机械设计基础
课程设计说明书
设计题目：设计用于带式运输机的传动装置
学院：港航学院
专业：轮机工程
年级： A11轮机1班
指导教师：龚雅萍
学生姓名：
学号： 110204115 起迄日期： 2013.8.30—2013.9.8
港航学院轮机工程
目录
第一章.设计任务书 (1)
第二章.设计内容 (1)
第三章.计算传动装置的运动和动力参数 (2)
第四章.齿轮的设计 (4)
第五章.低速级齿轮设计 (8)
第六章.轴的设计 (12)
第七章.键的计算 (15)
第八章.减速器的润滑与密封 (15)
第九章.减速器箱体及附件的选择 (16)
第十章.制造、安装及使用说明 (17)
第一章. 设计任务书
1.1设计题目
带式运输机的传动装置设计
1.2传动装置原理方案设计
1.3原始数据
数据编号A15
输送机工作轴功率 P（KW）11.5
输送机工作轴转速 n（1/min）70
1.4工作条件
单向传动，载荷平稳，每天平均工作4小时，使用寿命15年试设计闭式齿轮传动机构。运输带速度允许误差为5%。
1.5设计工作量
(1)设计说明书一份
(2)速器零件工作图1张
第二章. 设计内容
2.1选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。
2.2选择电动机的容量
工作机的有效功率:PW=Fv
F：运送带工作拉力（N） V：运输带工作速度(m/s)
2.3传动装置的总功率：
从电动机输出轴到运输带的总工作效率为:
η总=η1×η2×η3×η4×η5×η6
=0.99×0.99×0.98×0.95×0.96×0.97
=0.85
式中：刚性联轴器的效率η1=0.99
一对滚动轴承的效率η2=0.99
单机圆柱齿轮传动的效率η3=0.98
开式齿轮传动的效率η4=0.95
卷筒的传动效率η5=0.96
一对滑动轴承的效率η6=0.97
2.4电动机所需工作效率
已知输送机工作轴功率为：P=11.5KW
Pd=P/η总=11.5/0.85=13.53KW
第三章. 计算传动装置的运动和动力参数
3.1传动比的分配
已知：输送机工作轴转速n=70r/min。常用同步电机的转速为1500 r/min和1000r/min。选单级圆柱齿轮减速器传动比?=4～5。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1500r/min。
开式齿轮为避免齿轮数过多，导致尺寸过大，传动比?<7。
结合电动机的额定功率，可选的电动机数据以及传动装置对应的传动比如下表：
3.2确定电动机型号
3.3 传动比的分配
(1)总传动比 为
w
m n n i =∑
分配传动比
I I
I ∑
=i i i
考虑润滑条件等因素，初定
04.4=I i ，3=I I i
3.4 各参数的计算
1)各轴的转速
I 轴 m in
1440r n n
m ==I
II 轴
m in /4.356r i n n ==
Ⅰ
Ⅰ
Ⅱ
III 轴 m in 118r i n n ==
I I
I I
I I I 卷筒轴
m in
118r n n w ==I I I
2)各轴的输入功率
I 轴 kw
P P
d 08.1321==I
ηη II 轴 kw
P P
69.1223==I I I
ηη
III 轴
kw
P P 32.1223==I I I I I ηη
卷筒轴 kw
P P
58.1124==I I I ηη卷
3）各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩
d T 为
mm
N n P
T m
d
d ??=??=46
1096.81055.9
I 轴
mm
N T T d ??==I 4211077.8ηη
II 轴 mm
N i T T ??==I I I I 5231044.3ηη
III 轴 mm
N i T T ??==I I I I I I I 5231001.10ηη
卷筒轴
mm N T T ??==I I I 5
2
41038.9ηη卷
将上述计算结果汇总与下表，以备查用.
第四章. 齿轮的设计
4.1
高速级齿轮设计
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。
(3)材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
(4)选小齿轮齿数
201=z ，则大齿轮齿数8112==I z i z
按齿面接触疲劳强度设计，即
2
311)
]
[(132.2H E d t Z u u KT d σ±?Φ≥
确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数
3
.1=t K 。
2）计算小齿轮传递的转矩
mm
N n P T ??=?=I
I
46.110875.410559
3）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数
1=Φd 。
4）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。
5）由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。
6）由式10-13计算应力循环次数
9
11032.3163008214406060?=?????==I I h jL n N
81
21022.8?==
I I
i N N
7）由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数90
.01=HN K ；
95
.02=HN K 。
8）计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1
MPa
MPa S
K H HN H 54060090.0][1
lim 11=?==
σσ
MPa MPa S K H HN H 5.52255095.0][2
lim 22=?==
σσ
4.2 设计计算
1）试算小齿轮分度圆直径
t
d 1，代入][H σ中较小的值。
mm Z u u KT d H E d t 67.50)]
[(132.22
3
11=+?Φ≥σ
2）计算圆周速度v
s
m n d v t 82.31000
601440
67.501000
601=???=
?=
ππⅠ
3）计算齿轮宽度b
mm
d b d 67.501=Φ=
4)计算齿宽高之比b
h
模数：mm z d m 53.22067.5011===
齿高：mm m h
7.553.225.225.2=?==
89.87.567
.50==h b
5）计算载荷系数
查表10-2得使用系数0.1=A K ;
根据s m v 82.3=、7级精度，由图10-8得动载系数12.1=V K ；
直齿轮，
1
==ααF H K K
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
423
.1=βH K ；由
89.8=h b
，423.1=βH K 查图10-13得35.1=βH F ，
故载荷系数
594
.1423.112.11=??==βK K K K V A
6）校正分度圆直径1d
由《机械设计》式（10-10a ）得
mm
mm K k d d t t 23.543.1/594.167.50/3311=?==
7）计算模数
mm z d m 71.220/.2354/11===
4.3 按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
[]
????
??≥F S F Y Y z KT σφα
α3
21d 12m
4.4 确定公式内的各计算数值
1)由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a
5001
MP FE =σ
；大齿轮的弯曲疲劳
强度极限MPa FE 3802=σ；
2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数85
.0K FN1=，
88
.02=FN K ；
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，由式（10-12）得
MPa
S Y K FE ST FN F 57.303][1
11==
σσ
MPa
S Y K FE ST FN F 86.238][2
22==
σσ
4）计算载荷系数K 。
512
.135.112.11=??==βαF F V A K K K K K
5)查取齿形系数。 由表10-5查得
80
.21=Fa Y ；
202
.22=Fa Y ；
6）查取应力校正系数 由表10-5查得
55
.11=Sa Y ；
701
.12=Sa Y
7）计算大、小齿轮的][F Sa
Fa Y Y σ并加以比较。
014297
.0][1
1
1=F Sa Fa Y Y σ 01568.0][222=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大。 8）设计计算
mm 794.101568.020110875.4512.12m 32
4
=?????≥
对比计算结果，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强度，由于齿轮模数m 的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.794并就近圆整为标准值mm 2m =，按接触强度算得的分度圆直径mm 23.54=d ，算出小齿
轮齿数
27
z 1
1≈=
m d 则 10912
≈?=m z z
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.5 几何尺寸计算
1）计算分度圆直径
mm m z d 54227111=?=?=
mm m z d 2182109222=?=?=
2)计算中心距
mm d d a 13622
1=+=
3）计算齿轮宽度
mm
d b d 545411=?=Φ=
取mm B 602=，m m 651=B
第五章. 低速级齿轮设计
5.1
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。
(3)材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
(4)选小齿轮齿数
20
3=z ，则大齿轮齿数
60
34==I z i z
5.2 初步设计齿轮主要尺寸
(1)设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计，即
2
33)]
[(132
.23
H E d t Z u u KT d σ±?Φ≥
确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数
3
.1=t K 。
2）计算小齿轮传递的转矩
mm
N n P T ??=?=56.31091.110559Ⅱ
Ⅱ
3）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数
1=Φd 。
4）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。 5）由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa H 6003lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5504lim =σ。
6）由式10-13计算应力循环次数
()8
310202.883008213566060?=??????==I I h jL n N
83
410734.2?==
I I
i N N
7）由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数93
.03=HN K ；
02
.14=HN K 。
8）计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1
MPa MPa S K H HN H 55860093.0][3
lim 33=?==
σσ MPa MPa S K H HN H 56155002.1][4
lim 44=?==
σσ
5.3 设计计算
1）试算小齿轮分度圆直径
t
d 3，代入][H σ中较小的值。
mm Z u u KT d H E d t 207.78)]
[(132.22
3
33=+?Φ≥σ
2）计算圆周速度v
s
m n d v t 46.11000
60356
207.781000
603=???=
?=
ππⅡ
3）计算齿轮宽度b
mm
d b d 207.783=Φ=
4)计算齿宽高之比b h
模数：mm z d m t 91.320
207
.783t 3===
齿高：
mm
m h t 798.891.325.225.2=?==
889.8798.8207
.78==h b
5）计算载荷系数
查表10-2得使用系数0.1=A K ;
根据s m v 46.1=、7级精度，由图10-8得动载系数07.1=V K ；
直齿轮，
1
==ααF H K K
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
423
.1=βH K ；
由889.8=h b
，423.1=βH K 查图10-13得35.1=βF K ，
故载荷系数
523
.1423.1107.11=???==βαH H V A K K K K K
6）校正分度圆直径
3
d
由《机械设计》式（10-10a ）得
mm
mm K k d d t t 98.813.1/523.1207.78/3333=?==
7）计算模数。
mm
z d m 099.420/81.98/33===
5.4 按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
[]
????
??≥F S F Y Y z KT σφα
α3
23d 2m Ⅱ
确定公式内的各计算数值
由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
a
5003
MP FE =σ
；大齿轮的弯曲疲劳强
度极限MPa FE 3804=σ；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0K FN3=，90
.04=FN K ；
计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，由式（10-12）得
MPa S Y K FE ST FN F 286.314][3
33==
σσ MPa
S Y K FE ST FN F 286.244][4
44==
σσ
5）计算载荷系数K 。
4445
.135.1107.11=???==βαF F V A K K K K K
6)查取齿形系数。 由表10-5查得
80.23=Fa Y ；
28
.24=Fa Y ；
7）查取应力校正系数 由表10-5查得
55
.13=Sa Y ；
73
.14=Sa Y
8）计算大、小齿轮的
][F Sa Fa Y Y σ并加以比较。
01381.0][3
33=F Sa Fa Y Y σ 016145
.0][44
4=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大。
5.5 设计计算
mm
m 813.2016145.02011095.1445.123
23
=?????≥
对比计算结果，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强度，由于齿轮模数m 的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.813并就近圆整为标准值3=m ，按接触强度算得的分度圆直径mm 23.54=d ，算出小齿轮
齿数。
27z 3
3≈=m d 则 109i 34
=?=Ⅱz z
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并
做到结构紧凑，避免浪费。
5.6 几何尺寸计算
1）计算分度圆直径
mm
m z 81327d 33=?=?= mm
m z d 24338134=?=?=
2)计算中心距
mm d d a 16224
3=+=
3）计算齿轮宽度
mm
d b d 818113=?=Φ=
取mm B 804=，
结构设计及绘制齿轮零件图简图
齿数
齿宽
分度圆直径 中心距 第一级
z1 27 B1 65 d1 54 a1
136
z2
109 B2 60 d2 218 第二级
z3 27 B3 85 d3 81 a2 162
z4 81
B4
80
d4
243
第六章. 轴的设计
6.1
齿轮轴的设计
1）输入轴上的功率
I P 、转速I n 和转矩I T
由上可知kw P 35.7=I ，min 1440r n =I ，
mm N T ??=I 4
10875.4 2）求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径
mm mz d 5427211=?==
而 N
d T
F t 180621
==Ⅰ
N
F F t r 658tan ==α
3）初步确定轴的最小直径
材料为45钢，正火处理。根据《机械设计》表15-3，取
120
0=A ，于是
mm n P A d 64.203
0min ==I
I
，由于键槽的影响，且mm 100d min ≤,故
mm d d 2207.1'
min min ==,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径12d 。为了使
所选的轴直径
12d 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
I
=T K T A ca ，查《机械设计》表14-1，取
5.1=A K ，则：
m
N T K T A ca ?==I 125.73
按照计算转矩
ca
T 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GY4型凸缘联
轴器，其公称转矩为m N ?224。半联轴器的孔径
mm d 30=I ，故取mm d 3012=，半联轴器长度mm L 82=，半联轴器与轴配合的毂孔长度
mm L 60=I 。
6.2 齿轮轴的结构设计
1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段左端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径
mm
d 3623=；右端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 60=I ，为了保
证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比I L 略短一些，现
取mm L 5812=。
2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据
mm
d 3623=，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6008，其尺寸为
156840??=??B D d ，故mm d d 407834==，mm l l 157834==。
3)轴肩高度
d h 07.0>，故取
mm
h 4=，则轴环处的直径
mm d d 486745==。轴环
宽度取
mm l 12045=,
mm
l 2067=。
4)轴承端盖的总宽度为mm 20(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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右端面间的距离
mm l 30=，故mm l 5023=。
5)由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅴ的直径mm
d 5856=，
mm
l 6556=。至此，
已初步确定了轴的各段和长度。
6)轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位均采用A 型平键连接。按
12d 由《机械设计设计手册》表4-1
查得平键截面78b ?=?h ，键槽用键槽铣刀加工，长为mm 58。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为
6
7k H ；滚动轴承与轴的周向定位
是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。
7)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角
452?,各轴肩处的圆角半径R2。
6.3 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距
mm
mm mm l l 2201606032=+=+。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算处的截面C 处的
H M 、V M 及M 的值列于下表。
第七章. 键的计算
与小齿轮 A b=8 h=7 L1=b1-5=65-5=60mm
L2=L1-b=60-8=52mm
与大齿轮 A b=14 h=9 L21=b1-5=62.5-5=57.5mm
L2=L1-b=57.5-14=43.5mm
根据[]1
表10-9得小齿轮上的键的型号为键8×60 GB/T1096-2003
大齿轮上的键的型号为键14×57.5 GB/T1096-2003
键的校核：
T1=9550×P1/n1=9550×5.445/1440=36.11 N·m
减速器低速轴T2=9550P2/sn2=9550×5.12/429.85=113.75 N·m
σp=4T1/dhL1=4×36110/26×7×52=15.26≤60MPa
σp=4T2/dhL2=4×113750/62.5×9×43.5=18.6≤60MPa
第八章. 减速器的润滑与密封
8.1齿轮传动的润滑
各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。8.2油号选择
由表16-2[注2]传动润滑油运动粘度为220mm2/s。由表16-1[注2]用N200工业齿轮油。
8.3油量计算
以每传递1KW功率所需油量为350—700cm3，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700—1400cm3。
由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm,低速大齿轮浸油深度在1/6～1/3齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30—50mm（设计值取40mm）的要求得：最低油深：
mm d a 128.64402541.28961402614=+?=+?
最高油深：
mm d a 257.88402541.28931402314＝+?=+?
箱体内壁总长：L=638mm 箱体内壁总宽：b=197mm
26min 1006.8197638128.64mm V ?=??=
可见箱体有足够的储油量.
8.4 润滑与密封
由于低速级齿轮的圆周速度小于2m/s ，所以轴承采用脂润滑。又因为加速器工作场所的要求，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。
轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。
轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，选用毡圈密封。
减速器的密封
箱盖和箱座的结合面处理干净，脱尘脱油后，涂上水玻璃或密封胶,以增强密封效果。
第九章. 减速器箱体及附件的选择
9.1
箱体结构形式及材料
本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体有足够刚度，在轴承座处设有加强肋。
箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。
9.2 主要附件作用及形式
1）通气器
齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由表7.19[注1]选用通气器。
2）窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。
为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由表14.7 [注2] A=140m 3）油标尺
用油标尺尺寸M12
4）油塞
为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫密封。选用油塞尺寸 M16
5）启盖螺钉
在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M16。
第十章. 制造、安装及使用说明
10.1制造要求
尽量选用接近理想减速比：减速比=伺服马达转速/减速机出力轴转速。
扭力计算：对减速机的寿命而言,扭力计算非常重要,并且要注意加速度的最大转矩值(TP),是否超过减速机之最大负载扭力。
适用功率通常为市面上的伺服机种的适用功率,减速机的适用性很高,工作系数都能维持在1.2以上,但在选用上也可以以自己的需要来决定。
A.选用伺服电机的出力轴径不能大于表格上最大使用轴径。
B.若经扭力计算工作,转速可以满足平常运转,但在伺服全额输出时,有不足现象时,我们可以在电机侧之驱动器,做限流控制,或在机械轴上做扭力保护,这是很必要的。
10.2安装要求
正确的安装，使用和维护减速器，是保证机械设备正常运行的重要环节。因此，在您安装减速器时，请务必严格按照下面的安装使用相关事项，认真地装配和使用。
第一步是安装前确认电机和减速器是否完好无损，并且严格检查电机与减速器相连接的各部位尺寸是否匹配，这里是电机的定位凸台、输入轴与减速器凹槽等尺寸及配合公差。
第二步是旋下减速器法兰外侧防尘孔上的螺钉，调整夹紧环使其侧孔与防尘孔对齐，插入内六角旋紧。之后，取走电机轴键。
第三步是将电机与减速器自然连接。连接时必须保证减速器输出轴与电机输入轴同心度一致，且二者外侧法兰平行。如同心度不一致，会导致电机轴折断或减速机齿轮磨损。10.3使用说明
检查维护
不同的润滑油禁止相互混合使用。油位螺塞、放油螺塞和通气器的位置由安装位置决定。它们的相关位置可参考减速机的安装位置图来确定。
（1）油位的检查
切断电源，防止触电！等待减速机冷却！移去油位螺塞检查油是否充满。安装油位螺塞。
（2）油的检查
切断电源，防止触电！等待减速机冷却！打开放油螺塞，取油样。检查油的粘度指数：如果油明显浑浊，建议尽快更换。对于带油位螺塞的减速机，检查油位，是否合格。安装油位螺塞
（3）油的更换
冷却后油的粘度增大放油困难，减速机应在运行温度下换油。切断电源，防止触电！等待减速机冷却下来无燃烧危险为止！注意：换油时减速机仍应保持温热。在放油螺塞下面放一个接油盘。打开油位螺塞、通气器和放油螺塞。将油全部排除。装上放油螺塞。注入同牌号的新油。油量应与安装位置一致。油位螺塞处检查油位。拧紧油位螺塞及通气器。
总结
通过了将近两周的强化学习，动手，我终于完成了关于带式运输机的传动装置的设计，并反复地修改，非常辛苦！但是，本次设计关于带式运输机的传动装置，使我学会了很多东西，受益匪浅。
首先，它让我把上课枯燥的内容运用到了实际生活中，并提高了我对机械设计这门课的兴趣。它也使我学习的内容更为丰富，不过必须掌握教材上的知识，这样，即便在设计的过程中遇到很多麻烦自己也能及时的查阅教材及其他资料。同时我在设计中学会了CAD制图，并熟练地运用，能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册，熟悉有关的国家标准和行业标准，获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。
作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在两周进行，但并不具有绝对独