圆柱齿轮减速器设计范例

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1、一级圆柱齿轮减速器的设计 系部：机电工程系 学生： 班级：机电一体化 学号： 指导教师： 装订交卷日期： 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-------------------------

2、 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

3、 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 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

4、 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/1000ηwη =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/η 又因为η=η1η2η3η3η4 =0.960.980.970.970.96 =0.82 P0=PW/η

5、 =3.5/0.82=4.27KW 电动机的额定功率： P=(1.0-1.3)P0=4.27-5.55KW 电动机的额定功率为5.5KW. 滚筒转速：NW=60Vw1000/∏D =601.61000/(3.14400) =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

6、 = (2～4) (3～5)=6～20 n=(6～20) 76.43 =458.58～1528.6r/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，因此选择电动机行型号为：Y132M1-6 同步转速1000r/min 满载转速：960r/min， 额定功率4KW。 PW=3.5KW

7、 P0=4.27kw 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=n

8、m/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

9、（高速轴） 3、2轴（低速轴） 4、3轴（滚筒轴） P0=4.27KW n0=960r/min T0=9550P0/n0 =95504.27/960=42.48N.m P1=P0η1 =4.270.96=4.10KW n1=n0/i1=960/3.2=300/min T1=9550P1/n1=95504.10/300=130.52N.m P2=P1η2η3 =4.270.980.97=4.06KW n2=n1/i2=300/3.93=76

10、.34r/min T2=9550P2/n2 =95504.06/76.34=507.90N.m PW=P2η3η4 =4.060.970.96=3.78KW nw=n2=76.34r/min TW=9550PW/nw=95503.66/76.34=457.86N.m 参 数 轴 号 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） 42.4

11、8 129.24 507.90 457.86 传动比i 3.2 3.93 1 效率 0.96 0.95 0.96 P0=4.27KW n0=960r/min P1=4.06KW n1=300r/min T1=129.24N.m n2=76.34r/min T2=491.25N.m PW=3.66KW nw=76.34r/min TW=457.86N.m 四、V带传动设计

12、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。 4、 验证带速V 5、 确定带的基准长度Ld和实际中心距a。 6、 校核小带轮包角α1 7、 确定V带根

13、数Z 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<<机械设计基础>>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=125m

14、m， dd1=125＞ddmin=75mm dd2=n0dd1/n1=960125/300 =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=πdd1n1/601000=（125π960）/（601000）m/s=6.28m/s 带速在5～25m/s范围内。 由式(8.14)得 0.7（dd1+dd

15、2）≤a0≤2（dd1+dd2） 0.7（125+400）≤a0≤2(125+400) 367.5≤a0≤1050 取a0=700 由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2700+（125+400）π/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 a≈a0+（La-L0）/2 =700+ =694.37mm≈694mm 中心距a的变动范围为 amin=a-

16、0.015Ld =694.37-0.0152240 =660.77mm amax=a+0.03Ld=694.37+0.032240=761.57mm 由式（8.17）得 α1=180o-（dd1-dd2）/α57.3o =180o-57.3o（400-125）/694.37 =157.31o＞120o 由式（8.18）得 Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL 根据dd1=125mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插法得 P0=1.1

17、9+(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 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 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Kα=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

18、通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（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=

19、400mm，轴上压力FQ=1381.36N。 KA=1.3 Pc=5.55kw dd1=125mm dd2=400mm i=3.2 n2=300 V=6.28m/s a0=700 La=2240mm a≈694mm amin=616.2mm amax=717mm α1=15

20、7.30o P0=1.38kw Kb=1.027510-3 △P0=0.12kw Kα=0.96 Z=4 F0=177.84N FQ=1394.92N 结果选择4根A-1600GB 11544-89V带。

21、 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

22、 3、 主要尺寸计算 4、 按齿根弯曲疲劳强度校核 5、 验算齿轮的圆周速度v。 6、验算带的带速误差。 小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用

23、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Ra≤3.2～6.3um。 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（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ψd 小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=3.9325=99。故Z2=99因

24、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【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的 σHlim1=580MPa σHlim2=550Mpa 由表10.10查得SH=1 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 【σH】1= ZNT1σHlim1/SH =1580

25、/1=580MPa 【σH】2=ZNT2σHlim2/SH 1.07550/1=588.5MPa 故d1≥76..43 =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 经圆整后取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a= m（z1+z2）=0.52.5（25

26、+99）=155mm 由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数： （1）、齿形系数YF 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=1.59， YS2=1.7985 （3）、许用弯曲应力【σF】 由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=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 【σF】1= = =162MPa 【σF】

27、2= = =146MPa 故σF1= YFYS = 2.651.59 =113.15MPa＜【σF】1=162MPa σF2=σF1 =113.15 MPa =105.48MPa＜【σF】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= = =960/（3.23.93） =76.34r/min γ2= = =3.3%

28、输送带允许带速误差为5%合格。 T1=130516.67N.mm Z1=25 Z2=100 σHlim1=580MPa σHlim2=550Mpa N1=1.80109 N2=4.58108 ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 【σH】1=580MPa 【σH】2=588.5MPa

29、 m=2.5mm b=62.5mm b1=70mm a=155mm SF=1.3 YNT1=YNT2=1 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

30、=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*-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。 2、 按钮转强度估算轴径。

31、 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 （3）、确定各轴段的长度

32、

33、 4、 按弯曲扭合成强度校核轴径 (!)、画出轴的受力图。 （2）、作水平面内的弯矩图，支点反力为。 （3）、作垂直面内的弯矩图， （4）、作合成弯矩图

34、 （5）、作转矩图 （6）、求当量弯矩 （7）、确定危险截面及校核强度。 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σB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。 根据书1，271页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得：

35、d≥C . =（107～118） =40.23～44.37mm 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41.71～46.59mm。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

36、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 ①、由上述可知轴段1直径最小d1=45mm。 轴的直径 d 10～18 ＞18～30 ＞30～50 ＞50～80 ＞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 hmin 2

37、 2.5 3.5 4.5 5.5 轴环宽度 b b≈1.4h 轴上圆角半径 R 0.8 1.0 1.6 2 2.5 ②、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选用6011型轴承。 ③、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：

38、 d3=d2+22mm =55+4=59mm 圆整后取d3=60mm。 ④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有 d4=d3+10mm=70mm ⑤、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 ⑥、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 ①、已知毂宽为65mm，为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。

39、②、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。 ③、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。 ④、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 ⑤、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，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

40、，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 箱盖的壁厚为： δ1=0.02a+1mm =0.02155+1=4.125mm≥8mm 取δ1=8mm 轴承端盖螺钉直径：

41、d3=（0.4-0.5）df =（0.4～0.5）20mm=（8～10）mm 取d3=8mm 查书2，17页表4.1的，轴旁连接螺栓直径为： d′1=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y为： y=δ1+C1min+C2min+（5～10） =8+22+20+5=55mm C、外壁圆角半径一般为3～5mm，取圆角半径为4mm。

42、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15～20mm，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 ⑥、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。 ⑦、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5～10mm，键槽的规格查书2，108页附表5.11得，

43、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： FHAL+FHBL=0 支点为：Ft= = =4135.68N Fr=Fttan20o =4135.68tan20o=1505.26N FHA=FHB =Ft/2=4135.68/2=2067.84N Ⅰ-Ⅱ截面处的弯矩为： MHC1= = =127

44、172.16N.mm Ⅱ-Ⅱ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 Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为： MV=FVA =752.63 =46286.75Nmm Ⅱ-Ⅱ截面的合成弯矩为： MVⅡ= =752.6329mm=21826.27Nmm 其弯矩图d图所示。 （4）、由M= 得： Ⅰ-Ⅰ截面的合成弯矩为

45、： M1= = =135333.74Nm Ⅱ-Ⅱ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α=0.6.由Me= 得： Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩合成为： Me1=

46、 =333438.56Nmm Ⅱ-Ⅱ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Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩Me1＞Me2，且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。但由于轴径d3＞d2，故也对Ⅱ-Ⅱ进行校核。 截面Ⅰ-Ⅰ： 由W=0.1d3，【σ-1b】= 得 σe1= = =15.44MPa 截面Ⅱ-Ⅱ： σe2= = =18.71MPa 查教材272页

47、表14.2得【σ-1b】=60MPa，满足σe≤【σ-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。 【σ-1b】=60MPa d1=45mm TC=507898.87N.m L1=84mm L=112mm

48、 d2=52mm d3=60mm d4=70mm d5=62mm d6=d2=55mm 毂宽为65mm B=18mm L=123mm

49、 a =156.25mm df=20mm δ1=8mm d′1=15mm cmin=22，c2min=20 y=55mm e=9.6mm L′=82mm。

50、 Ft=4135.68N Fr==1505.26N FHA=FHB=2067.84N MHC1=127172.16N.mm MHC1=127172.16N.mm MHC2=59967.36N.mm FVA=FVB=752.63N MV=46286.75Nmm MVⅡ=21826.27Nmm

51、 M1=135333.74Nm M2=63815.91Nm T=507898.87mm Me1=333438.56Nmm Me2=311349.52 σe1=15.44MPa σe2=18.71MPa 七、轴承的选择与校核 设计步骤 设计计算与内容

52、设计结果 一、 轴承的当量动载荷 二、 试选轴承型号 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

53、轴承ε=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50000～60000h 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 选择6011轴承Cr=30.2KN 满足要求Cmax＜Cr，选择合适。 fp=1.2 fT=1 P=1806

54、.312N ε=3 Cr=30.2KN Cor=21.8KN 满足要求Cmax＜Cr，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、 选择健的型号 2、

55、 写出健的型号 二、 齿轮键的选择 1、 选健的型号 2、写出键的型号 选择C型健 由轴径d1=45mm，在同表查得健宽b=14mm，健高h=9mm，L=36～160mm。 L=70mm≤（1.6～1.8）d l1=L-0.5b=70-0.514=63mm 由式14.7得 σjy1= =（4457.861000）/（45963）=71.77MPa＜【σjy】 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

56、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 σjy2= = =96.2MPa 选取键A1850GB/T1096-1979 选择C型键 b=14mm h=9mm L=36～160mm 选择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

57、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 =1.3457.86 =595.23Nm＜Tm=1250Nm 由前面可知： d≥C =40.23～44.37mm 又因为d（1+0.05） =（40.23～44.37）（1+0.05） =42.2415～46.59mm n2=76.34r/min＜〔n〕=4000r/min 由附表9.4可确定联轴器的型号为弹

58、性柱销联轴器 HL4 GB5014-85。 TC1=660.322Nmm TC2=595.23Nm 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 轴承旁联结螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 联结螺

59、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 a=155mm δ1=0.02a+1mm=4.125mm≥8mm δ1=0.02a+1≥8mm b=1.5 δ=12mm b1=1.5δ1=12mm b2=2.5δ=2.58=20mm df=0.036a+12 =17.58mm 取整偶数20mm a≤250，n

60、=4 d1=0.75df=15mm查表3-3取16mm d2=（0.5～0.6）df =10～12mm 取d2=12mm l=150～200mm 由表3-17得：d3=（0.4～0.5）df =8～10mm d4=（0.3～0.4）df=6～8mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm C1=20mm C2=18mm h=0.36D2 =0.36130=46.8mm l1=C1+C2+(5～10) =43～48mm 取

61、l1=47mm △1＞1.2δ △1=9.6mm △2＞δ △2=9.6mm m1≈0.85δ1 m≈0.85δ =6.8mm ≈7mm =6.8mm≈7mm D2=D+(5～5.5)d3 =90+（5～5.5）8 =130～134mm S=D2 a=155mm δ1=8mm δ1=≥8mm b=12mm b2=20mm df=17.58mm n=4 d1=0.75df=15mm d2=12mm

62、l=150～200mm d3=8～10mm d4=6～8mm C1=20mm C2=18mm h=46.8mm l1=47mm △1=9.6mm △2=9.6mm m1=7mm m=7mm D2=132mm 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

63、 （2） 确定油深 二、 轴承润滑 三、 密封 V= = =1.00m/s V≈12m/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 = 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 V=0.98m/s 油总深度为30mm。 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 需要图的加我qq:765999717