一级减速器课程设计

第一部分 课程设计任务书及传动装置总体设计 ................................. 1

一、课程设计任务书 ..................................................... 1 二、该方案的优缺点 ..................................................... 3 第二部分 电动机的选择 ..................................................... 3

一、原动机选择 ......................................................... 3 二、 电动机的外型尺寸（mm） ............................................ 4 第三部分 计算减速器总传动比及分配各级的传动比 ............................. 5

一、减速器总传动比 ..................................................... 5

二、减速器各级传动比分配 ............................................. 5 第四部分 V带的设计 ...................................................... 5 一、外传动带选为普通V带传动 ........................................... 5 二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图 ................................. 7 第五部分 各齿轮的设计计算 ................................................. 7

一、齿轮设计步骤 ....................................................... 8 二、 确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图 ................................ 9 第六部分 轴的设计计算及校核计算 .......................................... 10

一、从动轴设计 ........................................................ 10 二、主动轴的设计 ...................................................... 14 第七部分 滚动轴承的选择及校核计算 ........................................ 18

一、从动轴上的轴承 .................................................... 18 二、主动轴上的轴承 .................................................... 18 第八部分 键联接的选择及校核计算 .......................................... 19

一、根据轴径的尺寸，选择键 ............................................ 19 二、键的强度校核 ...................................................... 19 第九部分 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 ............................... 20

一、减速器附件的选择 .................................................. 20 二、箱体的主要尺寸 .................................................... 20 第十部分 润滑与密封 ...................................................... 22

一、减速器的润滑 ...................................................... 22 二、减速器的密封 ...................................................... 22 第十一部分 参考资料目录 .................................................. 22 第十二部分 设计小结 ...................................................... 23

第一部分 传动装置总体设计

一、课程设 计任务书

设计带式运输机传动装置（简图如下）

数据编号 运输机工作

1 2 3 4 5 6 7 8

800 600 750 600 500 700 650

转矩T(N·m)

700

运输机带速

1.4 1.4 1.5 1.5 1.6 1.6 1.7

V(m/s)

1.7

卷筒直径D/mm 300 300 300 300 300 300 300 原始数据： 工作条件：

300

连续单向运转，工作时有轻微振动， 两班制工作（16小时/天），

5年大修，运输速度允许误差为5%。

课程设计内容

1）传动装置的总体设计。 2）传动件及支承的设计计算。 3）减速器装配图及零件工作图。 4）设计计算说明书编写。 每个学生应完成：

1） 部件装配图一张（A0）。 2） 零件工作图两张（A3）

3） 设计说明书一份（6000--8000字）。 本组设计数据：

第8组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 700 运输机带速V/(m/s) 1.70 卷筒直径D/mm 300 已给方案：外传动机构为带传动。 减速器为单级圆柱齿轮减速器。 传动装置总体设计 传动方案（上面已给定）

1） 外传动为带传动。

2） 减速器为单级圆柱齿轮减速器 3） 方案简图如下：

二、该方案的优缺点

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机，减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器，滚动轴承选用深沟球轴承等。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二部分 电动机的选择

一、原动机选择

选用Y系列三相交流异步电动机，同步转速1500r/min，满载转速1460r/min。 传动装置总效率：a

a1234567

10.96 0.99 3=0.97

240.99

50.99 0.96 0.99 （见课程设计手册P5，表1-7）

673其中：1为V带的传动效率 2为Ⅰ轴轴承效率 为齿轮传动效率

4为Ⅱ轴轴承效率 5为联轴器效率 6为卷筒效率 7为卷筒轴承效率

得a0.960.990.970.990.990.960.990.86

电动机的输出功率：Pd

PdPWa 其中 PW 为工作机（即输送带）所需功率

Tnw9550nw7001088.246Kw

95500.96其中：PWnwV1.701108Rmin （卷筒转速） D3.140.30工作机的效率w =0.96 （见课程设计手册P5，表1-7）

所以PdPWa8.2469.6Kw 取0.86Pd11Kw

选择电动机为Y160M-4型 （见课程设计手册P167，表12-1）

技术数据：额定功率（Kw） 11 满载转矩（rmin） 1460 额定转矩（Nm） 2.2 最大转矩（Nm） 2.3 Y132S-4

二、电动机的外型尺寸（mm）

A：254 B：210 C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160 K：15 AB：330 AC：325 AD：255 HD：385 BB：270 L：600 （参考课程设计手册P169，表12-4）

第三部分 计算减速器总传动比及分配各级的传动比

一、减速器总传动比

ianmn1460P13.52 （见课程设计手册188，表13-2） 108二、减速器各级传动比分配 iai1i2

ia13.523.384

初定：i23.38 （带传动） i14.0（单级减速器）

第四部分 V带的设计

一、外传动带选为普通V带传动 （1）确定计算功率：Pc

查表13-8得Ka1.2，故PcKaP1.211kW13.2kW （2）选带型号

根据 Pc13.2kW,n11460r/min由图13-15查此坐标点位于窄V带选型区域处，所以选用窄V带SPZ型。

（3）确定大、小带轮基准直径d1 、 d2

参考图13-16及表13-9选取小带轮直径 d1125mm

d21H （电机中心高符合要求）

从动带轮直径 d2id13.38125422.5mm，取d2425mm （4）验算带速

Vdn11601000146012519.56ms带速在5～25 m/s范围内，合适

601000 （5）从动轮带速及传动比

1n11460425432 n2 ，id23.4 Rmini3.38125d1 （6）确定V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距 0.7da1da2a02da1da2 所以 385a01100 取a0800mm 由式（13-2）得带长

L02a02(d1d2)(d2d1)24a0(425125)2(2800(125425))mm

248002492mm查表13-2，对SPZ型带选用Ld2500mm。再由式（13-6）计算实际中心距：

LLaa2d00(80025002492)mm804mm 2（7)验算小带轮包角1 由式（13-1）得 1180d2d1a57.3158.6120 合适

（8）确定SPZ型窄V带根数Z 由式（13-15）得

PZ(PP)KKc00

L查表13-4知单根SPZ带的基本额定功率P03.28kW

查表13-6知单根SPZ带的基本额定功率的增量式P00.23kW 由1158.6查表13-7用线性插值法求得K0.95 查表13-2得KL1.07，由此可得

13.2(3.280.23)0.951.07 ,取4根 3.7Z （9）求作用在带轮轴上的压力FQ

查表13-1得q=0.07kg/m,故由式13-17得单根V带的初拉力

Pc(2.51)qv2[50013.2(2.51)0.079.562]288N作用500F0zvK49.560.95在轴上的压力

12ZsinFQF02(24288sin158.6)N2264N 2二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图

小带轮基准直径d1125mm采用实心式结构。大带轮基准直径

d2425mm采用轮辐式结构

大带轮的简图如下：

第五部分 各齿轮的设计计算

一、齿轮设计步骤

选用直齿圆柱齿轮，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。 （1）选择材料及确定许用应力

小齿轮采用

40MnB

调质,齿面硬度为

241～

286HBS,Hlim1700MPa,FE1590MPa(表11-1),大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241～269HBS， Hlim2600MPa， FE2510MPa (表11-1)，由表11-5，取SH1.15，SF1.35

[H1]Hlim1SH700MPa609MPa 1.15600MPa522MPa 1.15590MPa437MPa 1.35510MPa378MPa 1.35 [H2]Hlim2SH [F1] [F2]FE1SFFE2SF（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5(表11-3），齿宽系数d1.0 （表11-6）小齿轮上的转矩

6 T19.5510P610.45459.5510Nmm2.32710Nmm n1429取ZE188.9(表11-4）

d13(

3ZEZH22KT1u1)[H]du5(41)188.92.5221.52.32710()mm89.4mm45221.0

齿数取Z130,则Z2303.98120。故实际传动比i模数 md189.42.98 z1301204 30齿宽 bdd11.089.4mm89.4mm,取b290mm,b195mm

按表4-1取m=3mm,实际的d1zm303mm90mm,d21203mm360mm 中心距 ad1d290360mm225mm 22(3)验算轮齿弯曲强度

齿形系数 YFa12.（图 YSa11.63(图11-9） 611-8） YFa22.13 YSa21.82 由式（11-5）

2KT1YFa1YSa121.52.327102.61.63F1MPa122MPa[F1]437MPa2bm2z1903305F2F1YFa2YSa22.131.82122MPa112MPa[F2]378MPa，安全 YFa1YSa12.61.63 （4）齿轮的圆周速度 Vπd1n13.14904292.02m/s

60100060000对照表11-2可知选用8级精度是合适的。

总结: 直齿圆柱齿轮 z130,z2120,m3 二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图 大齿轮示意图

第六部分 轴的设计计算及校核计算

一、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。查表14-1知

强度极限B650MPa,屈服极限S360MPa,弯曲疲劳极限1300MPa，

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按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则: 从动轴： dC3p10.04mm1123mm51mm n107考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d55mm 3、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

0.015A-B0.015A-B0.011.60.062?70++0.043E0.0050.80.021?65++0.002R10.0051.61.60.060?55++0.041E0.010.012A2×M8-6H121.63.20.80.021?65++0.002?78?602×B4/12.523.R1243687085123349801003411 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 : GY7凸缘联轴器 Y55112 GB/T 5843-2003

Y55112主动端：Y型轴孔、A型键槽、d155mm、L112mm; 从动端：Y型轴孔、A型键槽、d155mm、L112mm;

2）、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。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=55mm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=60mm

齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处

d3应大于d2，取d3=65mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=70mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d578mm，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,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65mm

4)选择轴承型号.由 表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6213,查机械设计手册可得:轴承宽度B=23，安装尺寸damin74mm,,选轴肩直径d5=78mm. 5）确定各段轴的长度

Ⅰ段：d1=55mm 长度取L1=100mm II段:d2=86mm 长度取 L290mm

III段直径d3=65mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6213深沟球轴承，其内径为65mm,宽度为23mm，取轴肩挡圈长为10mm

L3=5+10+11.5+11.5=38mm

Ⅳ段直径d4=70mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=90mm,L490585mm Ⅴ段直径d5=78mm. 长度L5=12mm Ⅵ段直径d665mm，长度L624mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L（11.5+12+45）×2=137mm

4、轴的强度校核 按弯矩复合强度计算

从动齿轮分度圆直径d2360mm,此段轴直径d70mm

1)绘制轴受力简图（如图a） 齿轮所受转矩 T9550P10.049550Nmm896Nm n107 作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d=28.96105/360N4978N 径向力：Fr=Fttan200=4978×tan200 =1812N 该轴两轴承对称，所以LALB2)求垂直面的支承反力

FAYFBY11Fr1812906N 22L68.5mm 2求水平面的支承反力

FAZFBZ11Ft4978N2489N 223)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=FAy L/2=906×68.5×10=62N·m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2489×68.5×103=170.5N·m 4)绘制垂直面弯矩图（如图b） 绘制水平面弯矩图（如图c） 5) 绘制合弯矩图 （如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（622+170.52)1/2=181.4N·m 6) 绘制扭矩图 （如图e） 转矩：T=9550×（P/n）=896N·m 7)绘制当量弯矩图 （如图f）

截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数

0.6，截面C处的当量弯矩：

3Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[181.42+(0.6×896)2]1/2=567.4N·m 8）校核危险截面C的强度

轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得B650MPa，由表14-3查得-1b60MPa，则 eMec567.4Pa16.6MPa1b60MPa 3390.1d0.17010∴该轴强度足够。 图a--f 如下图：

二、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。查表14-1知

强度极限B650MPa,屈服极限S360MPa,弯曲疲劳极限1300MPa2

、按扭转强度估算轴的最小直径

初估轴径，按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则 主动轴：dC3p10.4544mm1123mm32.5mm n429考虑到键槽对轴的削弱，取 d1.0532.5mm35mm 3、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，草图类似从动轴。

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

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 宽度为19mm。

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1,取第二段直径为d2=40mm

齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d558mm，

满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,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.

选择轴承型号.由 表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6209,查机械设计手册可得:轴承宽度B=19，安装尺寸damin52mm,,选轴肩直径d5=58mm. 5 确定各段轴的长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=75mm II段:d2=40mm 长度取 L278mm

III段直径d3=45mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，取轴肩挡圈长为10mm L3=5+24+19=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm，此段安装主动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=95mm,L495590mm Ⅴ段直径d5=58mm. 长度L5=10mm Ⅵ段直径d645mm，长度L610+20=30mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L（9.5101047.5）2154mm

6 轴的强度校核 按弯矩复合强度计算 1)绘制轴受力简图（如图a）

齿轮所受的转矩：T=9550P/n=9550×10.4544/429Nm=232.5Nm 作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d= 2232.510/905167N 径向力：Fr=Fttan200=5167×tan200 =1881N

3 该轴两轴承对称，所以LALB2)求垂直面的支承反力

FAYFBYL77mm 211Fr1881940.5N 22求水平面的支承反力

FAZFBZ11Ft5167N2583.5N 223）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=FAy L/2=940.5×77×10-3=72.4N·m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2583.5×77×10-3=199N·m 4）绘制垂直面弯矩图（如图b） 绘制水平面弯矩图（如图c） 5) 绘制合弯矩图 （如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=（72.42+1992)1/2=212N·m 6）绘制扭矩图 （如图e） 转矩：T=9550×（P/n）=232.5N·m 7)绘制当量弯矩图 （如图f）

截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数

0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[2122+(0.6×232.5)2]1/2=254N·m 8）校核危险截面C的强度

轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得B650MPa，由表14-3查

得-1b60MPa，则 eMe254Pa20.4MPa1b60MPa 3390.1d0.15010该轴强度足够

图a--f 类似从动轴，此图省略。

第七部分 滚动轴承的选择及校核计算

一、从动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6213,查表6-1（课程设计手册）可知:d=65mm,外径Ｄ=120mm,宽度B=23mm,基本额定动载荷Cr57.2kN， 基本额定静载荷

C0r40.0kN 极限转速6300r/min

根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×300×16=24000h

1/fpP60nLh 轴承基本额定动载荷为Cft106516-9）转速n107r/min,ft1,(表16-8）fp1.（表对于球轴承3

1.590660107所以C2400061101/37286N7.286kN

因为Cr57.2kN，所以CCr，故所选轴承适用 二、主动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6209,查表6-1（课程设计手册）可知:d=45mm,外径Ｄ=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷Cr31.5kN， 基本额定静载荷

C0r20.5kN 极限转速9000r/min

根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×300×16=24000h

1/fpP60nLh 轴承基本额定动载荷为Cft106深沟球轴承只考虑径向载荷,则当量动载荷PFr940.5N

516-9）对于球轴承3 转速n429r/min,ft1,(表16-8）fp1.（表1.5940.560429所以C2400061101/312015N12.015kN

因为Cr57.2kN，所以CCr，故所选轴承适用

第八部分 键联接的选择及校核计算

一、根据轴径的尺寸，选择键

键1，主动轴与V带轮连接的键为：GB/T1096 键10×8×63 键2，主动轴与小齿轮连接的键为：GB/T1096 键14×9×70 键3，从动轴与大齿轮连接的键为：GB/T1096 键20×12×70 键4，从动轴与联轴器连接的键为：GB/T1096 键16×10×80 查课程设计（表4-1）

二、键的强度校核

键1，GB/T1096 键10×8×63 工作长度lLb631053mm 挤压强度p4T4232.5103MPa62.7MPa dhl35853p70~80MPa(轮毂材料为铸铁）pp所选键的强度足够

键2，GB/T1096 键14×9×70 工作长度lLb701456mm

4T4232.5103MPa40MPa 挤压强度 pdhl50956p125~150MPa(轮毂材料为钢）pp所选键的强度足够

 键3，GB/T1096 键16×10×70 工作长度lLb702050mm 挤

压

强

度

p4T4896103MPa85.4MPa dhl701250p125~150MPa(轮毂材料为钢）pp所选键的强度足够

 键4，GB/T1096 键16×10×80 工作长度lLb801664mm

挤压强度p4T4896103MPa102MPa dhl551064125~150MPa(轮毂材料为钢）所选键的强度ppp

第九部分 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算

一、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M12×1.5

油面指示器：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M12×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表11-1选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5782-2000 M12×45,材料5.8 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×25,材料5.8

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5782-2000 M8×25,材料5.8 螺栓：GB5782～2000 M16×120，材料5.8 二、箱体的主要尺寸

(1)箱座壁厚：=0.025a+1=0.025×225+1= 6.625 取=10mms

(2)箱盖壁厚：1=0.02a+1=0.02×225+1= 5.5mm 取1=10mm

(3)箱盖凸缘厚度：b1=1.51=1.5×10=15mm

mm

(4)箱座凸缘厚度：b=1.5=1.5×10=15mm (5)箱座底凸缘厚度：b2=2.5=2.5×10=25mm

(6)地脚螺钉直径：df =0.036a+12=0.036×225+12=20.1mm 取df =20mm

(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 =0.75×20= 15mm 取 d1=16mm

(9)盖与座连接螺栓直径： d2=(0.5-0.6)df =10～12mm

取d2= 12mm

(10)连接螺栓d2的间距：L=150～200mm

(11)轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)df=8～10mm取d3= 8mm (12)检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)df=6～8mm取d4=8mm (13)定位销直径：d=(0.7-0.8)d2=8.4～9.6mm取d=8mm (14) df 、d1 、d2至外箱壁距离C1=26mm (15) df、d2至外箱壁距离C2=24mm （16）轴承旁凸台半径R1=C2=24mm

(17)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 (18)外箱壁至轴承座端面的距离：l1C1＋C2＋﹙5～10﹚=58mm (19)铸造过度尺寸 x3mm,y15mm,R5mm (20)大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：11.2,取114mm (21)齿轮端面与内箱壁间的距离2,取212mm (22)箱盖、箱座肋厚：

m10.8518.5mm,取m19mm.m0.858.5mm,取m9mm.

(23)轴承端盖外径为︰Ｄ2=D＋﹙５～５﹚d3 ,D-轴承外径 小轴承端盖D2=135mm,大轴承端盖D2=170mm (24)轴承旁连接螺栓距离S：取S=225mm.

第十部分 润滑与密封

一、减速器的润滑

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GB443-1989全损耗系统用油L-AN15润滑油。 二、减速器的密封

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。

第十一部分 参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计手册》，高等教育出版社，吴宗泽、罗圣国主编，

2006年5月第3版；

[2] 《机械设计基础》，高等教育出版社，杨可桢、程光蕴、李仲生 主编， 2006年5月第5版

[3] 《机械制图》，高等教育出版社，何铭新、钱可强 主编，2004年1月第5版

第十二部分 设计小结

课程设计体会

此次课程设计需要一丝不苟的态度，而且需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。在老师布置这次课程设计并拿出上届同学设计的成果时，感觉困难重重，难以在一个星期内完成，为了按时完成设计，我提前一个多星期开始设计。课程设计过程中出现的很多问题，几乎都是因为过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘了，我不断的翻资料、查书，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，学到了很多知识，同时补回了许多以前没学好的知识，巩固了这些知识，而且提高了运用计算机相关软件的能力，如Office、Autocad等。