机械设计课程设计,单极圆柱齿轮减速器带式传动

目 录

一、传动方案拟定~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 2 二、电动机的选择~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 2 三、计算总传动比及分配各级的传动比~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~3 四、运动参数及动力参数计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 3 五、传动零件的设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 4 六、轴的设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ 7 七、键联接的选择及计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~14

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~15 九、润滑与密封~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~16 十、设计小结~~~~~~~~~~~~~~~~~~~17

十一、参考资料目录~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~17

机械电子学院 3151周水

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二○○七年十二月二十七日

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. F=1.7KN V=1.4m/s D=220mm 运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件， 选用 Y系列三相异步电动机。 2、确定电动机的功率： （1）传动装置的总效率： η总 =0.86 2η总=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 2=0.96×0.99×0.97×0.99×0.95 =0.86 Pd=2.76KW (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总 =1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW Nw=121.5r/min 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD Ic=3~5 =60×1000×1.4/π×220 i=6~20 =121.5r/min nd=729~2430r/m根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比in Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范 围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20） ×121.5=729~2430r/min 符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表 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的一级圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限10年，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。 精品

. 8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表 精品

. 方电动机型额定电动机转速传动装置的传动比 案 号 功率 （r/min） KW 1 Y132s-6 3 同转 满转 总传动带 齿轮 比 7.9 3 2.63 1000 960 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、减速器的传动比，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。故选择电动机型号Y100l2-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68 2、分配各级传动比 （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、 计算各轴的功率（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 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 精品

. TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N·m TII =198.58N·m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N·m PC=3.3KW 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通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） 确定带轮基准直径，并验算带速 由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 V=7.06m/s 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范围内，带速合适。 Ld=1605.8mm （3） 确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm 2Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a0 a=497mm 2=2×500+3.14(95+280)+(280-95)/4×450 =1605.8mm α1=158.670 根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm 确定中心距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 00=158.67>120（适用） （5） 确定带的根数 单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW Z=3 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] 精品

. =2.26 (取3根) F0=134.3kN (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 FQ=791.9N 带的初拉力： F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94- 1)]+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2) =791.9N Z1=20 2、齿轮传动的设计计算 z2=78 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通 常 齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材 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，正火处理，硬度为215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 221/3 由d1≥ (671×kT1(u+1)/φdu[σH]) 确定有关参数如下：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 N1=1.36x109 (4)载荷系数k : 取k=1.2 N2=3.4×108 (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 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 m=2.5 [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 精品

. 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm d1=50mm 取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5 d2=195mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 b1=60mm 确定有关参数和系数 b2=55mm 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] 根据课本[1]P116： [σbb1]= [σbb]= σbblim YN/SFmin 490Mpa 由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa [σbb2] σbblim2 =410Mpa =410Mpa 由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1 中心矩弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 a=122.5mm 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 Ｖ=1.23m/s 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)计算齿轮传动的中心矩a a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm (10)计算齿轮的圆周速度V 计算圆周速度Ｖ=π n1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因为Ｖ＜６m/s，故取８级精度合适． 精品

. 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 （一） 由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力 F1244MPa F2204MPa （二）计算两齿轮齿根的弯曲应力 由《机械零件设计手册》得 YF1=2.63 YF2=2.19 比较YF/F的值 YF1/[F1]=2.63/244=0.0108>YF2/[F2]=2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力 为 精品

. F12000KT1YF12000101.7412.63 22B2mZ266322精品

40.952(MPa)F1 . 齿轮的弯曲强度足够 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 **齿顶圆直径da 由《机械零件设计手册》得 ha =1 c = 0.25 da1d12ha1Z12ham(2421)254(mm) da2d22ha2Z22ham(9621)2196(mm) 齿距 P = 2×3.14=6.28(mm) 齿根高 hfhacm2.5(mm) 齿顶高 haham122(mm) 齿根圆直径df df1d12hf4822.543(mm) df2d22hf19222.5187(mm) 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸 计算如下： 轴孔直径 d=50(mm) 轮毂直径 D1=1.6d=1.6×50=80(mm) 轮毂长度 LB266(mm) 轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 0=8 轮缘内径 D2=da2-2h-20=196-2×4.5-2×8= 171(mm) 取D2 = 170(mm) 腹板厚度 c=0.3B2=0.3×48=14.4 精品

. 取c=15(mm) 精品

. 腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（170-80） =22.5(mm) 取d0=20(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1 齿轮工作如图2所示： 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。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、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≧C3P/n 查[2]表13-5可得，45钢取C=118 则d≧118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：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、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 Mec=65.13N·m 精品

. 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）、确定各段轴的直径 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，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于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 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号.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）确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根据密封盖的宽度，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 长度与右面的套筒相同，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 精品

σe=60MPa . ③求圆周力：Ft 根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=２×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：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的弯矩也对称。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） C=118 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N·m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C 处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 221/2=[51.63+(0.2×198.58)]=65.13N·m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） 精品

. σe=65.13/0.1d3=65.13x1000/0.1×45 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 33 L'h=48000h 精品

. 主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：LH=998953h [σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≧C3P/n 查[2]表13-5可得，45钢取C=118 则d≧118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩： 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 00 径向力：Fr=Fttan20=2130×tan20=775N 精品

. 确定轴上零件的位置与固定方式 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 确定轴的各段直径和长度 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：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力Fr根据课本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：根据课本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的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303) =22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa 精品

LH=53713h . ∴此轴强度足够 （7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 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 根据课本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 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 精品

. 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为: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 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本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 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及 经济问题，选用弹性套柱联轴器 精品

. KP1.31.916 TC=9550II=9550×=202.290 nII117.589 选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=250，TC. 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱体的主要尺寸： ： (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 (因为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的间距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 精品

. (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋﹙5～10﹚ (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=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：尽可能靠近，以Ｍd1和Ｍd3 互不干涉为准，一般取Ｓ＝Ｄ２. 九、润滑与密封 1.齿轮的润滑 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，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 2.滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3.润滑油的选择 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.密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，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的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十、设计小结 课程设计体会 课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！ 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以精品

. 前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。 精品

. 十一、参考资料目录 [1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版； [2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版 精品

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