机械设计专业课程设计单极圆柱齿轮减速器带式传动.doc

目 录
一、传动方案拟定~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 2
二、电动机选取~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 2
三、计算总传动比及分派各级传动比~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~3
四、运动参数及动力参数计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 3
五、传动零件设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 4
六、轴设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 7
七、键联接选取及计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~14
八、减速器箱体、箱盖及附件设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~15
九、润滑与密封~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~16
十、设计小结~~~~~~~~~~~~~~~~~~~17
十一、参照资料目录~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~17

机械电子学院 3151周水

机械电子学院
二○○七年十二月二十七日

一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机选取
1、电动机类型和构造型式选取：按已知工作规定和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、拟定电动机功率：
（1）传动装置总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、拟定电动机转速：
滚筒轴工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

依照【2】表2.2中推荐合理传动比范畴，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范畴Ic=3~5，则合理总传动比i范畴为i=6~20，故电动机转速可选范畴为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范畴同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种合用电动机型号、如下表
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速（r/min）
传动装置传动比
KW
同转
满转
总传动比
带
齿轮
1
Y132s-6
3
1000
960
7.9
3
2.63
2
Y100l2-4
3
1500
1420
11.68
3
3.89

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，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选取电动机型号Y100l2-4。
4、拟定电动机型号
依照以上选用电动机类型，所需额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其重要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分派各级传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分派各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N·m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N·m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N·m

五、传动零件设计计算
1、 皮带轮传动设计计算
（1） 选取普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 拟定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范畴内，带速适当。
（3） 拟定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
依照课本[1]表（10-6）选用相近Ld=1600mm
拟定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（合用）
（5） 拟定带根数
单根V带传递额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动设计计算
（1）选取齿轮材料与热解决：所设计齿轮传动属于闭式传动，普通
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火解决，硬度为215HBS；
精度级别：运送机是普通机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
拟定关于参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N·mm
(4)载荷系数k ： 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按普通可靠度规定选用安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79原则模数第一数列上值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
拟定关于参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
依照课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳最小安全系数SFmin ：按普通可靠性规定，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮圆周速度V
计算圆周速度Ｖ=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
由于Ｖ＜６m/s，故取８级精度适当．
4.2.2 齿轮弯曲强度校核
（一） 由4﹒2﹒1中式子知两齿轮许用弯曲应力

（二） 计算两齿轮齿根弯曲应力
由《机械零件设计手册》得
=2.63
=2.19
比较值
/[]=2.63/244=0.0108>/[]=2.19/204=0.0107
计算大齿轮齿根弯曲应力为

齿轮弯曲强度足够
4.2.3 齿轮几何尺寸拟定
齿顶圆直径 由《机械零件设计手册》得 h*a =1 c* = 0.25

齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)
齿根高
齿顶高
齿根圆直径

4.3 齿轮构造设计
小齿轮采用齿轮轴构造，大齿轮采用锻造毛坯腹板式构造大齿轮关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=50
轮毂直径 =1.6d=1.6×50=80
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 =8
轮缘内径 =-2h-2=196-2×4.5-2×8= 171(mm)
取D2 = 170(mm)
腹板厚度 c=0.3=0.3×48=14.4 取c=15(mm)
腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(170+80)=125(mm)
腹板孔直径=0.25（-）=0.25（170-80）
=22.5(mm)
取=20(mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1
齿轮工作如图2所示：
六、轴设计计算
从动轴设计
1、选取轴材料 拟定许用应力
选轴材料为45号钢，调质解决。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴最小直径
单级齿轮减速器低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从构造规定考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≧C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≧118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽影响以及联轴器孔径系列原则，取d=35mm
3、齿轮上作用力计算
齿轮所受转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴构造设计
轴构造设计时，需要考虑轴系中相配零件尺寸以及轴上零件固定方式，按比例绘制轴系构造草图。
（1）、联轴器选取
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、拟定轴上零件位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、拟定各段轴直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆以便以及零件固定规定，装轴处d3应不不大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应不不大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位同步,还应满足右侧轴承安装规定,依照选定轴承型号拟定.右端轴承型号与左端轴承相似,取d6=45mm.
(4)选取轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）拟定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应依照密封盖宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+１9+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面套筒相似，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N·m
③求圆周力：Ft
依照课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=２×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
依照课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤由于该轴两轴承对称，因此：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N·m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N·m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N·m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N·m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N·m
(7)校核危险截面C强度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

积极轴设计
1、选取轴材料 拟定许用应力
选轴材料为45号钢，调质解决。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴最小直径
单级齿轮减速器低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从构造规定考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≧C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≧118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽影响以系列原则，取d=22mm
3、齿轮上作用力计算
齿轮所受转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
拟定轴上零件位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 拟定轴各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N·m
③求圆周力Ft：依照课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr依照课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N·m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N·m
(5)计算当量弯矩：依照课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N·m
(6)校核危险截面C强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承选取及校核计算
一从动轴上轴承
依照依照条件，轴承预测寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选轴承型号为：6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径Ｄ=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN，基本静载荷CO=20.5KN，
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
依照课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
依照课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
依照课本P264表（14-12）取f P=1.5
依照课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
依照手册得6209型Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

二.积极轴上轴承:
(1)由初选轴承型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径Ｄ=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
依照依照条件，轴承预测寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
依照课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
依照课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
依照课本P264表（14-12）取f P=1.5
依照课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
依照手册得6206型Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
6.3 联轴器选取
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊规定，考虑拆装以便及经济问题，选用弹性套柱联轴器
K=1.3
=9550=9550×=202.290
选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，<。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=32～40，选d=35，轴孔长度L=82
TL8型弹性套住联轴器关于参数

七、键联接选取及校核计算
1．依照轴径尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(积极轴)与V带轮联接键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器键为：键10×40 GB1096-79
2．键强度校核
大齿轮与轴上键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度：=56.93<125~150MPa=[σp]
因而挤压强度足够
剪切强度：=36.60<120MPa=[]
因而剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79依照上面环节校核，并且符合规定。

八、减速器箱体、箱盖及附件设计计算~
1、减速器附件选取
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面批示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
依照《机械设计基本课程设计》表5.3选取恰当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体重要尺寸：
：
　　　　　　(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (由于a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d２=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d２间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d２=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：依照低速级轴承座外径拟定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面距离C1＋C2＋﹙5～10﹚
(18)齿轮顶圆与内箱壁间距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm 　
(2１)轴承端盖外径︰Ｄ＋﹙５～５．５﹚d3

D～轴承外径
(2２)轴承旁连接螺栓距离：尽量接近，以Ｍd1和Ｍd3　互不干涉为准，普通取Ｓ＝Ｄ２.

九、润滑与密封
1.齿轮润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不不大于10mm，因此浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承润滑
由于轴承周向速度为，因此宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油选取
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封办法选用
选用凸缘式端盖易于调节，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴直径拟定为GB894.1-86-25轴承盖构造尺寸按用其定位轴承外径决定。

十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研精神。对于每一种事物都会有第一次吧，而没一种第一次似乎都必要经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，也许需要持续几种小时、十几种小时不断工作进行攻关；最后出成果瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中浮现问题几乎都是过去所学知识不牢固，许多计算办法、公式都忘光了，要不断翻资料、看书，和同窗们互相探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃念头，但始终坚持下来，完毕了设计，并且学到了，应当是补回了许多此前没学好知识，同步巩固了这些知识，提高了运用所学知识能力。

十一、参照资料目录
[1]《机械设计基本课程设计》，高等教诲出版社，陈立德主编，7月第2版；
[2] 《机械设计基本》，机械工业出版社 胡家秀主编 7月第1版

F=1.7KN

V=1.4m/s

D=220mm

η总 =0.86

Pd=2.76KW

Nw=121.5r/min

Ic=3~5

i=6~20

nd=729~2430r/min

Y100l2-4

i总=11.68

i带=3

i齿3.89

nI=473.33(r/min)
nII=121.67(r/min)
nw=121.67(r/min)

PI=2.64KW
PII=2.53KW

Td=18.56N·m
TI=53.26N·m
TII =198.58N·m

PC=3.3KW

V=7.06m/s

Ld=1605.8mm

a=497mm

α1=158.670

Z=3

F0=134.3kN

FQ=791.9N

Z1=20
z2=78

N1=1.36x109
N2=3.4×108

m=2.5

d1=50mm
d2=195mm

b1=60mm
b2=55mm

[σbb1]= 490Mpa
[σbb2] =410Mpa
中心矩a=122.5mm

Ｖ=1.23m/s