一级圆柱齿轮减速器的设计说明书.doc

1、 一级圆柱齿轮减速器的设计说明书(附图） 目录 一、 电动机的选择- 二、 计算传动设计- 三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比- 四、 带传动设计- 五、 齿轮传动设计- 六、 轴的设计- 七、 轴的考核键的校核- 八、 联轴器的选择- 九、 减速器的结构设计- 十、 润滑与密封- 十一、 参考资料- 机械零件课程设计任务书 设计题目：带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。 运动简图 工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24 小时工作制，使用 5 年，输送 带速度误差5% 原始数据 已知条件 题号 14 输送带拉力 2.1 输送带速度 1.6 滚筒直径 400 设计工作量 设计说明书一份

2、 减速器装配图 1 张 减速器零件大齿轮 1 张，输出轴 1 张 二、电动机的选择 计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、选择电动机的类型。 2、电动机输出功率 按照工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异 步电动机。 滚筒的功率: Pw=Fw.Vw/1000w =2100 1.6/（10000.96） =3.5kw 电动机输出功率：根据简图，查手册 2-3 得：V 带传动效率 PQ=Pw/ 又因为 =12334 =0.960.980.970.970.96 =0.82 P0=PW/ =3.5/0.82=4.27KW 电动机的额定功率： P=(1.0-1.3)P0=4.27

3、-5.55KW 电动机的额定功率为 5.5KW. 滚筒转速：NW=60Vw1000/D =601.61000/(3.14400) PW=3.5KW P0=4.27kw =76.43r/min 确定总传动比的范围电动机的转速 n；按表推荐的各种传动比范围取 V 带传动比 i1=（2-4），单级圆柱齿轮传动比 i2=（3-5）,总的传动 比范围为： i=i1i2 = (24) (35)=620 n=(620) 76.43 =458.581528.6r/min 在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取 电动机同步转速为 1000r/min，因此选择电动机

4、行型号为：Y132M1-6 同步转速 1000r/min 满载转速：960r/min， 额定功率 5.5KW。 Nw=76.43r/min 同步转速为 1000r/min 额定功率为 4kw 计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、 计算总传动 比 2、 各级传动比 分配 i=nm/nw=960/76.43=12.56 为使 V 带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比 i=3.2。 则齿轮传动比为：i2=i/i1=12.56/3.2=3.93 i1=3.2 i2=3.93 三、各轴运动参数和动力参数的计算 计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、0 轴 （电动机轴） 2、1 轴 （高速轴） P

5、0=4.27KW n0=960r/min T0=9550P0/n0 =95504.27/960=42.48N.m P1=P01 =4.270.96=4.10KW n1=n0/i1=960/3.2=300/min P0=4.27KW n0=960r/min P1=4.06KW 3、2 轴 （低速轴） 4、3 轴 （滚筒轴） T1=9550P1/n1=95504.10/300=130.52N.m P2=P123 =4.270.980.97=4.06KW n2=n1/i2=300/3.93=76.34r/min T2=9550P2/n2 =95504.06/76.34=507.90N.m PW=P2

6、34 =4.060.970.96=3.78KW nw=n2=76.34r/min TW=9550PW/nw=95503.66/76.34=457.86N.m 轴 号参 数 0 轴 1 轴 2 轴 W 轴 功 P(KW) 4.27 4.10 4.06 3.78 转速 n(r/min) 960 300 76.34 73.89 转矩 T（N.m） 42.48 129.24 507.90 457.86 传动比 i 3.2 3.93 1 效率 0.96 0.95 0.96 n1=300r/min T1=129.24N.m n2=76.34r/min T2=491.25N.m PW=3.66KW nw=7

7、6.34r/min TW=457.86N.m 四、V 带传动设计 计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、 确定设 计功率 PC 2、 选择普 通 V 带型号 3、 确定带 轮基准直径 dd1、dd2。 由表 8-21 得 KA=1.3 PC=KAP0=1.34.27=5.55KW 根据 PC=5.55KW,n0=960r/min。由图 8.13 应选 A 型 V 带。 由机械设计基础图 8.13 取 dd1=125mm， dd1=125ddmin=75mm dd2=n0dd1/n1=960125/300 KA=1.3 Pc=5.55kw dd1=125mm dd2=400mm 4、 验证带

8、速 V 5、 确定带 的基准长度 Ld 和实际 中心距 a。 =400mm 按表 8.3 取标准直径 dd2=400mm，则实际传动比 i、 从动轮的实际转速分别为： i=dd2/dd1=400/125=3.2 n2=n1/i=960/3.2=300 从动轮的转速误差为（300-300）/300=0% 在5%以内，为允许值。 V=dd1n1/601000=（125960） /（601000）m/s=6.28m/s 带速在 525m/s 范围内。 由式(8.14)得 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 0.7（125+400）a02(125+400) 367.5a01050 取 a

9、0=700 由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2700+（125+400）/2+（400-125） 2/（4700） =2251.26mm 由表 8.4 选取基准长度 La=2240mm 由式（8.160 得实际中心距 a 为 aa0+（La-L0）/2 =700+ =694.37mm694mm i=3.2 n2=300 V=6.28m/s a0=700 La=2240mm a694mm 6、 校核小 带轮包角 1 7、 确定 V 带根数 Z 中心距 a 的变动范围为 amin=a-0.015Ld =694.37-0.0152240 =

10、660.77mm amax=a+0.03Ld=694.37+0.032240=761.57mm 由式（8.17）得 1=180o-（dd1-dd2）/57.3o =180o-57.3o（400-125） /694.37 =157.31o120o 由式（8.18）得 ZPc/(P0+P0)KaKL 根据 dd1=125mm，n1=960r/min，查表 8.9 得，用 内插法得 P0=1.19+(960-800) =1.37666KW 取 P0=1.38kw P0=1.38kw 由式（8.11）得功率增量P0 为 P0=Kbn1（1-1/Ki） 由表 8.18 查的 Kb=1.027510-3

11、根据传动比 i=3.6，查表 8.19 得 Ki=1.1373，则 P0=1.027510-3960（1-1/1.1373）kw =0.12kw amin=616.2mm amax=717mm 1=157.30o P0=1.38kw Kb=1.027510-3 P0=0.12kw 8、 求初拉 力 F0 及带轮轴上的压 力 F0 9、 带轮的 结构设计 10、设计结果 由表 8.4 查得带长度修正系数 KL=1.06，由图 8.11 查 得包角系数 K=0.96,得普通 V 带根数 Z= =3.995 根 圆整得根 由表 8.6 查得 A 型普通 V 带的每米长质量 q=0.10kg/m，根据

12、式（8.19）得单根 V 带的初拉力为 F0= （ -1）+qv2 = （ -1）+0.16.282 =177.84N 由式（8.20）可得作用在轴上的压力 FQ 为 FQ=2F0Zsin（157.31o/2） =2177.844sin（157.31o/2） =1394.92N 按本章 8.2.2 进行设计（设计过程略）。 选用 4 根 A-1600GB 11544-89V 带，中心距 a=694mm， 带轮直径 dd1=125，dd2=400mm，轴上压力 FQ=1381.36N。 K=0.96 Z=4 F0=177.84N FQ=1394.92N 结果选择 4 根 A- 1600GB 11

13、544-89V 带。 五、齿轮传动设计 设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率 P1=4.06KW 电动机驱动，小齿轮转速 n1=300r/min，大齿轮转速 n2=76.34r/min，传递比 i=3.93，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两班工作。 设计步骤 计算方法和内容 设计结果 1、 选择齿轮材 料及精度等级。 2、按齿轮面接触疲劳强 度设计 小齿轮选用 45 调质钢，硬度为 230HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 200HBS。因为是普通减速器，由表机械设计基础第二版中表选 8 级精度，要求 齿面粗糙度 Ra3.26.3um。 因两齿轮均为钢质齿轮，可

14、应用式（10.22）求出 d1 值。确定有关参数与系数： （1） 转矩 T1 T1=9.55106P/n =9.55106 =130516.67N.mm （2） 载荷系数 K 查表 10.11 取 K=1.1 （3） 齿轮 Z1 和齿宽系数 d 小齿轮的齿数 z1 取为 25，则大齿轮齿数 Z2=3.9325=99。故 Z2=99 因单级齿 轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表 10.20 选取 d=1。 （4） 许用接触应力【H】由图机械设计基础中 10.24 查的 T1=130516.67N.mm Hlim1=580MPa Hlim2=550Mpa 由表 10.10 查得 SH=1

15、 N1=60njLh=60960（552524） =1.80109 N2=N1/i=1.80109/3.93=4.58108 查图 10.27 得：ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 由式（10.13）可得 【H】1= ZNT1Hlim1/SH =1580/1=580MPa 【H】2=ZNT2Hlim2/SH 1.07550/1=588.5MPa 故 d17643 =76.43 =62.06mm m= = =2.48 由表 10.3 取标准模数 m=2.5mm d1=mz1=2.525mm=62.5mm d2=mz2=2.5100=250mm b2= dd1=162.5mm=62.5mm 经圆

16、整后取 b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a= m（z1+z2）=0.52.5（25+99）=155mm 由式（10.24）得出 F,如 F【F】则校核合格确定有关系与参数： （1）、齿形系数 YF Z1=25 Z2=100 Hlim1=580MPa Hlim2=550Mpa N1=1.80109 N2=4.58108 ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 【H】1=580MPa 【H】2=588.5MP a 3、 主要尺寸计 算 4、 按齿根弯曲 疲劳强度校核 查表 10.13 得 YF1=2.65 ， YF2=2.184 （2）、应力修正系数 YS 查表 10.14 得 YS1=

17、1.59， YS2=1.7985 （3）、许用弯曲应力【F】 由图 10.25 查得 Flim1=210MPa，Flim2=190MPa。 由表 10.10 查得 SF=1.3 由图 10.26 查得 YNT1=YNT2=1 由式（10.14）可得 【F】1= = =162MPa 【F】2= = =146MPa 故 F1= YFYS = 2.651.59 =113.15MPa【F】1=162MPa F2=F1 =113.15 MPa =105.48MPa【F】2=146MPa 齿根弯曲强度校核合格 V= = =0.98m/s 由表 10.22 可知，选 8 级精度是合适的。 nw= = =96

18、0/（3.23.93） =76.34r/min 2= = =3.3% m=2.5mm b=62.5mm b1=70mm a=155mm SF=1.3 YNT1=YNT2=1 5、 验算齿轮的 圆周速度 v。 6、验算带的带速误差。 输送带允许带速误差为5%合格。 V=0.98m/s 齿轮 的基本参 数 标准齿轮有 ha*=1 c*=0.25 齿顶高 ha=ha*m=2.5mm 齿根高 hf=1.25m=1.252.5=3.125mm 齿全高 h=2.25m=2.252.5=5.625mm 齿顶高直径 da=m（z+2ha）=2.5（99+21）=252.5mm 齿根圆直径 df=m（z-2ha

19、*-2c*）=2.5（99-21-20.25）=241.25mm 六、轴的设计 由前面计算可知：传动功率 P2=4.06KW,转速 n2=73.89r/minh，工作单向 转动轴采用深沟球轴承支撑。 设计步骤 计算方法和内容 设计结果 1、 选择轴的材料，确 定许用应力。 由已知条件知减速器传递的功率属于 中小功率，对材料五特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。查书 1(见备注)273 页表 14.2 得强度极限 B=650MPa，在查 2、 按钮转强度估算轴 径。 3、 设计轴的结构并绘 制结构草图 （1）、确定轴 上零件的位置和固 定方式 （2）、确定各 轴段的直径 书 1，272 页表

20、 1402 得许用弯曲应力 【-1b】=60MPa。 根据书 1，271 页表 14.1 得 C=107118.又由式（14.2）得： dC . =（107118） =40.2344.37mm 考虑到轴的最小直径出要安装联轴器， 会有键槽存在，故将估算直径加大 3%5%，取为 41.7146.59mm。查书 2（见备注），127 页附表 9.4 弹性柱销 联轴器（GB5014-85 摘录）得 d1=45mm 轴的计算转矩为： TC=9550103 =9550103 =507898.87N.m） 查书 2，127 页附表 9.4 弹性柱销联 轴器，（GB5014-85 摘录）得 HL4 型联轴

21、器，半联轴器轮毂长 L=112mm，键槽长 L1=84mm。 （1）、确定轴上零件的布置方案 和定位方式，如 14.8 图所示将齿轮布置 在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与 轴套作轴向定位，用平键和配合 H7/K6 作 周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘 单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴 器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平 键和配合 H7/K6 作周定位。 （2）、确定轴的各段直径 、由上述可知轴段 1 直径最小 d1=45mm。 轴 的直 d 1 018 18 30 50 80 【- 1b】=60MPa d1=45mm TC=507898. 87N.m L1=84mm L=112m

22、m 径 30 50 80 100 轴 上圆 角/ 倒角 C1 /R1 1 .6 2 .0 3 .0 4 .0 5 .0 最 小轴 肩高 度 hm in 2 2 .5 3 .5 4 .5 5 .5 轴 环宽 度 b b1.4h 轴 上圆 角半 径 R 0 .8 1 .0 1 .6 2 2 .5 、轴段 2 考虑到要对安装在轴段 1 上的联轴器进行定位，轴段 2 上应有轴肩， 同时为能很顺利地在轴段 2 上安装轴承， 轴段 2 必须满足轴承内径的标准，至少应 满足： d1+23.5mm=45+7=52mm 取轴径 d2=55，并根据机械设计基 础课程设计指导书（第二版）129 页附 表 10.1

23、选用 6011 型轴承。 、轴段 3 不考虑对安装在轴 2 上的 零进行定位，只要求有一定圆角即可，至 少应满足： d3=d2+22mm =55+4=59mm 圆整后取 d3=60mm。 、轴段 4 一般要比轴段 3 的直径大 10mm，所以有 d2=52mm （3）、确定各 轴段的长度 d4=d3+10mm=70mm 、为了便于拆卸左轴承，根据书 2，129 页附表 10.1 可知，6011 型轴承的 最小安装直径： da=62mm，所以取 d5=62mm 、轴段 6 与轴段 2 安装相同型号的 轴承，所以该轴径为： d6=d2=55mm （3）、确定轴的各段长度 、已知毂宽为 65mm，为

24、了保证齿 轮固定可靠，轴段 3 的长度应略短于齿轮 轮毂宽度 2mm，取轴段 3 的长度为 63mm。 、轴环的宽度约为该最小轴肩高度 的 1.4 倍，即附表如上可得：所以轴环的 宽度为 7mm。 、为保证齿轮端面与箱体内壁不相 碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的 间距，可取该间距为 18mm。 、为了保证轴承安装在箱体轴承座 孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距 箱体内壁的距离为 2mm。又查书 2 的附表 10.1 知，6011 型滚动轴承的宽度为： B=18mm。 所以轴承支点的距离为： L=（18/2+2+18+65/2）2 =123mm 、确定轴段 2 的长度时，要根据轴 段安装的

25、零件尺寸来决定，所以有： a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体 内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒 的长度为 20mm。套筒左端紧靠与齿轮的 内圈横截面，套筒右端有 2mm 的倒角，且 d3=60mm d4=70mm d5=62mm d6=d2=55mm 毂宽为 65mm 右端使其轴承定位，由上述可知 6011 型 滚动轴承的宽度为 18mm。 b、减速器中两个齿轮的中心距 a =156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体 的距离为 y，则： 查书 2，17 页表 4.1 得，地脚螺钉直 径为： df=0.036a+12=0.036156.25+12 =17.625mm 圆整后得：df=20mm

26、 箱盖的壁厚为： 1=0.02a+1mm =0.02155+1=4.125mm8mm 取 1=8mm 轴承端盖螺钉直径： d3=（0.4-0.5）df =（0.40.5）20mm=（810） mm 取 d3=8mm 查书 2，17 页表 4.1 的，轴旁连接螺 栓直径为： d1=0.75df =0.7520=15mm 由于较大的偶数则 d1=16mm，所以 轴承的连接螺栓直径为 16mm 写为 M16 查手册表 4.2,cmin=22，c2min=20 所以轴承座端面距离内箱壁的距离为 B=18mm L=123mm a =156.25mm df=20mm y 为： y=1+C1min+C2mi

27、n+（510） =8+22+20+5=55mm C、外壁圆角半径一般为 35mm，取 圆角半径为 4mm。 d、由 b、步可知 d3=8mm 查书 2，23 页表 4.5 得，螺钉连接外装式轴承的厚度 为： e=1.2d3 =1.28mm=9.6mm e、轴段 2 伸出箱体外的长度一般为 1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出 长度为 17.4mm。综合上述，轴段 2 的长 度为： 2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 、轴段 1 的长度确定，根据联轴器 的长度来确定其长度，查书 2，68 页附表 1.7 得，L=82mm。 、在轴段 1、3 上分别加工出键槽， 使两键槽处于轴的

28、同一圆柱母线上，键槽 的长度比相应的轮廓宽度约小 510mm， 键槽的规格查书 2，108 页附表 5.11 得， 轴段 1 的键槽深度为 5.5mm，宽度为 14mm；轴段 3 的键槽深度为 7mm，宽度为 18mm。 （1） 、画出轴的受力图如图 b 所 示 （2） 、作水平面内的弯矩图 列出平衡弯矩图如下： 1=8mm d1=15mm cmin=22，c 2min=20 y=55mm 4、 按弯曲扭合成强度 校核轴径 (!)、画出轴的 受力图。 FHAL+FHBL=0 支点为：Ft= = =4135.68N Fr=Fttan20o =4135.68tan20o=1505.26N FHA=

29、FHB =Ft/2=4135.68/2=2067.84N -截面处的弯矩为： MHC1= = =127172.16N.mm -截面处的弯矩为： MHC2=FHA29 =2067.8429=59967.36N.mm 其弯矩图如 c 图所示。 （3）、作垂直平面内的弯矩图 去掉 A 支点保留 B 支点，则有： FVA=FVB= =1505.26/2=752.63N -截面处的弯矩为： MV=FVA =752.63 =46286.75Nmm -截面的合成弯矩为： MV= e=9.6mm L=82mm。 Ft=4135.68 N Fr=1505.2 （2）、作水平 面内的弯矩图，支 点反力为。 （3）

30、、作垂直 面内的弯矩图， （4）、作合成 弯矩图 =752.6329mm=21826.27Nmm 其弯矩图 d 图所示。 （4）、由 M= 得： -截面的合成弯矩为： M1= = =135333.74Nm -截面的合成弯矩为： M2= = =63815.91Nm 其合成弯矩图如 e 图所示。 （5）、作转矩图 T=9.55106 =9.55106 =507898.87mm 其转矩图如 f 图所示。 （6） 求当量转矩（弯矩合成图） 因减速器单向运转，故可以认为 转矩为脉动循环变化，修正系数 =0.6. 由 Me= 得： -截面的弯矩合成为： Me1= =333438.56Nmm 6N FHA=

31、FHB=20 67.84N MHC1=12717 2.16N.mm MHC1=12717 2.16N.mm MHC2=59967 .36N.mm FVA=FVB=75 2.63N MV=46286.7 （5）、作转矩 图 （6）、求当量 弯矩 -截面的弯矩合成为： Me2= = =311349.52 其弯矩合成如 g 图所示。 （7）、确定危险截面及校核强度 由以上图可以看出，截面- 、-所受转矩相同，但弯矩 Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面- 可能为危险截面。但由于轴径 d3d2，故也对-进行校核。 截面-： 由 W=0.1d3，【-1b】= 得 e1= = =15.44MPa 截面-：

32、 e2= = =18.71MPa 查教材 272 页表 14.2 得【-1b】 =60MPa，满足 e【-1b】的条件， 故设计的轴有足够的强度，并有一定的余 量。 因所设计轴的强度裕度不大，此轴不 必再作修改。 5Nmm MV=21826 .27Nmm M1=135333. 74Nm M2=63815.9 1Nm T=507898.8 7mm （7）、确定危 险截面及校核强度。 Me1=333438 .56Nmm Me2=311349 .52 e1=15.44 MPa e2=18.71 MPa 七、轴承的选择与校核 设计步骤 设计计算与内容 设计结果 一、 轴承 的当量动载荷 二、 试选 轴

33、承型号 三、 由预 期寿命求所需 c 并 校核 由前面计算知 d2=55mm，选用 6011 型 号的轴承。 查书 1，295 页查表 15.12 知：载荷系 数 fp=1.2 查书 1，296 页查表 15.14 知：温度系 数 fT=1 因为此 Fa=0N 由式 15.2 得 P=fpFr =1.21505.26 =1806.312N 因为是球轴承 =3 根据轴颈 d=55mm，选择 6011 型，并查 书 2129 页附表 10.1 得该型号轴承的基本额 定动载荷 Cr=30.2KN 基本额定静载荷 Cor=21.8KN 由表 15.15 知：轴承预期寿命Lh的 参数值为 5000060

34、000h 在因为该轴承要工作 5 年且 24 小时连 续工作，所以有： Lh=552524=31200h Cmax= = =9443.77N fp=1.2 fT=1 P=1806.312 N =3 Cr=30.2KN Cor=21.8KN 选择 6011 轴承 Cr=30.2KN 满足要求 CmaxCr，选择合适。 满足要求 CmaxCr，选择 合适 八、键的设计 设计步骤 设计计算与内容 设计结果 一、 联轴器的键 1、 选择健的型 选择 C 型健 由轴径 d1=45mm，在同表查得健宽 b=14mm，健高 h=9mm，L=36160mm。 选择 C 型键 b=14mm 号 2、 写出健的型

35、 号 二、 齿轮键的选择 1、 选健的型号 2、写出键的型号 L=70mm（1.61.8）d l1=L-0.5b=70-0.514=63mm 由式 14.7 得 jy1= =（4457.861000） /（45963）=71.77MPa【jy】 选健为 C1470GB/T1096-1979 选择 A 型健 轴径 d3=60mm，为了使加工方便，应尽量 选取相同得健高和健宽。但强度不够。 故 健宽 b=18mm，高 h=11mm，L=50mm l2=L-18=50-18=32mm jy2= = =96.2MPa 选取键 A1850GB/T1096-1979 h=9mm L=36160m m 选择

36、 A 型键 九、联轴器的选择 设计步骤 设计计算与内容 设计结果 一、 计算联轴器的 转矩 二、 确定联轴器的 型号 由表 16.1 查得工作情况系数 K=1.3 由式 16.1 得 主动端 TC1=KT2 =1.3507.94=660.322Nmm 从动端 TC2=KTW TC1=660.322 Nmm TC2=595.23N =1.3457.86 =595.23NmTm=1250Nm 由前面可知： dC =40.2344.37mm 又因为 d（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.241546.59mm n2=76.34r/minn=4000r/min 由附表

37、 9.4 可确定联轴器的型号为弹性 柱销联轴器 HL4 GB5014-85。 m 标记为： HL4 GB5014- 85。 十、减速器箱体设计 设计步骤 设计计算与内容 设计结果 轴中心距 箱体壁厚 箱盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机盖底凸缘厚 度 地脚螺栓直径 地脚螺钉数目 a=155mm 1=0.02a+1mm=4.125mm8mm 1=0.02a+18mm b=1.5 =12mm b1=1.51=12mm b2=2.5=2.58=20mm df=0.036a+12 =17.58mm 取整偶数 20mm a250，n=4 a=155mm 1=8mm 1=8mm b=12mm b2=2

38、0mm df=17.58mm n=4 轴承旁联结螺 栓直径 盖与座连接螺 栓直径 联结螺栓 d2 的 间距 轴承端盖的螺 钉直径 d3 窥视孔盖螺钉 直径 d4 定位销直径 df、d1、d2 至 外壁距离 df、d2 至凸缘 距离 凸台高度 外箱壁至轴承 座端面与内箱壁距 离 机盖机座力厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺 栓距离 d1=0.75df=15mm 查表 3-3 取 16mm d2=（0.50.6）df =1012mm 取 d2=12mm l=150200mm 由表 3-17 得：d3=（0.40.5）df =810mm d4=（0.30.4）df=68mm d=（0.30.4）d2=8

39、.49.6mm C1=20mm C2=18mm h=0.36D2 =0.36130=46.8mm l1=C1+C2+(510) =4348mm 取 l1=47mm 11.2 1=9.6mm 2 2=9.6mm m10.851 m0.85 =6.8mm 7mm =6.8mm7mm D2=D+(55.5)d3 d1=0.75df=15mm d2=12mm l=150200mm d3=810mm d4=68mm C1=20mm C2=18mm h=46.8mm l1=47mm 1=9.6mm 2=9.6mm m1=7mm m=7mm =90+（55.5）8 =130134mm S=D2 D2=132

40、mm S=D2 十一、减速器的润滑、密封 设计步骤 设计计算与内容 设计结果 一、 齿轮 的润滑 （1） 选择 润滑方式 （2） 确定 油深 二、 轴承 润滑 三、 密封 V= = =1.00m/s V12m/s,采用侵油润滑 由查参考书 2 图 10.52 可知 齿轮侵油深度为 10mm； 油总深度为 30mm dm= n1 V=0.98m/s 油总深度为 30mm。 = 300 =21750m/s 采用脂润滑 轴承两端加设挡油环； 轴承端盖采用毡圈密封 Dm=21750m/s 采用毡圈密封。 十二、参考资料 书名 主编 1、机械设计基础（第二版） 2、机械设计基础课程设计指导书 陈立德 陈立德 牛玉丽 转载自： 一级圆柱齿轮减速器课程设计 - 心灵牧歌的日志 - 网易博客