机械工程学院
机械设计课程设计说明书
设计题目
单机蜗轮蜗杆减速器课程设计
专
业：
机械设计制造及其自动化
班
级：
13机制
姓
名：
学号
指
导
教
师：
王利华 张丹丹
2021 年 7 月 3 日
目录
一、设计任务 0
1.设计题目 错误!未定义书签。
2. 原始数据 0
3. 工作条件 0
4. 传动系统方案的拟订 0
二、设计计算 1
1. 选择电机 1
1.1 电动机的功率 1
1.2 电动机转速的选择 1
1.3 电动机型号的选择 2
1.4 传动比的分配 2
2. 计算传动装置的运动和动力参数 2
2.1 各轴转速 2
2.2 各轴的输入功率 2
2.3 各轴的转矩 2
3. 蜗轮蜗杆的设计计算 3
3.1 选择蜗杆传动类型 3
3.2 选择材料 3
3.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 3
3.4 确定许用接触应力 4
3.5计算m2di值 5
3.7 校核齿根弯曲疲劳强度 6
3.8 验算效率 6
3.9 精度等级工查核外表粗糙度确实定 7
3.10 蜗杆传动的热平衡计算 7
4. 轴的设计计算 8
4.1蜗轮轴的设计计算 8
4.2 蜗杆轴的设计计算 12
5. 轴承的计算 16
5.1 计算输入轴轴承 16
5.2 计算输出轴轴承 18
6. 键连接的选择的计算 19
6.1 蜗杆轴键的计算 19
6.2 蜗轮轴上键的选择 20
7. 联轴器的校核 21
7.1 蜗杆轴联轴器的校核 21
7.2 蜗轮轴联轴器的校核 21
8. 减速器箱体结构设计 21
8.1 箱体结构形式和材料 21
8.2 箱体主要结构尺寸 21
8.3 减速器的附件 23
9. 润滑和密闭说明 24
9.1 润滑说明 24
9.2 密封说明 25
三、设计心得 26
参考文献 27
—、设计任务
1设计题目
设计用于带式输送机传动装置的单级蜗杆减速器。
2. 原始数据
输送带工作拉力F=2400N；输送带速度V=0.8m/s；卷 筒直径D=300mm。
3. 工作条件
班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限10 年，小批量生产；允许输送带速度误差为±5%;生产条 件是中等规模机械厂，可加工7〜8级精度的蜗杆及蜗 轮，动力来源是三相交流电〔220V/380V〕。
4•传动系统方案的拟订
如图1所示
n__ -BOTh
屯动机 汨矣轴器J诚速器4哉轴器5占筒送带
圈1
设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机一一联 轴器一一减速器一一联轴器一一带式运输机。优点是
传动比拟大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于 繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量 较大，不适合于传递大功率。
二、设计计算
1选择电机
1.1电动机的功率
由以知条件可以计算出工作时所需的有效功率
P = FV = 2400 * 0-8 KW = 1.92 kW
® 1000 1000
查阅参考文献【2】中表2-2可知
联轴器效率耳=0.99
1
滚动轴承效率耳=0.98
2
双头蜗杆效率耳3=0.8
卷筒效率 耳二0.96
4
传动系统总效率 n二耳*n *n *耳=0.70
总 1 12 23 34
式中：
耳二耳 *耳=0.98X0.8=0.78
12 2 3
耳=耳 *耳=0.98X0,99=0.97
23 2 1
耳 二耳 *耳=0.96*0.98 = 0.94
34 2 4
工作时所需电动机功率为
P 192
P =y= • KW = 2.74 kW
r 耳 0.70
总
1.2电动机转速的选择
输送机滚筒轴的工作转速为
P = 1.92 KW
P = 2.74kW
r
60*1000v 60*1000*0.8 z . “小 /
n = = r/mim = 50.93 r / ・
w 兀 D 3.14*300 /mm
1.3电动机型号的选择
选取同步转速为750m/s的电动机，根据工作条 件，查阅参考文献【2】中表16-1可知，应选择的电 动机型号为Y132M,其主要性能参数为
额定功率 P = 3kW
m
满载转速 nm = 710 rmin
1.4传动比的分配
总传动比 i = ―^ = = 13.94沁14
n 59.3
w
2.计算传动装置的运动和动力参数
2.1各轴转速
蜗杆轴 n=710r/min
1
齿轮轴 n =710/14=50.71r/min
2
卷筒轴 n = n =50.71r/min
3 2
2.2各轴的输入功率
蜗杆轴 p= p *n = 2.74*0.99 = 3.713KW
1 r 1
齿轮轴 p=p *n = 2.713*0.78 = 2.116KW
2 1 12
滚筒轴 p=p *n *n = 2.116*0.97*0.94 = 1.929KW
3 2 23 34
2.3各轴的转矩
电机输出转矩
P
T =9550“ = 9550*2.74/710N • M = 36.855N • M
d n
m
蜗杆输入转矩
n = 50.93 w / min
i = 14
n = 710r /min
1
n = 50.71r /min
2
n = 50.71r /min
3
P = 3.713KW
1
P = 2.116KW
2
P = 1.929KW
3
T = 36.855N • m
d
T = 36.492N • m
1
P
T = 9550t = 9550 * 2.713/710N - M = 36.492N - M
1 n
1
蜗轮输入转矩
P
T = 9550~ = 9550*2.116/50.71N - M = 398.497N - M
2 n
2
滚筒输入转矩
P
T = 9550— = 9550 * 1.929 /50.71N - M = 363.28N - M
2 n
3
将以上算得的运动和动力参数列于表1
表1
T = 398.497N - m
2
T 二 363.28N • m
3
类型
功率P
〔kw〕
转速n
〔r/min〕
转矩T
〔N ・m〕
电动机轴
3
710
36.855
蜗杆轴
3.713
710
36.492
蜗轮轴
2.116
50.71
398.497
滚筒轴
1.929
50.71
363.28
3.蜗轮蜗杆的设计计算
3.1选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆 (ZI)。
3.2选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆 采用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋 齿面要求淬火，硬度为45〜55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属， 仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3.3按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准那么，先按齿面接触 疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式 m2d > KT (480/Z L b
1 2 2 H
确定作用在涡轮上的转距
由前ij面可知T =398.497N • m
2
确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K =1;
由参考文献【1】表11-5取使用系数K -1.15
A
由转速不咼，冲击不大，可取动载荷系数K -1,那么
V
K- K K K -1.15
卩 A V
确定弹性影响系数Z
E
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Z -160MP 2
E a
确定蜗杆齿数z和蜗轮齿数z
1 2
由参考文献【1】表11 1，初选蜗杆头数为z 2
1
蜗轮齿数为z - i*z = 28 ,由于z与z之间尽里要互 2 1 1 2
为质数，取Z = 29。
2
3.4确定许用接触应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模
铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从参考文献【1】
中表11-7查得蜗轮的根本许用应力［q 1 -268 MP
H a
应力循环次数
假设减速器每天工作16小时，每年按300工作日计，
那么寿命为十年时
L，二 300*16*10 二 48000h
h
应力循环次数 N-60j n L -60X 1X50.71X
2 h
48000 二 1.46044 x 108
K -1
P
K -1.15
A
K -1
V
K -1.15
z -2
1
z -29
2
t ] -268 MP
H a
L，=48000h
h
N 二 1.46044 x 108
K - 0.72
HN
寿命系数 K = J 107 —0.72
HN \ 1.46 X108
那 么
b ] = K t ] = 0.72*268 MP = 191.69 MP
H HN H a a
3.5计算m2d值
1
m2d > 1.15 x 398.497 x 103 x ( 480 )2mm3 — 3416.73
i 29 x 191.69
因z 1=2,从参考文献【1】表11-2中取模数m=8，蜗
杆分度圆直径d — 80mm，分度圆导程角丫-11°18'36''
1
⑥蜗杆与蜗轮主要几何参数
rh 卜 口匚 d + d 80 + 8 * 29 .
中心距 a — 2 — mm — 156mm
2 2
蜗杆
轴向齿距 p —兀 m — 3.14*8 — 25.13 mm
a
直径系数 q -2 -聖-10
m 8
齿顶圆直径 d — d + 2h*m — 80 + 2 x 1 x 8 — 86mm
a1 1 a
齿根圆直径 d — d 一h — d 一2m(h* + c*) — 60mm
f 1 1 f 1 1 a
蜗杆齿宽
b > (11 + 0.1z \n — (11 + 0.1 x 29)x 8 + 25 — 136.5mm
1 2
取 b — 136.5mm
1
导程角 丫-11°18'36''
1
蜗杆轴向齿厚s ——兀m — 0.5 x兀x 8mm — 12.57mm
a 2
蜗轮
蜗轮齿数 Z — 29
2
分度圆直径 d =m Z = 8 x 29 — 232mm
2 2
蜗轮喉圆直径
d — d + 2h — 232 + 2 x 1 x 8mm — 248mm
a 2 2 a 2
b ] = 191.69 MP
H a
mm2d > 3416.73mm3
1
m=8
d — 80mm
1
Y —11°18'36''
a — 156 mm
蜗杆
p — 25.13mm
a
q — 10
d — 86mm
a1
d — 60mm
f 1
b — 136.5mm
1
s — 12.57mm
a
蜗轮
d — 232mm
2
齿根圆直径
d 二 d — h 二 232 — 8 x (1 + 0.25)mm 二 222mm
f 2 2 f 2
蜗轮咽喉母圆半径
r = a 一丄d = 156一丄 x248mm = 32mm
g 2 2 a 2 2
蜗 轮宽度 B < 0.75d 二 0.75 x 86mm 二 64.5mm 取
al
B=64mm
3.7校核齿根弯曲疲劳强度
1.53KT 「]
c = 2 Y Y 」
F d d m Fa 2 0 F
1 2
当量齿数 z = 29 = 30.76
v 2 COS3 Y (cos11.31°)3
根据z二30.76，从参考文献【1】中可查得齿形系数
v 2
Y = 2.43
Fa 2
因为 y = 11°18'36''= 11.31°
螺旋角系数 r =1- Y =1-11.310 =0.9192
0 140 0 1 400
许用弯曲应力 Q ] = Q ]，• K f f FN
从手册中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的根本许用弯 曲应力 [c」=56 MP
F a
寿命系数K二0.72
HN
t ] =0.72X56MP = 40.32 MP
F a a
c = 1.53 1.15 398,497 10 x 2.43 x 0.9192MPa = 10.5048MPa f 80x232x8
故弯曲强度是满足的。
3.8验算效率
d 二 248mm
a 2
d 二 222mm
f 2
r = 32mm
g 2
B=64mm
z 二 30.76
v 2
c = 10.5048MPa
F
n = (0.95 〜0.96) tanY
tan(Y +申)
v
Y= 11。18'36'',申二arctan f ； f与相对滑动速度v
v v v s
有关
v 二 兀"i"i =3.03m/s
s 60 x1000 x cos11.31o
由参考乂献【1】表11-18可得f -0.027,申=1.15
v v
代入式中可得n二(0.83 - 0.84),大于原估计值，因此
不用重算。
3.9精度等级工杳核外表粗糙度确实定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用 机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度 选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册杳得要求的公差工 程及外表粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。
3.10蜗杆传动的热平衡计算
蜗杆传动的热平衡校核公式：
t 二 t +1000W)]
0 a S
d
其中：
蜗杆传递的名义功率P二2.713kW
蜗杆传动的总效率n二0.841
箱体散热系数(W/m2・。C)，
a = (8.15 ~ 17.45) W/m2・。C，取a = 13 W/m2・。C
d ' d
相体散热面积S q 1.2 m2
周围空气的温度t = 20°C
0
润滑油工作温度的许用值一般取60 ~ 70°C ,取 t ]= 60°C
v -3.03m/s
s
f 二 0.027
v
申二 1.15
v
代入上述数据，得
13 x 1.2
t = 20 + 1000 x 2.713 x (1 — 0.84) °C = 47.831 < [t]，符合
要求。
4. 轴的设计计算
4.1蜗轮轴的设计计算
4.1.1选择轴的材料及热处理
选用45钢，调质处理。
4.1.2求作用在蜗轮上的力
轴向力
2T
F = 2 =
t d
2
398.497 x 2 x 103 N = 3435.32N
232
蜗轮轴
径向力
F = F tan耳=
r t cosy cos11.31°
tan20° • F = 1275.12N
t
F广 3435-32N
F = 1275.12N
r
圆周力
F 二 F - tany
a t
二 343532x tanll.31°N 二 687.07N
F = 687.07N
a
4.1.3初步确定轴的最小直径
根据参考文献【1】表15-3，取Ao = 112,由
d 二 A 迟=1123 ：亘6 min
03 n
2
3 mm = 38.85mm
3 50.71
输出的最小轴径显然是安装联轴器处的直径d],
为了
使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选 取联轴器型号。
联轴器的计算转矩T = KT，查参考文献【1】14-1，
ca A 2
考虑转矩变化很小，故取K =1.5，那么
A
T = 597.745N - m
ca
T 二 KT 二 1.5 x 398.497N - m 二 597.745N - m
ca A 2
由参考文献【2】表13-9，选用LX3型弹性柱销联轴 器，联轴器孔径d = 40mm，故取，由于键槽的存在，
故将直径增大 10%，取 d] = (1 + 0.1) x 40 = 44mm
那么重新选择联轴器LX4, d = 45mm
i
联轴器与轴配合的长度为84mm，为了保证轴端挡圈 只压在联轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度 为 Li = 82mm。
4.1.4轴的结构设计
装配方案：右端从左到右依次安装甩油环，滚动轴 承，端盖。左端从右到左依次安装蜗轮、套筒、甩油 环，滚动轴承、端盖和联轴器。
图2 确定轴的各段直径和长度
1 段：由上得d = 45mm， L = 82mm ；
1 1
2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩,
d1 = 45mm
那么d = 45+2x3.5 = 52mm，考虑到轴承端盖的长度和
2
安装和拆卸的方便，取L = 25 + 25 = 50mm
2
3段：由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，应 选轴承为圆锥滚子轴承，由于d2 = 52mm，
查参考文献【2】表12-3，所选轴承型号为30311。其 尺寸为
d x D x T - 55mm x 120mm x 31.5mm
那么 d3 = 55mm
甩油盘的长度为12mm,取齿轮距箱体内壁之间的距离
为A = 18mm，那么第三段轴的长度为
L3 = 18mm +12mm + 31-5mm = 61-5mm
L = 82mm
1
d = 52mm
2
L = 50mm
2
d = 55mm
3
4段：查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴 肩高度为h二5mm，那么d4 = d3 + 2h = 65mm，该段与 蜗轮接合，蜗轮轮毂L4 = 15 4 = I，5 x 65 = 97.5加加，为 了使套筒能可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽 度，故取L4 = 95mm。
5段：轴肩高度为h二（2~3）R，由轴d4 = 65mm得
R = 2mm 故取 h = 6mm 那么 d = 77mm
L = 12mm
5 。
6 段.d = d = 55mm L = 36 +12 = 48mm 轴的圆角半径R = 2mm，轴端倒角为C2。
4.1.5求轴上的载何
先确定轴的支点位置，杳参考文献【2】表12-3得， 对于30311型轴承，a = 25mm，那么轴的支承跨度为 l2 +13 = 84mm + 82-5mm = 166.5mm 根据轴的计算简图 做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3所示
L = 61.5mm
3
d = 65mm
4
L = 95mm
4
d = 77mm
5
L = 10mm
5
d = 55mm
6
L = 41.5mm
6
—rrnrirnTI
^TTrrnTfTT
扭矩为T = T2
=398.497N - m
T 二 398.497N - m
b = 6.44 MPa
ca
蜗杆轴
F = 912.3N
t
F = 338.67N
r
F =18246N
a
4.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭 矩的截面的强度，经判断轴所受扭转切应力为脉动循 环应力，取0.6,轴的计算应力为
Jm 2 + (aT )2 J170721.5232 + (0.6 x 398497)2 ’ …
G 二 1 3 = MPa
ca W 0.1 X 773
=6.44 MPa
以选定轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献【1】 表15-1查得［b ］ = 60MPa，因此b
e
F 496.84
r 2
由参考文献【1】表13-5可知
对轴 1： X — 1 Y — 0
1 1
对轴 2： X — 0.4 Y — 1.9
2 2
因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文献【1】表
13-6 得 f —1.2 ~ 1.8，取 f —1.4 那么
d d
P — f (XF + YF ) —1.4x(1 x477.65)N — 668.71N
1 d 1 r1 1 a1
P — f (X F + YF ) — 1.4x(0.4x496.84 +1.9x308.16)= 1097.94N
2 d 2 r 2 2 a 2
验算轴的寿命
以为P L '
h h
蜗轮轴采用30313型 圆锥滚子轴承
Frhl Foe
/b-：
C =152KN r
C =188KN
or
e = 0.35
Y = 1.7
Lh > Lh '，故所选轴承寿命满足要求。
5.2计算输出轴轴承
初选两轴承为30311型圆锥滚子轴承，查参考文
献【2】表12-3，可知其根本额定动载荷C =152KN根
r
本额定静载荷C =188KN，e = 0.35，Y = 1.7，受力分
or
析如图7所示
F = 1702.19N rH 1
F = 1733.13N rH 2
F = 1110.50 N
rv1
F = 164.62N rv 2
F = 1647.89N r1
F = 1761.21N
r 2
F = 597.76N
d 1
F = 512.04 N
d 2
F = 597.76N
a1
F = 1284.83N
a 2
由以上计算结果可知
F = 1702.19NF = 1733.13N
rH 1 rH 2
F = 1110.50N F = 164.62N
rv1 rv2
F = *F 2 + F 2 = 2032.40N
r1 rV 1 rH 1
F =pF 2 + F 2 = 1740.93N
r 2 rV 2 rH 2
那么派生轴向力为
厂 F 2032.40 “rm
F =f = = 597.76N
d 1 2Y 2 x 1.7
匸 F 1740.93
F =^2 = = 512.04 N
d 2 2Y 2 x 1.7
F = F = 597.76N
a1 d 1
F 二 F + F 二 1284.83N
a 2 ae d 1
再求轴承的当量动载荷P和P
1 2
F
因为尹=0.29 < e
r1
F
= 0.74 > e
r 2
由参考文献【1】表13-5可知
对轴 1： X 二 1 Y 二 0
1 1
对轴 2： X = 0.4 Y 二 1.7
2 2
因轴承运转过程中有中等冲击，由参考文献【1】表
13-6 得 f = 1.2 〜1.8，取 f 二 1.4 那么
d d
P 二 f (X F + YF )二 1.5X (1x1647.89)二 2471.835N
1 d 1 r1 1 a1
P = f (X F + YF ) = 1.50x(0.4x1761.21 +1.7x1338.95)= 3067.70N
2 d 2 r 2 2 a 2
验算轴的寿命
以为P Lh '，故所选轴承寿命满足要求。
6.键连接的选择的计算
6.1蜗杆轴键的计算
6.1.1键的选择
联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接，按 q = 19mm，由参考文献【1】表6-1查得平键截面 b x h = 6mm x 6mm，键槽用键槽铳刀加工，长
L = 20 mm。
X = 1 Y = 0
1 1
X = 0.4 Y = 1.7
2 2
f = 1.4
d
P = 2471.835N
1
P = 3067.70N
2
L =59002576h
h
L，=48000h
h
L > L '
h h
联轴器与轴的周向定 位采用双圆头平键连接
bx h = 6mmx6 mm
L = 20 mm
6.1.2键的校核
普通平键连接的强度条件为
_ 2000T _ 4000T 匕匚］
p kid hid p
由上得 l = L 一 b = 14 mm
4000 x 22.8 八"
b 二 二 57.14 MPa
p 6 x 14 x 19
查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许
用压力为 100MPa 〜120MPa，故取 b L 120MPa，
p
满足b < b 1该键满足要求。
p p
6.2蜗轮轴上键的选择
6.2.1键的选择
蜗轮轴上蜗轮、联轴器与轴的周向定位都采用双
圆头平键连接。按d = 45mm，d = 65mm由参考文献
1 4
【1】表6 1查得平键截面
b x h = 14mm x 9mm， b x h = 18mm x 11mm
1 1 2 2
键槽用键槽铳刀加工长L = 70mm ； L = 80mm
1 2
6.2.2键的校核
l = L 一 b = 70 一 14 = 56mm
1 1 1
1 = L 一 b = 80 一 18 = 62mm
2 2 2
普通平键连接的强度条件为
b 2000T 4000T 1.2 5
15
蜗轮轮毂端面与内 机壁距离
A
2
三5
12
机盖 机座肋厚
m、m
i
m ~
i
0.85 6
i
m〜
0.85 6
10
10
轴承端盖凸缘厚度
e
〔1~1.2〕
d
3
10
外机壁到轴承端面 的距离
L1
c1+c2+(5~
8)
36
蜗轮离顶壁距离S
S
S>1.2 6
>12取
15mm
表2
8.3减速器的附件
8.3.1观察孔及观察孔盖
为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体 顶端设置了观察孔及孔盖。根据箱体的情况选取材料 为HT200,其尺寸如表3所示：
mm
l
1
1
2
l
3
b
i
b
2
b
3
d
6
R
90
75
60
70
55
40
7
4
5
表3
8.3.2通气器
减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀，压力增 大，对减速器各接缝面的密封很不利，故常在箱盖顶或 检杳孔盖上装有通气器根据箱体的情况选取材料为 Q235的通气塞，其尺寸根据参考文献【2】表14-9可 知，如表4所示：
mm
d
D
D1
S
L
l
a
d
1
M20
X
1.5
30
25.
4
22
28
15
4
6
表4
8.3.3油塞
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最 低位置设有排油孔，通常设置一个排油孔，平时用油塞 及封油圈堵住，根据箱体的情况选取材料为Q235的油 塞，其尺寸根据参考文献【2】表14-14可知，如表5 所示：
mm
d
D
e
s
l
h
b
b
1
R
C
M20
X
1.5
30
24
21
30
15
2
4
1
1
表5
8.3.4起吊装置
为了方便、经济，起吊装置采用吊耳，选取材料 为HT200，其尺寸根据参考文献【2】表14-12可知， 如表6所示：
mm
c3
c4
b
R
r
r1
45
60
20
60
12
10
表6
9.润滑和密闭说明
9.1润滑说明
因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度
v 12m/s，故蜗杆米用浸油润滑，由于油面不应超过
滚动轴承最下面滚动体的中心线，故应在蜗杆轴上安 装甩油板，润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润 滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r /min，所以选择润 滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。
9.2密封说明
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不 允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许 使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。
三、设计心得
长达三个星期的课程设计终于要告一段落了，虽然占用了很多期末复习的 时间，但是现在回想起来总体感觉是获益良多。难得有这种时机和同学们一起在 一间教室共同学习，大家交流沟通解决所遇到的问题，这种亲密的合作和适当的 竞争感确实让人奋进，除了在这段时间我所学到的知识外，其经历本身就是珍贵 的财富，让人对工作中的团队合作精神有了更多的体悟。
回到课程设计本身，在设计计算绘图的过程中，那些平常生涩抽象的知识 点都一一具体化，并且变得更加具有逻辑感。事实上，在长达一个多星期的计算 过程中，因为前面出现失误而在后面的计算时发现并重新推倒重新推算的情况时 有发生，也幸亏如此，才能更好的理解在课程设计遇到的问题的整体性和其中内 含的逻辑性，而逻辑性正是我们从事机械行业所不可获取的品质之一。而在后续 的画图过程中，又在逼迫我们重新检验计算的结果，并对无视的一些数据重新计 算，这样才保证了绘图的准确性。虽然只是设计到一些很浅薄的设计知识，但是 确实是良好开端的第一步，我们需要学习的东西真的还有很多很多。
感谢感谢王利华老师、张丹丹老师的指导，也感谢在这三个星期不厌其烦地 答复我问题的各位同学，良师益友，不外如是。
参考文献
【1】濮良贵，陈定国,吴立言•机械设计[M].北京：高等教育出版社，2021
【2】唐增宝，常建娥•机械设计课程设计[M].武汉：华中科技大学出版社，2021
【3】王利华•机械设计实践教程[M].武汉：华中科技大学出版社，2021