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1、前言本设计为机械设计根底课程设计的容，在大一到大三先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置的设计，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回忆了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些根本思路和方法有了初步的了解和掌握。在本次设计中，黄教师及身边同学给予了自身很大的帮助，在此表示感。目录一、设计任务书4二、总体方案设计31、传动方案的拟定32、电动机的选择33、传动比的分
2、配。34、确定各轴转速、功率、转矩。35、传动零件的设计计算。3、带传动设计3II锥齿轮传动设计3III轴的设计计算3IV轴承设计计算3、键联接的选择及校核计算3、减速器机体各局部构造尺寸3、润滑与密封3、减速器的选择3三、设计小结3四、参考文献3一、 设计任务书搓丝机传动装置设计1、设计题目：搓丝机传动装置设计2、设计要求：1搓丝机用于加工轴辊螺纹，根本构造如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始前端位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同
3、时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。2室使用，生产批量为5台。3) 动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。4使用期限为10年，大修周期为三年，双班制工作。5专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。3、设计参数：最大加工直径10mm,最大加工长度180mm,推杆行程320mm -340mm，公称搓动力9kN，生产率32件/min。4、设计任务：1设计搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计方案原理图。2完成主要传动装置的构造设计。3完成装配图1用A0或A1图纸，零件图2。编写设计说明书1份。二、 总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任
4、务书，该传动方案的设计分原动机、传动机构和执行机构三局部。1原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220V。故，原动机选用电动机。2传动机构的选择 电动机输出局部的传动装置电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；蜗杆传动效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造精度高，本钱大。而带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，本钱也较低，虽然
5、传动效率较低，传动比不恒定，寿命短，但还是比较符合本设计的要求，所以采用带传动。 减速器传动比不是很大，但是传到方向发生了改变，由此，方案中初步决定采用二级锥齿圆柱齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的构造，同时封闭的构造有利于在粉尘较大的环境下工作。其示意图如下所示。 执行机构选择执行机构应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构，楔块压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，本钱都较高，所以
6、选择连杆机构。在连杆机构中，根据本设计的要求，执行机构应该带动下搓丝板，且构造应该尽量简单，所以选择曲柄滑块机构。执行机构设计分析：320340mm通过画图分析可知滑块行程主要取决于曲柄长度，按比例作图可得曲柄长度约为150mm，连杆长度约为600mm，其比约为1：4。设计要求滑块工作行程大于D=31.4mm，从图上分析知，假设工作行程取在最正确传力段连杆与曲柄接近垂直段，则对应曲柄转动的角度很小，此时，如果再将滑轨位置取在与曲柄最低点同高的位置，则可使工作行程搓动力与曲柄推动力几乎相等。估算减速器输出转矩：9KN150mm=1350Nm综上，可得设计方案。2、电动机的选择(1) 类型和构造形
7、式的选择按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V，50Hz。(2) 电动机功率计算传动效率：V带：1 =0.96一级圆锥齿轮：2 =0.96一级圆柱齿轮：3 =0.97一对轴承：4 =0.99摩擦传动：5 =0.9总传动效率：=123435 =0.781公称搓动力： F=9000N滑块最大速度: 电动机功率：要求略大于，则选用Y系列电动机，额定功率7.5KW。3电动机转速计算确定传动比围：锥齿圆柱齿轮传动比围i1=8-15；单级V带传动比围i2=2-4则电动机转速围在相关手册中查阅符合这一转速围的电机，综合考虑总传动比，构造尺寸及本钱，选择堵转转矩和
8、最大转矩较大的Y160M-6型电机。结论：电动机型号定为Y160M-6，其技术数据如下表：型号额定功率(KW)满载转速(r/min)同步转速(r/minY160M-67.597010003、传动比的分配。总传动比因此，带传动比假定为3，即，锥齿轮传动比为3，即，则圆柱齿轮传动比4、确定各轴转速、功率、转矩。1各轴转速：电动机输出轴：高速轴：中间轴：低速轴：2各轴输入功率：电机轴输出：高速轴：中间轴：低速轴：各轴输出功率为其输入功率乘以轴承效率0.993计算各轴输入转矩：电机轴输出：高速轴：中间轴：低速轴：各轴输出转矩为其输入转矩乘以轴承效率0.994运动及动力参数计算结果如下：5、传动零件的设
9、计计算。带传动设计计算工程计算容计算结果工作情况系数每天工作16小时，载荷较平稳由表31-7计算功率6.38kw带型图31-15及=970r/min与取A型V带，且小带轮基准直径表31-3,A型V带，=970r/min大带轮直径取=1%=取标准值带速vV=6.35m/s,满足5m/sv25m/s的要求初定中心距0.55()120的要求单根v带额定功率由表31-3得单根v带额定功率增量由表31-4得包角修正系数由表31-9得带长修正系数由表31-2得v带根数z4.25取整得z=5v带单位长度质量由表31-1得=0.1kg/m单根v带初紧力170.77N作用在轴上的力1670.07N带轮参数由表3
10、1-11得带轮宽度B=415+210=80B=80mmII齿轮传动设计 直齿圆锥齿轮传动设计主要参照教材机械设计第八版输入功率为=5.57kw、小齿轮转速为=323.33r/min、齿数比为3.由电动机驱动。工作寿命10年设每年工作300天，两班制，带式输送，工作平稳，转向不变。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，应选用8级精度GB10095-88材料选择由机械设计第八版表10-1 小齿轮材料可选为40Cr调质，硬度为260HBS，大齿轮材料取45钢调质，硬度为240HBS，二者材料硬度相差20HBS。选小齿轮齿数,则大齿轮齿数，为满足互质，取z2 =68
11、.按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：确定公式的各计算值试选载荷系数=1.4小齿轮传递的转矩=164.47NM取齿宽系数查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限710Mpa 大齿轮的接触疲劳极限580Mpa 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 由教材公式10-13计算应力值环数 N1=60nj =60323.3312830010=9.31h N2=3.1h查教材10-19图得：K=1.17 K=1.24齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,平安系数S=1.05,应用公式10-12得: =1.17710/1.05=793 =1.4 K=1.24=793结果 =1.24560/1
12、.05=721（2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得取d1=115mm2） 计算圆周速度V1.95m/s3） 计算载荷系数系数=1.25，根据V=1.95m/s，8级精度查图表图10-8得动载系数=1.12查图表表10-3得齿间载荷分布系数=1.33根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5*1.25=1.33得载荷系数=2.1564） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=5计算模数M1. 、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式： m（1） 确定公式各计算数值1） 计算载荷系数=1.25*1.12*1.47*1.33=2.742） 计算当量齿数
13、=23.7=70.2=721=114.95mmv=1.95m/sK=2.156=5.04mmK=2.743).由教材表10-5查得齿形系数应力校正系数4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.88 K=0.896) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.25，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算取M=2.75mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的
14、能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=5 mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=115来计算应有的齿数.计算齿数 z=23 取z=23 则z取68 4、计算几何尺寸（1） d=115mm （2） d=340mm（3） =（4）（5） mm（6） =59.3圆整取b=60mm（7） 机构设计小锥齿轮分度圆直径为115mm 采用实心构造大锥齿轮分度圆直径为340mm 采用腹板式构造K=0.88K=0.89M=5.015mmz=23 =68d=115mmd=340mmR=177.92mmb=60m
15、斜齿圆柱齿轮传动设计：斜齿轮啮合好，且可以抵消一局部轴向力，降低轴承轴向负荷，应选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度为229HB286HB，平均取240HB。计算工程计算容计算结果（1） 初步计算转矩齿宽系数由表9.3-11查取接触疲劳极限由图9.3-22b初步计算需用接触应力值由表B1，估计取，动载荷系数初步计算小齿轮直径取初步齿宽2校核计算圆周速度精度等级由表9.3-1选择8级精度齿数、模数和螺旋角取初取，传动比误差为-0.8%由表9.3-4取一般与应取为互质数取使用系数由表9.3-6原动机均匀平稳，工
16、作机有中等冲击动载系数由图9.3-6齿间载荷分配系数先求由表9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级8级齿向载荷分布系数区域系数由图.3-17查出弹性系数由表9.3-11查出重合度系数由表9.3-5由于无变位，端面啮合角螺旋角系数齿形系数由图9.3-19,查得应力修正系数由图9.3-20查得重合度系数螺旋角系数由图9.3-21查取齿向载荷分布系数由图9.3-9查取许用弯曲应力试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由表9.3-14查最小平安系数由图9.3-26确定尺寸系数由图9.3-25确定弯曲寿命系数另外取验算合格3许用接触应力验算许用接触应力由表9.3-14取最小平安系数总工作时间应力循环次数单向运转取接触
17、寿命系数由图9.3-23查出齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表9.3-15安调质钢查润滑油膜影响系数取为验算合格4确定主要传动尺寸中心距取整螺旋角切向模数分度圆直径齿宽5小结：齿轮主要传动尺寸列表模数3压力角螺旋角分度圆直径齿顶高3mm齿根高3.75mm齿顶间隙0.75mm齿根圆直径中心距220mm齿宽齿顶圆直径III轴的设计计算 1输入轴的设计1. 求输入轴上的功率、转速和转矩=5.57 kw =323.33r/min=164.47N.2. 、求作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为则3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质，根据机械设计第八版表
18、15-3，取，得mm输入轴的最小直径为安装大带轮，取 =36mm，4、 轴的构造设计1初步定输入轴设计如图。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足大带轮的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。12段长度应适当小于L所以取=78mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，应选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为45mm100mm27.25mm所以而=24mm这对轴承均采用轴肩进展轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30309型轴承的定
19、位轴肩高度，因此取3取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，但考虑到应加一挡油环，故取=40mm，4轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与大带轮右端面间的距离l=20mm，取=55mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取3轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计第八版表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大带轮处处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是
20、由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适中选取。5、 求轴上的载荷30309型的a=21.3mm。所以俩轴承间支点距离为130mm 右轴承与齿轮间的距离为60mm。载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M 总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 56.44Mpa前已选定轴的材料为45钢调质，由机械设计第八版表15-1查得，故平安。 2中间轴的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T=107.8r/
21、min=468.82N.M 2、求作用在齿轮上的力小斜齿轮的分度圆直径为3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr调质，根据机械设计第八版表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的构造设计1拟定中间轴设计如图。2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，应选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为，。2取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端
22、面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为。3圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4齿轮距箱体比的距离为a=10mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=16mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体壁一段距离s=10mm。3轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计第八版表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，同理圆柱齿轮处用普通平键尺寸为。选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角
23、为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适中选取 5、求轴上的载荷根据轴的构造图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30311型的支点距离a=24.9mm。所以轴承跨距分别为L1=68mm，L2=118.5mm。L3=94.5mm做出弯矩和扭矩图见图八。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为调质，由机械设计第八版表15-1查得，故平安。 3输出轴的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩=5.08 kw=
24、32r/min =1516.66NM 2、求作用在齿轮上的力大斜齿轮的分度圆直径为而3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质，根据机械设计第八版表15-3，取，得输出轴上采用两个平键轴径增大10%-15%，故4、轴的构造设计（1) 拟定输出轴设计如下：同中间轴各轴段直径和长度的选择，图示尺寸值如下，2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，应选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315，其尺寸为，4齿轮距箱体比的距离为a=10mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=2
25、0mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体壁一段距离s=10mm。3轴上的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计第八版表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为110mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样外部连杆与轴的连接，选用平键，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适中选取。 5、求轴上的载荷根据轴的构造图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30315型的支点距离a=32mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=182.5mm，L2=90
26、.5mm。做出弯矩和扭矩图见图六。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=54.7mpa前已选定轴的材料为45钢调质，由机械设计第八版表15-1查得，故平安。 7、准确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比
27、较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面左侧校核抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计第八版附表3-2查取。因，经查值后查得又由机械设计第八版附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计第八版附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计第八版附图3-4得外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为计算平安系数值故可知平
28、安。（3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处取则故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算平安系数值故可知平安。Ft=3432.42NFr=1185.19NFa=395.06N=36mm=78mm=24mm=40mm=55mmc=16mm，IV轴承设计计算 1输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为，轴向力Fa=395.06N ，Y=1.7，*=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F 则 Fr1=3577.70N Fr2=5585.14N则 Fs1=1052.26N(右
29、) Fs2=1642.69N左则 Fa1=2037.75N右 Fa2=1642.69N左则 P1=4914.06N P2=6143.65N则 P=P2=6143.65N 则故轴承验证合格。 2中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311,。轴向力Fa=1109.96N，Y=1.9，*=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 Fr1=5549.64N Fr2=7714.73N则 Fs1=1632.24N(左) Fs2=2269.04N右则 Fa1=1632.24N(左) Fa2=3638.55N右则 P1=6104.6N P2=9358.06N则 P=
30、P2=9358.06N 则故轴承验证合格。 3输出轴轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315.轴向力Fa=3015.17N，Y=1.7，*=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 Fr1=4228.19N Fr2=6002.26N则 Fs1=1243.59N(右) Fs2=1765.37N左则 Fa1=4780.54N(右) Fa2=1765.37N左则 P1=9695.7N P2=6602.49N则 P=P2=9358.06N 则故轴承验证合格。键联接的选择及校核计算 1输入轴键计算 1校核大带轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂
31、键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。 2校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。 2中间轴键计算1校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键合格。 2校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键合格。 3输出轴键计算1校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键合格。 2校核输出轴箱体露出键强度该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂
32、键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键合格。减速器机体各局部构造尺寸名称符号减速器型式及尺寸mm箱座壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度机座底凸缘厚度取地脚螺钉直径取地脚螺钉数目取窥视孔盖螺钉直径取定位销直径取大齿轮顶圆与机壁距离1取1=齿轮轮毂端面与机壁距离2取2=轴承端盖螺栓直径取轴承端盖外径取轴承端盖凸缘厚度VII、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油GB5903-1995，油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离
33、3050mm。由于大圆锥齿轮,接近。可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。、减速器的选择由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；启盖螺钉。三、 其他技术说明1. 装配前，按图样检验个零部件，确认合格后，用煤油清洗各零部件，轴承用汽油清洗，箱体不允许有任何杂物，箱体外表涂防浸蚀材料。2. 调整、固定轴承时应留轴向间隙约为。3. 检验传动侧隙和接触状况。接触斑点沿齿高不小于45%，沿齿长不小于60%。4. 箱
34、体装全损耗系统用油L-AN68至规定高度；定期检查、添加、更换润滑油。5. 减速器剖分面、各接触面和密封处均不允许漏油，箱盖箱体剖分面处涂密封胶或水玻璃，不允许用垫片。6. 箱体外外表涂防护漆，外伸轴端做防蚀处理后涂脂包装，勿倒置，防水，防潮。7. 搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。四、 设计小结这次关于搓丝机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过一学期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的根底.机械设计是机械工业的根底,是
35、一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。五、 参考文献1、机械设计第八版濮良贵，纪名刚主编高等教育2、机械设计课程设计金清肃主编华中科技大学3、机械原理朱理主编高等教育4、工程制图大兴主编高等教育5、材料力学鸿文主编高等教育6、机械设计手册机械设计手册编委机械工业7. wenku.baidu./view/b10b951e6bd97f192279e90d.html8. wenku.baidu./view/05644f4efe4733687e21aa78.html
