1、 1制造学院机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动装置中）专 业：机械设计制造及其自动化班 级：姓 名：学 号：指导教师：2014 年 1 月 3 日2设计计算说明书设计任务书3电动机的选择 4高速轴齿轮传动的设计 6低速级圆柱齿轮传动的设计 14设计轴的尺寸并校核 19轴的校核(中间轴) 22滚动轴承的选择及计算27键联接的选择及校核计算29联轴器的选择29润滑与密封 30设计小结 30参考文献 313机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1 张）（3）减速器零件图（不低于 3 张
2、系统简图：-原始数据：运输带拉力 F=4800N，运输带速度 ，卷筒直径 sm25.1D=500mm 工作条件：1、两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C；2、使用折旧期：8 年；3、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；44、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；5、运输带速度允许误差：5%；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量生产；计算与说明 主要结果一设计步骤：电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：P = =w10FV=6kw1025.482. 各机械传动效率的参数选择： =0.99（弹性联1轴器） ， =0
3、.98（圆锥滚子轴承） ，2=0.96（圆锥齿轮传动） ， =0.97（圆柱齿轮34传动） ， =0.96（卷筒）.5所以总传动效率： =a21435= 96.07.98.0. =0.8083. 计算电动机的输出功率：= = kw 7.43kwdPaw80.64. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 =1025,工作机卷筒ai的转速 = =47.77 r/min n5014.32.6dv0， min/r8.97251id ）（）（a。则电动机同步转速选择可选为 750r/min，1000r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系，
4、故首先选择 750r/min，电动机选择如同步转速为750r/min确定电机 Y 系列三相异步电动机，型号为 Y160L-8，额定功率 7.5kW，满5表所示启动转矩 最大转矩型号 额定功率/kw满载转速r/min 额定转矩 额定转矩Y160L-8 7.5 720 2.0 2.0计算传动比：2. 总传动比： 072.15.4nima3. 传动比的分配： ， =21iiaai.13，不成立。所以 =3 768.302.15.1=5.024i12a计算各轴的转速：轴 r/min720n1轴 /i43i12轴 r/in7.0.5in23计算各轴的输入功率：轴 kw356.9.41dP轴 92.087
5、32 轴 =6.920.980.97=6.714kw43卷筒轴 kw514.6.1.623P卷各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩载转速720r/minmn，31i024.56m1076.9235.105.9n105.9 46md6d NPT故轴 9.6624.761d4轴 m1062.751039.8024.9i 54132 NT轴 1062.497.0862.715i 55423 卷筒轴 m.1.0. 5512NT卷二、 高速轴齿轮传动的设计1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。3. 材料选择 由机械设计选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：硬
6、度（HBS）齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限 Pa/MB屈服极限 /S齿芯部齿面部平均硬度（HBS）小齿轮 45调质处理 650 360 217255 236大齿轮 45正火处理 580 290 162217 189.5二者硬度差约为 45HBS。4. 选择小齿轮齿数 25，则： ，取1z7523zi12。实际齿比75z257u15. 确定当量齿数 6. 3tancou2156.714.821， 45 号钢调质。小齿轮齿面硬度为236HBS，大齿轮齿面硬度为189.5HBS7，34.2691.05cosz1v1。.7.2v2(一) 按齿面接触疲劳强度设计3 2121 u5.09.dRRHEK
7、TZ其中1) 试选载荷系数 8.1t2) 教材表 106 查得材料弹性系数 a8.19MPZE3) 小齿轮传递转矩 9.66241Tm04N4) 锥齿轮传动齿宽系数。3.35.b25.0RR， 取5) 教材查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；a570lim1MPH按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。a390lim2MPH6) 循环次数 9h1 1074.23082176jn LN； 8912 .304.u7) 查教材接触疲劳寿命系数 ， 。.1HNK0.12HN8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，则 =1Ha570.1limMPSHN39.li22K8= 1.23
8、Ha4802395721 MPH2a480MPH取2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径 1d3 221t u5.09.2dRRHEKTZ=3 242 3.13.096848 =102.56mm2) 计算圆周速度m/s86.360725.1.06nd vt1 3) 计算齿宽 b 及模数 m53.51mm213.01256ud2t1RRmm40z1tnt4) 齿高 m23.910.25m.hnt 823.95b5) 计算载荷系数 K 由教材 =1；根据 v=3.09m/s 、8 级精A度，动载系数 =1.18；齿间载荷分配系数 =VK；取轴承系数 =1.25，齿向载荷1FHbeH分布系数 = =K
9、H875.1所以： 23.VA6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径9m108.2356.10d3tt1 K7) 就算模数：mm4.25zm1n(二) 按齿根弯曲疲劳强度设计m 3 a21uz5.0FSRRYKT1. 确定计算参数1) 计算载荷213.875FVA2) 查取齿数系数及应了校正系数 ，568.aFY； ， 。601.aSY14.2FaY.2Sa3) 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ；按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度41MPFE极限 。a3204) 弯曲疲劳寿命系数 。92.091.FNFNK，5) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 。 a64.1011
10、 MPSKFENF2939222FF6) 计算大小齿轮的 并加以比较，FSYa= ，1aFSY0158.26.58.，大齿轮的数值大。2.9.0342aFS2. 计算103 a21t uz5.04mFSRRYKT= 3 22401862.353 069=1797mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数 2.671 mm 并就近圆整为标准值 mm 而按接触强度算得分度圆直径 =110mm4.mn 1d重新修正齿轮齿数， ,取整 ，则
11、254.10dzn125z1，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，7523zi12一般应互为质数。故 取整 。与 76z2则实际传动比 ，与原传动比相差 1.01%，且在04.356zi12误差范围内。%5(三) 计算大小齿轮的基本几何尺寸1. 分度圆锥角：1) 小齿轮 26.18zarcot12) 大齿轮 73.1.90122. 分度圆直径：1) 小齿轮 m234.zmd1n12) 大齿轮 76223. 齿顶高 hna4. 齿根高 28.5401cf 5. 齿顶圆直径：1) 小齿轮 md13246815372mRb92111m14096.4213cosh2da1a 2) 大齿轮 375.
12、s2a2a6. 齿根圆直径：1) 小齿轮 m12946.028513cosh2df1f 2) 大齿轮 7.3.4s2f2f7. 锥距 m1675.zmsinz 221 R8. 齿宽 ， （取整）.83.0bRb=59mm。451B29. 当量齿数 ，3.69.0cosz1v14.25.72v210. 分度圆齿厚 m91.61.3ms11. 修正计算结果：1) ： ， ； ，4.2a1FY54.a1SY2.FaY。86S2) ，再根据m/s97.4023.10nd v8 级精度按教材查得：动载系数 =1.18；齿间载荷分配VK系数 = ；取轴承系数 K1FHbeH=1.25，齿向载荷分布系数 =
13、 =12875.1beHK3) 213.875.1.HVA4) 校核分度圆直径 3 2121t u5.09.2dRRHEKTZ=3 242 3.3.0696.48. =1035) = ，1aFSY015.2，大齿轮的数值大，879.9.62aFS按大齿轮校核。6) 3 a21n uz5.04mFSRRYKT=3 2240879.33.1.0694=2.69mm实际 ， ，均大于计算的要求值，md14.n故齿轮的强度足够。 (四) 轮结构设计 小齿轮 1 由于直径小，采用实体结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮 2 结构草图如图。高
14、速级齿轮传动的尺寸见表名称 结构尺寸及经验公式 计算值锥角 12zarctn57.1锥距 R 176mm13高速级锥齿轮传动尺寸名称 计算公式 计算值法面模数 nm4.4 mm锥角 2173.1268齿数 21z2576传动比 1i 3.04分度圆直径 2d132mm334mm齿顶圆直径 2a2a11cosh 140mm337mm轮缘厚度 m1043en11mm大端齿顶圆直径 ad337mm榖空直径 D 由轴设计而定 50mm轮毂直径 16.1 80mm轮毂宽度 L D2. 取 55mm腹板最大直径 0D由结构确定 160mm板孔分布圆直径 2210 120mm板孔直径 0d由结构确定 12m
15、m腹板厚度 Cm107.R 18mm14齿根圆直径 2f2f11coshd92.382mm228.164mm锥距21zmsinzR176mm齿宽 2B45mm40mm三、 低速级圆柱齿轮传动的设计(一) 选定齿轮类型精度等级材料及齿数1. 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2. 经一级减速后二级速度不高，故用 8 级精度。3. 齿轮材料及热处理小齿轮选用 45 钢调质，平均硬度为 235HBS，大齿轮材料为 45 刚正火，平均硬度为 190HBS，二者材料硬度差为40HBS。4. 齿数选择选小齿轮齿数 ，根据高速级传动比 ，得低243z 04.3i1速级传动比 ，则大齿轮齿数 ，5i12a 25
16、24z取 =120。2z实际传动比 240u传动比误差 =0.00015，1051ii在允许误差范围内。5. 选取螺旋角。初选螺旋角 =14 。（二） 按齿面接触强度设计 2131 )(2HEdtt ZuTK1. 确定各参数的值:1) 试选载荷系数 =1.6t2) 计算小齿轮传递的扭矩。15T2=6.923) 查课本选取齿宽系数 。1d4) 查课本得材料的弹性影响系数 。218.9aEMPZ5) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；570limH按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 。326) 计算应力循环次数7) 9h1 1074.0821706jn0 LN； ；92 3.34.u8)
17、 接触疲劳寿命系数 ， 。1HNK5.12HN9) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为S=1，则 =1H a7.501.limMPSHN.493.li22K=Ha6.25.07.21 PH1.23 210) 选取区域系数 Z =2.433。H11) 查课本得 ， ，则78.0165.02=0.788+0.865=1.653 。22. 计算1) 试算小齿轮分度圆直径 d ，由计算公式得t12213 )(HEdtt ZuTK= 253 )6.49813(63.09=64.14mm2) 计算圆周速度1062 ndt sm/03.1106.8.4. 163) 计算齿宽 b 和模数 n
18、tmb= dt 14.6.1mzmtnt 59.2coscos14) 齿高 hnt 8.25. =b08465) 计算纵向重合度903.14tan2138.tan31.0zd6) 计算载荷系数 K已知使用系数 ，根据 v=1.03m/s，8 级精度，查A课本得动载系数 ；K =1.46；K =1.35；03.1vHF。4.FH故载荷系数105.246HvAK7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mdtt 8.7.10524.6338) 计算模数 nm= z4.2cos8.7cos13 （三） 按齿根弯曲强度设计tmcs2123FSadYzKT1. 确定计算参数1) 计算载荷系数019.24
19、.103FvA2) 小齿轮传递的扭矩 mNT5293) 根据纵向重合度 ，螺旋角影响系数 =0.88。.Y4) 计算当量齿数27.614cos33zv 8.09334v175) 查取齿形系数 和应力校正系数FaYSaY。796.1,82.;59.1,0.24433 FaSFa6) 计算弯曲疲劳许用应力齿轮弯曲疲劳强度极限 。aFEaEMPP35,304弯曲疲劳寿命系数 。.,.43NFNK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则 aEFSK27.18933 FN P5.34.0447) 计算大小齿轮的 并加以比较FSaY0167.247598.0.3FSaY314Sa大齿轮的数值大，选用大齿轮。2.
20、 设计计算mm 97.10835.653.12414cos809.01.223t 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又有齿轮模数 mn的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数 1.977 mm 并就近圆整为标准值 ，而按接触强5.2mn度算得分度圆直径 =71.626mm 重新修正齿轮齿数 1d,取整 ，则79.25.4cos627mcosdzn328z3，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，01380.4i324传动平稳， 一般应互为质数。故 取整 。实际传动比z与 13z41
21、8，与原分配传动比 4.038 基本一致，相差036.4281zi3420.2%。3. 几何尺寸计算1) 计算中心距m64.184cos25.)138(cos2)(43 nmza将中心距圆整为 181mm。2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 43 18935.182)3(arcos2)( zn3) 计算大小齿轮的分度圆直径 mmzdn06.75.13cs8o313.29.44) 计算齿轮宽度db06.7.1圆整后取 b=72mm小齿轮 ，大齿轮 。m803Bm54B4. 齿轮结构设计 名称 结构尺寸经验计算公 式 计算值榖空直径 d 由轴设计而定 d=d轴 50mm轮毂直径 3Dd
22、6.1380mm轮毂宽度 L 5.275mm（取为与齿宽相等）4B腹板最大直径 0 nam10d268mm板孔分布圆直径 1D2301D174mm板孔直径 23025.（4765.8） mm，283z4ma6.1893d0.721， m3.92B80375419腹板厚度 C B3.0218mm低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称 计算公式 计算值法面模数 nm2.5mm法面压力角 n20螺旋角 “1893齿数 43z28113传动比 2i4.036分度圆直径 43d72.006mm290.113mm齿顶圆直径 a4a3h2 77.006mm295.113mm齿根圆直径 f4f3h2d65.756mm2
23、83.863mm中心距 cos2zma43n181mm齿宽 43B80mm75mm20四、 设计轴的尺寸并校核。(一) 轴材料选择和最小直径估算1. 高速轴： ，m53.27018.426 nd33101min PA1) 联轴器传递的名义转矩 =9550T.9572.95NP计算转矩 .4310.cKT2) 则选取 LX3 型联轴器。其中：公称转矩，联轴器孔直径r/min75 n m.1250n许 用 转 速，Nd=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径 d 电机= 42 mm。3) 确定轴的最小直径。根据 d 轴=（0.81.2）d 电机，所以。取6.3d1min35
24、1min2. 中间轴： 。m976.20.842 3022inPA该处轴有一键槽，则：，另考虑该处轴径尺寸93.761dmin2 应大于高速级轴颈处直径，取 。40dmin23. 低速轴： 。m675.23.81d30min3 PA考虑该处有一联轴器和大斜齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：，5.967.251.in3取整： 。dmi(二) 轴的结构设计A. 高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1) 各轴段直径的确定：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，1d21。m35d1in：根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取 45mm12d3.轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承 30210
25、 确定轴径 50mm4.轴环段取 60mm5.轴承处根据轴承取 50mm6.小锥齿轮处取 40mm2) 轴各段长度1. 由选择的联轴器取 60mm2. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定 40mm3. 由圆锥滚子轴承确定 20mm4. 由装配关系、箱体结构确定 110mm5. 由圆锥滚子轴承确定 20mm6. 由套筒及小锥齿轮确定 63mmB. 中间轴直径长度确定1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=40mm，轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精mind度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209，其主要参数为：d=
26、45，D=85，T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为 80mm，直径为 77.006mm，所以长 80mm 直径 77.006mm。223)轴的轴环段直径 60mm，长 10mm。C. 输出轴长度、直径设置。1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=40mm，轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精mind度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209，其主要参数为：d=45，D=85，T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。2
27、）因为安装大斜齿轮，其齿宽为 75mm，所以长 75mm 直径 50mm。3)轴的轴环段直径 60mm，长 10mm。4）过渡轴直径 50mm 长度 58mm5）轴承端直径 45mm，长度 42mm6）箱盖密封轴直径 40，长度 35mm7)选择联轴器的直接 35mm，长度 60mm。五、 轴的校核(中间轴)(一) 轴的力学模型建立RAVBCDFa2rtFa3rtRVa3r-4908.2-735.40-14607.328AHBHFt2Ft16308.108934.170284.18047.2109.841831203TM合Mr2轴 Nm23(二) 计算轴上的作用力大锥齿轮 2：圆周力 NTFR
28、 86.132.0519462.5.01d24mt1t2 径向力 .9.cos2tan86.3costan11a2r 轴向力 NF 8.421.3s0t.st11ra2 斜小圆齿 3：圆周力 NT6.6.723d532t 径向力 NF52.15.3cos20tan.1costan3r 轴向力 69.78t6.t3a 24(三) 计算支反力1. 计算垂直面支反力如图由绕支点 A 的力矩和 则：0AVM1897462rr3 BFFNBV 61.27565.138.9同理： .0则 NFAV179，计算无误。Z2. 计算水平面支反力与上步骤相似，计算得： ，NFAH13.260NFBH39.205(
29、四) 绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。C 处弯矩 左 =VM.m-49082.6210.7962FAV.407356.7548d3a NC 右D 处弯矩 .28.19.42361.25maFBV 左m.53607.75NMBVDV 右2. 绘水平面弯矩图，如图所示 .HMC 处弯矩： .1823602FAHCD 处弯矩： 495.5NBD3. 合成弯矩图 如图C 处最大弯矩值 ：m.021847.7306.13822maxMD 处最大弯矩值： .93.4.922ax N4. 转矩图 T25m.1203NT5. 弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料 45 钢调质处理。轴的许用应
30、力a61MP应用第三强度理论 12WT m29.3604.38732d3212C C .01.932312D TMD远大于计算尺寸。故强度足够。(五) 安全系数法疲劳强度校核1. 判断危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因 C处是齿轮轴，故 C 处不是危险截面。 D 截面是危险截面。需对 D 截面进行校核。2. 轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料 45 钢，。11640,275,5BMPaaMPa取 .0.5.3. D 截面上的应力因 D 截面有一键槽 ， 。所引：m914hb5.t抗弯截面系数 32323 m8.107450.dt W抗扭截面系数 32323 46
31、.0514650.dtb16 T弯曲应力幅 ，a7.a83.792maxa MPWMD弯曲平均应力 ；0m29.3dC.0D26扭转切应力幅 ，a63.2a4.230612a MPWT平均切应力 。a.amMP4. 影响系数D 截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。用插值法求出： ，16.3k取 ，轴按磨削加工，求出表面质53.2.80.量系数： 。9.故得综合影响系数： 25.319.06.31kK65.25. 疲劳强度校核轴在 D 截面的安全系数为： 08.2.47.1025.3ma1 KS 67.13.6.a1 5.7
32、.2108.2ca SS取许用安全系数 ，故 C 截面强度足够。Sca,.有校核高速轴及输出轴 校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后，两轴强度足够。六、 滚动轴承的选择及计算1. 输入轴滚动轴承计算27初步选择滚动轴承，单列圆锥滚子轴承 30210，其尺寸为，mTDd5.21905， ，362aFN.tant30.15e则 1253.8,1569.7FrNr1122 0346.59.4cot.02.7.15d NYr则 1246.93874.907adaFNN则，184.59.61703ar eF240.79.16835arFe则111Pr.4.cot073053784.921.8a
33、N2r9.FN则 1061065801.940613297.3rhCL hnP故合格。2. 中间轴和输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30209，其尺寸为，mmTDd78.2054651.aFN， 1.5tan.t134e载荷 水平面 H 垂直面 V1.NF13.NF支反力 F 2 284S57.ca28则 1122965.1327.480.4cot02.5.63.dFr NY则 127.48651.928.53adaFNN则，1928.0.653ar eF27.60.28ar eF则111Pr.4.cot096530257098.201.67aN2PrF则
34、10610658014.0617.2.3rhCL hnP故合格七、 键联接的选择及校核计算1. 输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度 ，则键mlhb5810 ml50“联接所能传递的转矩为： 载荷 水平面 H 垂直面 V1957NF125NF支反力 F 2606hLh61094.290.250.25601279.2pThld Nm，故单键即可。397Nm2. 中间轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度 ，则lhb414l3014“键联接所能传递的转矩为： 0.250.2580256.8pTld Nm，故单键即可。4371.6Nm3. 输出轴
35、键计算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 ，则lhb59l415“键联接所能传递的转矩为： 0.250.2134206pTld Nm，故单键即可。4371.6Nm八、 联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。1. 输入轴选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000，半联轴器的孔径 ，故取 ，Nm120dm120dm半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为5L38mm。2. 输出轴选选 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000，半联轴器的孔径 ，故取 ，Nm140dm1240dm半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为2L84mm。九、 润
36、滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表16-1 查得选用 N220 中负荷工业齿轮油（GB5903-86） 。当齿轮圆周速度hLh610.430时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，smv/12大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽3./vs润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。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。十、 设计小结这次关于带式运输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
37、大有用处。通过两个星期的设计实践，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基础.机械设计是机械工业的基础,是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、工程材料、机械设计（机械设计基础）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,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、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。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。十一、 参考文献：1机械设计课程设计指导书 （第二版） ，高等教育出版社，龚溎义主编，罗圣国等编。2011.8（2012.12 重印）2机械设计 ，武汉理工大学出版社，杨明忠，朱家诚主编，2001.10（2013.7 重印）3机械设计课程设计手册 （第四版） ，高等教育出版社，吴宗泽等主编，2012.5（2013.1 重印）4机械原理 ，西南交通大学出版社，赵登峰，陈永强，邓茂云主编，
