（图a）

(2）绘制垂直面弯矩图（图b）

轴承支反力：
FAY=FBY=625.11/2=312.55N
FAZ=FBZ=Ft/2=858.73N
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAy LA =312.55×50.5=15783.76N·mm
MC2=FBy LB =312.55×62.5=19534.38N·mm
取最大值MC2= 19534.38N·mm

(3)绘制水平面弯矩图（图c）

截面C在水平面上弯矩为：
M′C1=FAZ LA =858.73×50.5=43365.87N·mm
M′C2=FBZ LB =858.73×62.5=53670.63N·mm
取最大值M′C2= 53670.63N·mm

(4)绘制合弯矩图（图d）

MC==(19534.382+53670.632)0.5=53570.63N.mm

(5)绘制扭矩图（图e）

转矩：T1=9.55×106×PⅠ/n1=9.55×106×2.73/476.66
=5.46×104 N·mm

(6)绘制当量弯矩图（图f

转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环改变，取
α=0.6，截面C处当量弯矩：

(7)校核危险截面C强度
由式

∴该轴强度足够。

计算及说明
结果
载荷
水平面H
垂直面V

支反力F

FAY=FBY=Fr/2=312.55N

FAZ=FBZ=Ft/2=858.73N

弯矩M

M′C2= 53670.63N·mm

MC2= 19534.38N·mm
总弯矩

扭矩T

6.按弯扭合成应力校核轴强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度。依据式（15-5）及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

之前已经选定轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。所以，故安全。

计算及说明
结果
6.2低速轴计算
1.输出轴上功率，转速和转矩
2.求作用在齿轮上力
因为已知小齿轮分度圆直径

3.初步确定轴最少直径，选择45#调质，硬度217~255HBS
，取。
，圆整为33mm

4.轴结构设计

（1）确定轴上零件装配方案

⑦
⑤
④
③
②
①

⑥

图3

计算及说明
结果
1).输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d1。为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。查手册，选择GYH5Y型凸缘联轴器。所以d1=35mm ，L1=82mm。1段左端需制出一轴肩，轴肩高度，故取故取2段直径；
2).第3段直径，初步选择滚动轴承.根据工作要求并依据，查手册选择深沟球轴承6009，其尺寸为，故第三段直径改为d3=45mm,d7=45mm，L7=16mm。而为轴向定位左边轴承，取d6=50mm, L6=5mm 。
3).取安装齿轮处轴直径；齿轮右端和右轴承之间采取套筒定位。已知齿轮轮毂跨度为66mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=65mm。齿轮左端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径。轴环宽度，取L5=5mm。
4).轴承端盖总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖结构设计而定)。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离，故L2=53。
5).取齿轮距箱体内壁距离，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度，则

至此，已初步确定了轴各段和长度。

35mm

82mm

40mm

53mm

45mm

38mm

50mm

65mm

57mm

8mm

50mm

5mm

45mm

16mm
由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=116m

计算及说明
结果
按弯矩复合强度计算
①求齿轮分度圆直径：已知d2=264mm
②求转矩：

③求圆周力：
Ft=2T2/d2= 43200/264=163N
④求径向力Fr
Fr=Fttanα=163×tan200=59N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=54mm
LB=62mm

(1)轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=29.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=81.5N
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAy LA =29.5×54=1593N·mm
MC2=FBy LB =29.5×62=1829N·mm
取最大值MC2= 1829N·mm
(2) 截面C在水平面上弯矩为：
M′C1=FAZ LA =81.5×54=4401N·mm
M′C2=FBZ LB =81.5×62=5053N·mm
取最大值M′C2= 5053N·mm
(3) MC==(18292+50532)0.5=5053N.mm

(4) 转矩：T2=9.55×106×PⅡ/nⅡ=9.55×106×2.63/115.81
=2.16×105 N·mm
(5)转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环改变，取
α=0.6，截面C处当量弯矩：

(7)校核危险截面C强度
由式

∴该轴强度足够

计算及说明
结果
从轴结构图和弯矩图和扭转图中能够看出截面C是轴危险截面。现将计算出截面C出、及值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FAY=FBY=29.5N
FAZ=FBZ=81.5N
弯矩M
M′C2= 5053N·mm
MC2=1829N·mm

总弯矩
MC==5053N.mm
扭矩T
T2=2.16×105 N·mm
6.按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度。依据式（15-5）及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

之前已经选定轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。所以，故安全。

计算及说明
结果
7 滚动轴承选择及其寿命计算
依据条件，轴承估计寿命
Lh=8×365×16=46720小时
1.输入轴轴承设计计算
（1）
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=947.63N
（2）
查书本表P112，选择6006轴承 ，基础额定载荷Cr=12.3 KN
由书本式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴轴承设计计算
（1）因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=917.86N
（2） 查书本表P112，选择6009轴承，基础额定载荷Cr=21KN
由书本式11-3有

∴预期寿命足够

∴此轴承合格

计算及说明
结果
8 键联接选择和验算

输入轴和大带轮联接采取平键联接
此段轴径d1=22mm,L1=80mm
查书P204得，选择A型平键，得：
键 6×50 GB1096-
T=5.61×104 N·mm h=6mm
依据书本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/d·h·L)
=4×5.61×104 /（22×6×（50－6））
=38.64Mpa < [σR] (100Mpa)
所以符合要求。

2、输入轴和齿轮1联接用平键联接
轴径d3=35mm L3=68mm TⅠ=5.61×104 N·mm
查书P204 选择A型平键
键10×50 GB1096-
L=50mm h=8mm
σp=4·TⅠ/（d·h·l）
=4×5.61×104 /（35×8×（50－10）
=20.54Mpa < [σp] (100Mpa)
所以符合要求。

3、输出轴和齿轮2联接用平键联接
轴径d4=50mm L4=65mm TⅡ=2.23×105 N.mm
查书P204 选择A型平键
键14×50 GB1096-
L=50mm h=9mm
σp=4·TⅠ/（d·h·l）
=4×2.23×105/（50×9×（50－14））
=55.06Mpa < [σp] (100Mpa)
所以符合要求。

4、输出轴和联轴器联接采取平键联接
轴径d1=35mm L1=82mm TⅡ=2.23×105 N.mm
查书P204选A型平键 GB1096-
键10×50 GB1096-
L=50mm h=8mm
σp=4 ·TⅡ/（d·h·l）
=4×2.23×105 /（35×8×（50－10））
=79.64Mpa < [σp] (100Mpa)
所以符合要求。
所以所选键符合强度要求
键标识为：键 GB/T 1096-

计算及说明
结果
10 其它零部件设计计算
10.1 箱体
箱体由灰铸铁铸造而成，其结构设计以下表所表示：
名称
符号
数值
下箱体壁厚

8
上箱体壁厚

8
下箱座剖面处凸缘厚度

12
上箱座剖面处凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

20
地脚螺钉数目

4
轴承旁联结螺栓直径

16
机盖和机座联接螺栓直径

12
联轴器螺栓d2间距
L
160
地脚螺栓数目

4
轴承端盖螺钉直径

10
窥视孔盖螺钉直径

8
定位销直径

8
，, 至外机壁距离

26, 22, 18
， 至凸缘边缘距离

24, 16
承旁凸台半径

24, 16

凸台高度

h
依据低速级轴承座外径确定，方便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离

60，44
大齿轮顶圆和内机壁距离
△1
18
齿轮端面和内机壁距离
△2
15
机盖、机座肋厚
，
8， 8
轴承端盖外径

90,98

轴承旁联接螺栓距离

尽可能靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，通常=

计算及说明
结果

10.2 检验孔及其盖板
为了检验传动零件啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部分位置设置检验孔。平时，检验孔盖板用螺钉固定在箱盖上。检验孔大小应许可将手伸入箱内，方便检验齿轮啮合情况。

10.3 通气器
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀空气能自由地排出，以确保箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其它缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。通气器是含有垂直相通气孔通气螺塞。通气螺塞旋紧在检验孔盖板螺孔中。这种通气器结构有滤网，用于工作环境多尘场所，防尘效果很好。选M12*1.25

10.4 轴承盖和密封装置
为了固定轴系部件轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采取凸缘式轴承盖，利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。凸缘式轴承盖优点是拆装、调整轴承比较方便。

计算及说明
结果
10.5 轴承挡油盘
为了预防箱内润滑油溅入轴承室润滑脂稀释，在轴承面向箱内一侧安装挡油盘。

10.6 定位销
为了正确地加工轴承座孔，并确保每次拆装后轴承座上下半孔一直保持加工时位置精度，应在精加工轴承座前，在上箱盖和下箱座联接凸缘上装配定位销。两个定位圆锥销安置在箱体纵向两侧联结凸缘上，并呈非对称部署以加强定位效果。
销 GB/T117- A10*60

10.7 起箱螺钉
为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖面上涂以水玻璃或密封胶，所以在拆卸时往往因胶结紧密使分开困难。为此在箱盖联结凸缘合适位置，加工出1~2个螺孔，旋入启箱用圆柱端或平端启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。
螺钉 GB/T86-1988 M10*30

10.8 油面指示器
为了检验减速器内油池油面高度，方便常常确保油池内有合适油量，通常在箱体便于观察、油面较稳定部位，装设油面指示器——油标尺。油标 A80 JB/T7941.3-1995

10.9 放油螺钉
换油时，为了排出污油和清洗剂，应在箱体底部、油池最低位置处开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹螺塞堵住。放油螺塞和箱体结合面间应加防漏用垫圈。
六角螺塞 M20（JB/ZQ4450-1986）

计算及说明
结果
10.10 油杯
滚动轴承采取润滑脂润滑时，应常常补充润滑脂。所以箱盖轴承座上应加上油杯，供润滑脂用。油杯 M10*1 JB/T7490.1-1995

10.11 起吊装置
当减速器质量超出25kg时，为了便于搬运，常需在箱体上设置起吊装置。在上箱盖设有两个吊耳，下箱座铸出四个吊钩。

11 润滑和密封
11.1 减速器齿轮传动润滑油选择
因为高速轴浸于油中齿轮圆周速度，轴承采取脂润滑。润滑脂填充量为轴承空间1/2~1/3，每隔六个月左右补充更换一次。为了预防箱内润滑油溅入轴承室润滑脂稀释，在轴承面向箱内一侧安装挡油盘。

11.2 减速器轴承润滑方法和润滑剂选择
箱体内齿轮采取浸油润滑。齿轮滑动速度 1＜V＜12m/s,选则100号机械油（GB 5903-1995），装至要求高度.使中间级大齿轮浸油深度大于10mm，低速级大齿轮浸油深度小于其半径1/5=29.5mm
油深度为

11.3 轴承密封装置选择
为了预防外界灰尘、水汽、杂质进入轴承并预防轴承内润滑油外泄，应在外伸轴轴端轴承盖孔内设置毡圈油封。
毡圈 40 FZ/T9-1991 毡圈 60 FZ/T9-1991

计算及说明
结果
12 维护和注意事项
该减速器适合室内使用，不宜露天使用。每十二个月更换一次润滑油，需2年一中修，3年一大修。大修时高速级轴承和中间级轴承需更换，低速级轴承无须更换！
13 设计小结
这次减速器一级展开式圆柱直齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过三个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后毕业设计打下了坚实基础。
1. 机械设计是机械工业基础,是