一、传动方案拟定

第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；

滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

(2)电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1000×2/1000×0.8412

=2.4KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×50

=76.43r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

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：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

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Y132S-6。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57

2、分配各级伟动比

（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）

（2） ∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=960r/min

nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)

nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=P工作=2.4KW

PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96

=2.168KW

3、 计算各轴扭矩（N�6�1mm）

TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960

=23875N�6�1mm

TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×2.304/458.2

=48020.9N�6�1mm

TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4

=271000N�6�1mm

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P83表5-9得：kA=1.2

PC=KAP=1.2×3=3.9KW

由课本P82图5-10得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为

75~100mm

则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=n1/n2�6�1dd1=960/458.2×100=209.5mm

由课本P74表5-4，取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200

=480r/min

转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2

=-0.048<0.05(允许)

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)

所以有：210mm≤a0≤600mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0

=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500

=1476mm

根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm

根据课本P84式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2

=500-38

=462mm

(4)验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-200-100/462×57.30

=1800-12.40

=167.60>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW

根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW

根据课本P81表（5-7）Kα=0.96

根据课本P81表（5-8）KL=0.96

由课本P83式（5-12）得

Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL

=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96

=3.99

(6)计算轴上压力

由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N

=158.01N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2

=1256.7N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：传动比i齿=6

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60

传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用

齿数比：u=i0=6

由课本P138表6-10取φd=0.9

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2

=50021.8N�6�1mm

(4)载荷系数k

由课本P128表6-7取k=1

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：

σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)

=1.28×109

NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108

由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92 ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm

=48.97mm

模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm

根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P132（6-48）式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×120mm=300mm

齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm

取b=45mm b1=50mm

(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80 YSa1=1.55

YFa2=2.14 YSa2=1.83

(8)许用弯曲应力[σF]

根据课本P136（6-53）式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF

由课本图6-35C查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa

由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa

=77.2Mpa<[σF]1

σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa

=11.6Mpa<[σF]2

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=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000

=1.2m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115

d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×(1+5%)mm=20.69

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=22mm 长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，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+16+55）=93mm

III段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=50mm

②求转矩：已知T2=50021.8N�6�1mm

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft�6�1tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm

(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=182.05N

FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N

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=182.05×50=9.1N�6�1m

(3)绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N�6�1m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N�6�1m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N�6�1m

(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=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N�6�1m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115

d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=300mm

②求转矩：已知T3=271N�6�1m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft�6�1tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N�6�1m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N�6�1m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N�6�1m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2

=275.06N�6�1m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

(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=315.1N FA2=FS2=315.1N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本P263表（11-8）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取f P=1.5

根据课本P262（11-6）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/458.2×(1×23000/750.3)3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

(1)已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0 FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

(2)计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本P263表（11-8）得：e=0.68

∵FA1/FR1<e∴x1=1

y1=0

∵FA2/FR2<e∴x2=1

y2=0

(4)计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N

P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=1355ε=3

根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264 表（11-10）得：ft=1

根据课本P264 （11-10c）式得

Lh=16670/n(ftCr/P) ε

=16670/76.4×(1×30500/1355)3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N�6�1m h=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N�6�1m

查手册P51 选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm

查手册P51 选用A型平键

键16×10 GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

院（系） 机械与汽车工程学院

专 业

班 级

学 号

姓 名

专业教研室、研究所负责人

指导教师

年 月日

XXXXXXX 大 学

课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书

兹发给 车辆工程 班学生课程设计（论文）任务书，内容如下：

1．设计题目：V带——单级斜齿圆柱减速器

2．应完成的项目：

（1）减速器的总装配图一张(A1)

（2）齿轮零件图 一张(A3)

（3）轴零件图一张(A3)

（4）设计说明书一份

3．本设计（论文）任务书于2008 年 月 日发出，应于2008 年 月 日前完成，然后进行答辩。

专业教研室、研究所负责人审核 年月 日

指导教师 签发 年 月日

程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：

课程设计（论文）答辩负责人签字：

年月 日

目 录

一．传动方案的确定―――――――――――――――5

二．原始数据――――――――――――――――――5

三．确定电动机的型号――――――――――――――5

四．确定传动装置的总传动比及分配――――――――6

五．传动零件的设计计算―――――――――――――7

六．减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13

七．轴的设计――――――――――――――――――14

八．滚动轴承的选择和计算――――――――――――19

九．键联接的选择和强度校核―――――――――――22

十．联轴器的选择和计算―――――――――――――22

十一．减速器的润滑―――――――――――――――22

十二．参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明

一、传动方案拟定二、原始数据：

带拉力：F=5700N, 带速度：v=2.28m/s, 滚筒直径：D=455mm

运输带的效率： 工作时载荷有轻微冲击；室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 4％，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。

三、电动机选择

(1)选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机

(2)选择电动机功率：:

运输机主轴上所需要的功率：

传动装置的总效率：

， ， ， ， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），圆锥滚子轴承（滚子轴承一对），联轴器（刚性联轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3，

取：

所以：

电动机所需功率: ，

查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率

（3）选择电动机的转速

取V带传动比范围(表2-2) ≤2～4；单级齿轮减速器传动比 ＝3～6

滚筒的转速：

电动机的合理同步转速：

查表16-1得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）

电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm

(r/min)堵载转矩

额定转矩最大转矩

额定转矩

Y200L1-618.5 1000 9701.8 2.0

查表16-2得电动机得安装及有关尺寸

中心高

H外形尺寸

底脚安装尺寸

地脚螺栓孔直径

轴伸尺寸

键公称尺寸

200775×(0.5×400+310) ×310318×3051955×11016×

五、计算总传动比及分配各级的传动比

传动装置得总传动比 ：

取V带传动比： ；单级圆柱齿轮减速器传动比：

(1)计算各轴得输入功率

电动机轴：

轴Ⅰ（减速器高速轴）:

轴Ⅱ（减速器低速轴）:

(2)计算各轴得转速

电动机轴:

轴Ⅰ :

轴Ⅱ :

（3）计算各轴得转矩

电动机轴

轴Ⅰ :

轴Ⅱ :

上述数据制表如下：

参数

轴名输入功率

（ ）

转速

（ ）

输入转矩

（ ）

传动比

效率

电动机轴15.136970182.141.68930.95

轴Ⅰ（减速器高速轴）14.379574.20239.15 6 0.97

轴Ⅱ（减速器低速轴）13.66995.701364.07

五、传动零件的设计计算

1.普通V带传动得设计计算

① 确定计算功率

则： ，式中，工作情况系数取 ＝1.3

② 根据计算功率 与小带轮的转速 ，查《机械设计基础》图10-10，选择SPA型窄V带。

③ 确定带轮的基准直径

取小带轮直径: ，

大带轮直径 :

根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径

④ 验证带速:

在 之间。故带的速度合适。

⑤确定V带的基准直径和传动中心距

初选传动中心距范围为： ，初定

V带的基准长度：

查《机械设计》表2.3，选取带的基准直径长度

实际中心距：

⑥ 验算主动轮的最小包角

故主动轮上的包角合适。

⑦ 计算V带的根数z

,由 ， ，

查《机械设计》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得额定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得

， 取 根。

⑧ 计算V带的合适初拉力

查《机械设计》表2.2，取

得

⑨ 计算作用在轴上的载荷 :

⑩ 带轮的结构设计 （单位）mm

带轮

尺寸

小带轮

槽型C

基准宽度

11

基准线上槽深

2.75

基准线下槽深

11.0

槽间距

15.0 0.3

槽边距

9

轮缘厚

10

外径

内径

40

带轮宽度

带轮结构 腹板式

V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.

2.齿轮传动设计计算

（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数

① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）；

② 选择齿轮材料：由课本附表1.1选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45；

③ 选取齿轮为7级的精度（GB 10095－88）；

④ 初选螺旋角

⑤ 选 小齿轮的齿数 ；大齿轮的齿数

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式进行试算，即

A.确定公式内各个计算数值

①试选载荷系数Kt=1.5

②小齿轮传递的转矩：

③由《机械设计》表12.5得齿宽系数 （对硬齿面齿轮， 取值偏下极限）

④由《机械设计》表12.4弹性影响系数

⑤节点区域系数

所以，得到 =2.4758

⑥端面重合度

＝

＝

代入上式可得：

⑦接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图12.6)

⑧应力循环次数

N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108

N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108

⑨接触疲劳寿命系数 根据图12.4

⑩接触疲劳许用应力 取

=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa

=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa

因为 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa

B.计算

① 试算小齿轮分度圆

② 计算圆周速度：=

③ 计算齿宽： = 1 57.24 = 57.24 mm

④ 齿宽与齿高之比：

/(2.25 )

⑤ 计算载荷系数K

根据v=2.28m/s，7级精度，由附图12.1查得动载系数 =1.07

由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25

参考课本附表12.3中6级精度公式，估计 <1.34,对称

1.313取 =1.313

由附图12.2查得径向载荷分布系数 =1.26

载荷系数

⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径

＝

⑦ 计算模数

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

A.确定公式中的各参数

①载荷系数K：

则

②齿形系数 和应力校正系数

当量齿数 ＝ ＝21.6252，

＝ ＝112.2453

③螺旋角影响系数

轴面重合度 ＝ ＝0.9385

取 ＝1得 =0.9374

④许用弯曲应力

查课本附图6.5得 ，取 =1.4，则

＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa

=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa

⑤确定

=2.73 1.57/307=0.01396

=2.17 1.80/314=0.01244

以 代入公式计算

B.计算模数mn

比较两种强度计算结果，确定

4、几何尺寸的计算

① 中心距＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm

取中心距

② 修正螺旋角：

③ 分度圆直径：

④ 齿宽 ，取B2=65 mm，B1=70 mm

⑤ 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)

名称代号计算公式结果

小齿轮大齿轮

中心距

223 mm

传动比

6

法面模数

设计和校核得出3

端面模数

3.034

法面压力角

螺旋角

一般为

齿顶高

3mm

齿根高

3.75mm

全齿高

6.75mm

顶隙c

0.75mm

齿数Z

21126

分度圆直径

64.188mm382.262 mm

齿顶圆直径

70.188 mm388.262mm

齿根圆直径

57.188 mm375.262 mm

齿轮宽b

70mm65mm

螺旋角方向

左旋右旋

六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。

名称代号尺寸计算结果(mm)

底座壁厚

8

箱盖壁厚

8

底座上部凸圆厚度

12

箱盖凸圆厚度

12

底座下部凸圆厚度

20

底座加强筋厚度e

8

底盖加强筋厚度

7

地脚螺栓直径d 或表3.4

16

地脚螺栓数目n表3--46

轴承座联接螺栓直径

0.75d12

箱座与箱盖联接螺栓直径

(0.5—0.6)d8

轴承盖固定螺钉直径

(0.4—0.5)d8

视孔盖固定螺钉直径

(0.3—0.4)d5

轴承盖螺钉分布圆直径

155/140

轴承座凸缘端面直径

185/170

螺栓孔凸缘的配置尺寸

表3--222，18，30

地脚螺栓孔凸缘配置尺寸

表3--325，23，45

箱体内壁与齿轮距离

12

箱体内壁与齿轮端面距离

10

底座深度H

244

外箱壁至轴承端面距离

45

七、轴的设计计算

1.高速轴的设计

① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230

② 初步估算轴的最小直径

根据教材公式，取 =110，则: =32.182mm

因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5%

③ 轴的结构设计:

考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为:

两轴承支点间的距离： ，

式中：―――――小齿轮齿宽，

―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，

――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，

――――― 轴承宽度，选取30310圆锥滚子轴承，查表13-1，得到

得到：

带轮对称线到轴承支点的距离

式中： ------------轴承盖高度，

t ――――轴承盖的凸缘厚度， ,故，

―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，

―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 mm

――――带轮宽度，

得到：

2.按弯扭合成应力校核轴的强度。

①计算作用在轴上的力

小齿轮受力分析

圆周力：

径向力：

轴向力：

②计算支反力

水平面：

垂直面：

所以:

③ 作弯矩图

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

④ 作转矩图 （见P22页）T1=239.15Nm

当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 ，

则：

⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。

由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：

D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：

（安全）

⑥轴的结构图见零件图所示

2.低速轴的设计

(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230

(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110,

两个键，所以 mm

考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=26.25

(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑

---螺栓头端面至带轮端面的距离,

k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k=7.5mm ，选用6个

L---轴联轴器长度,L=125mm

得到:

(4).按弯曲合成应力校核轴的强度

①计算作用的轴上的力

齿轮受力分析:圆周力: N

径向力:

轴向力:

③计算支反力:

水平面:

垂直面: ，

，

③ 作弯矩图

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

④ 作转矩图 T2=1364.07Nm

当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 , 则:

⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。

由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：

D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：

（安全）

（5）轴的结构图见零件图所示：

八、滚动轴承的选择和计算

1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算

① 选取的轴承：型号为30310圆锥滚子轴承（每根轴上安装一对）

②轴承A的径向载荷

轴承B的径向载荷：

对于30310型圆锥滚子轴承，其内部派生轴向力

所以轴承A被“放松”，而轴承B被“压紧”，则

计算当量动载荷

对于轴承1

对于轴承2 (根据《机械设计》表9.1)

轴向载荷：

因为 ,按照轴承 A验算寿命

（由表13-1可查C=122kN）

故满足寿命要求

2.低速轴滚动轴承的选择和寿命计算

①选取的轴承：型号为30214圆锥滚子轴承

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：2200n

鼓轮的直径D（mm）：450mm

运输带速度V（m/s）：1.6m/s

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：10

工作制度（班/日）：2

四． 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；

2. 斜齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张

2． 齿轮、轴零件图各一张

3． 设计说明书一份

六． 设计进度

1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1） 工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2） 电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝ ＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮

转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4

功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57

转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4

传动比 1 1 5 5 1

效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.6

（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = =67.85

（2） 计算圆周速度

v= = =0.68m/s

（3） 计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt= = =3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4） 计算纵向重合度εβ

εβ= =0.318×1×tan14 =1.59

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1= = mm=73.6mm

（7） 计算模数mn

mn = mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17 mn≥

1） 确定计算参数

（1） 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89

z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47

（4） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6） 计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较

= =0.0126

= =0.01468

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1） 计算中心距

z1 =32.9，取z1=33

z2=165

a =255.07mm

a圆整后取255mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos =13 55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1 =85.00mm

d2 =425mm

4） 计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5） 结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥ ＝ =34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1= =899N

Fr1=Ft =337N

Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1） 拟定轴上零件的装配方案

i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6. VI-VIII长度为44mm。

4． 求轴上的载荷

66 207.5 63.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1） 判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2） 截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a) 综合系数的计算

由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为 ， ，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为

b) 碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为 ，

c) 安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2） 各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f) 该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 轴上零件的装配方案

2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII

直径 60 70 75 87 79 70

长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6. 弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、 轴承30206的校核

1） 径向力

2） 派生力

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

II轴：

6、 轴承30307的校核

1） 径向力

2） 派生力

，

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

III轴：

7、 轴承32214的校核

1） 径向力

2） 派生力

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm） 工作长度

（mm） 工作高度

（mm） 转矩

（N•m） 极限应力

（MPa）

高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0

12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32

中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2

低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5

18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径 ，

轴孔长 ，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长 ，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

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M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、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。

三、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L-AN15润滑油。

四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。