单级圆柱齿轮减速器设计.doc

课程设计说明书
课 程 名 称：
机械设计课程设计
题 目 名 称：
单级圆柱齿轮减速器设计
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20 年 月 日

目录
一、 设计题目、原始数据-------------------------------------------------------------------------------3

二、 电动机的选择---------------------------------------------------------------------------------------3

三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比-------------------------- 5

四、 计算传动装置的运动和动力参数-------------------------------- 6

五、 传动零件的设计计算------------------------------------------7

1. 皮带轮的设计计算--------------------------------------------7

2. 齿轮的设计计算--------------------------------------- ------10

六、 轴的设计---------------------------------------------- -----13

1. 输出轴的设计计算---------------------------------------- ---13

2. 输入轴的设计计算--------------------------------------- ----18

七、 滚动轴承的设计计算-----------------------------------------23

八、 键的选择及设计计算-----------------------------------------26

九、 箱体的结构设计---------------------------------------------27

十、 润滑与密封-------------------------------------------------28
设计结果

十一、设计总结----------------------------------------------------30

十二、参考资料目录-----------------------------------------------------------------------------------------30

设计计算
一、设计题目、原始数据
1、工作条件：a、传动不逆转 b、工作连续、平稳 c、启动载荷为公称载荷的1.25倍
D、每天工作16个小时，寿命6年 e、批量生产
2、原始数据：输送带拉力F=900N;速度V=2.3m/s；鼓轮直径D=400m/s。
3、设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

   本设计原动机为电动机。工作机为皮带输送机。传动方案采用了单级传动，为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟订传动方案，可以由已知道条件计算驱动卷筒的转速：

n筒 =60×1000V/πD
         =60×1000×2.3/π×400
         =109.8 r/min

二.电动机选择
1、电动机类型的选择：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机
2、电动机功率选择：
①传动装置的总功率：查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为η联轴器=0.99；η齿轮=0.97;η轴承=0.98;η带=0.96; η=0.95;
η总=η带×η轴承3η齿轮×η联轴器 ×η
=0.824
②电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η带
=900×2.3/1000×0.824
=2.51 kw
按手册表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I1=3～6。取V带传动比I2=2～4，则总传动比范围为I总=6～24。
故电动机转速范围为
n电动机=I总×n筒=(6～24)×109.8=658.8-2635.2 r/min
符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。
  根据容量和转速，查有关手册有三种适用的电动机型号：现比较
两种如下
型号
额定功率
同步转速
满载转速
电动机质量
总传动比
Y132m-6
3kW
1000 r/min
960 r/min
63 kg
7.9
Y100L2-4
3kW
1500 r/min
1430 r/min
38 kg
11.68

根据传动方案：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Y100L2-4
③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1430 r/min。
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=1430/109.8=13.02
2、分配各级传动比:
1).取V带i带=2.8(单级减速器i=2～4合理）
2).∵i总=i齿轮×i带
   ∴i齿轮=i总/ i带=13.02/2.8=4.65
  所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围
四、传动装置的运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
电动机轴为Ⅰ轴,减速器高速轴为Ⅱ轴,低速轴为Ⅲ轴
nI=n电动机 =1430 r/min
nII=nI/i带=1430/2.8=510.71 r/min
nIII=nII/i齿轮=510.71/4.65=109.83 r/min

2、计算各轴的功率
PI= 3kw
PII=PI×η带=2.51×0.96=2.41kw
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.41×0.98×0.97=2.29kw
3、计算各轴扭矩
T1 = 9550×Po/nI=9550×2.51/1430=16.76 N·m
TII=9550×PII/nII=9550×2.41/510.71=45.07 N·m
TIII=9550×PIII/nIII=9550×2.29/109.83=199.12 N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表：

轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴

2.51

16.76
1430
I轴
2.41
2.3618
45.07
43.72
510.71
II轴
2.29
2.2443
199.12
193.15
109.83

五、传动零件的设计计算
㈠.皮带轮传动的设计计算
1).确定计算功率Pc
由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时有轻度冲击，由机械设计基础表13-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pc=KA×P=1.2×3kW =3.6kW
2).选择V带的带型

根据Pc,n1由机械设计基础图13-5选择A型V带。
3).确定带轮的基准直径并验算带υ
①由机械设计基础表13-9取小带轮的基准直径d1=95mm>dmin=75。
d2=i×d1(1-0.02)=260.68mm
由机械设计基础表13-9得，取d2=265mm
V带的速度
V=π×d1 ×n/60×1000=π×95×1430/60×1000=7.11 m/s
其中速度在5-25 m/s的范围内，带速合格。
5).确定V带的中心距a和基准长度Ld
①根据式0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2) 算得336<a<960 mm则取ao=540mm②由式（8-22）计算基准长度
L≈2a0+0.5π(d1+d2)+0.25(d2-d1)2/a0
=2×540+0.5π×(95+265)+0.25×(265-95)2/540
=1658.87mm　
由机械设计基础P212页，取Ld=1600mm
确定中心距a=ao+(Ld-L)/2=510mm　
6).验算小带轮的包角α　
由包角公式α≈1800-(d2-d1)57.50
=1800-(265-95)×57.50=160.90 >1200 

  7).计算带的根数z 
 ①由d1=95mm和nI=1430r/min，查机械设计基础图13-3得Po=1.41kW.
根据nI =960r/min，i=208和A型V带，查机械设计基础表13-5得ΔPo=0.17kW
查表13-7得Kα =0.96， Kl=0.99,
②V带根数z=Pc/（Po+ΔPo）KαKl =3.6/（1.41+0.17）×0.96×0.99=2.39（根），取整z=3根
9).计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min
由机械设计基础表13-1得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以
 (Fo)min=500(2.5-Kα)Pc/zυKα+qυ2
=500×(2.5-0.96)×3.6/(0.96×3×7.11)+0.1×7.112
=140.4 N      实际处拉力Fo>(Fo)min
10).计算压轴力Fp
最小值压轴力为(Fp)min=2z(Fo)min Sin(0.5α1)
=2×3×140.4×Sin(160.9/2)
=830.7N   
㈡.齿轮设计计算
1).选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

②输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。
③材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS, σHlim 1=610 MPa，σFE1=460 MPa。大齿轮材料为45钢(正火处理)，硬度为215 HBS，σHlim 2=400MPa，σFE2=320 MPa两者材料硬度差为45HBS
由机械设计基础表11-5，取SH=1.0, SF=1
[σH]1=σHlim 1/SH=610/1.0 MPa=610 MPa
[σH]2=σHlim 2/SH=400×1.05/1.0 MPa=420 MPa
[σF]1=σFE1/SF=460/1.0 MPa=460MPa
[σF]2=σFE2/SF =320/1.0 MPa=320 MPa
2).按齿面接触强度设计
①由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.2. 由机械设计基础表11-6取齿宽系数φd=0.9
②计算小齿轮传递的转矩。
由公式T1=95.5×105P1/n1 =95.5×105×2.41/510.71=45066 N·m
④由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188 MPa1/2。
⑥由公式10-13计算应力循环次数(一年按300计算)
N1=60 n1jLh=60×510.71×(6×300×16)=8.83×108
N2=8.83×108/4.65 = 1.90×108
⑨由设计计算公式（10-9a）进行试算，
即d≥ [2(u+1)ZH2KtT1ZE2/u [σH]2φd]1/3则小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值得：

d1t≥ (2×1.2×45066×5.65×2.52×1882/1.1×4.65×420)1/3 =53.9mm
取小齿轮的齿数为Z1 =24，则大齿轮的齿数为Z2 =i×Z1=4.65×24=111.6 取Z2=112
故实际传动比i=112/24=4.67
⑾计算齿宽 b=φd·d1t=0.9×53.09mm = 47.781mm
由此取 b1=55mm b2=50mm
⑿计算齿宽与齿高之比b/h。
模数 mt= d1t/z1=53.09/24mm =2.21mm
由机械设计基础表4-1，取m=2.5
齿高 h=2.25mt=2.25×2.5 mm =5.625 mm
则 b/h=58.4/5.625=10.38
⒀计数中心距
由课表取，d1=z×m=24×2.5=60mm. d2=112×2.5=280mm
中心距 a=d1+d2/2=60+280/=170mm
 3).按齿根弯曲强度设计
由机械设计基础图11-8和图11-9，取 YFa1=2.76 YFa2 =2.2
YSa1=1.58 YSa2=1.83
σF1=2k×T1×YFa1×YFa2 /bz1m2=52.33MPa<[σF]
σF2=σF1×YFa1. YFa2 / YSa1. YSa2=48.31Mpa
 4).齿轮的速度

υ=πd1tn1/60×1000
    =π×60×510.71/60000 = 1.6m/s

六、轴的设计计算
Ⅰ、输入轴的设计计算
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。由机械设计基础表14-1和表14-3可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,其中 [σb+1] =210Mpa
[σ0]bb=100Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
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，输入端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118
则d≥118×(P/n)1/3mm=19.8mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，
故d=19.8×(1+5%)=20.69.取d=22mm
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，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，
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，右轴承从右面
装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入（见附图1）
将估算轴d=22mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=26mm，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=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=

35mm。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=30mm.

择轴承型号.由由手册初选深沟球轴承,代号为6206,查手册表6-1可得:轴承宽度B=16,安装尺寸D=30mm,故轴环直径d5=40mm.
2）.确定轴的各段直径和长度
  ①、Ⅰ段：d1=22mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=50mm
②II段:d2=26mm
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，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=55mm 。
 ③III段直径d3=30mm
初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选6206,查手册d×D×B=30×60×16（手册表6-1）。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。故取长度为 L3=36mm
④Ⅳ段直径d4=35mm
由于齿轮的宽度b2=55mm，此段轴的是齿轮轴分度圆直径为D=60mm，可知此段的长度为 L=55mm
⑤Ⅴ段直径d5=40mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L=20mm
⑥初步选择滚动轴承型号为6206,查手册d×D×B=30×60×16，故最后一段为L=17mm。
如图：

由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=111mm
3、按弯矩复合强度计算
①已知转矩T1=45.07 N·m根据（6-34）式得圆周力
   Ft=2 TIII/d2=2×45.07/60=1502N
②求径向力Fr
   根据（6-35）式得Fr=Ft·tanα=1502×tan200=546.7 N
③因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm
④绘制轴受力简图（如上图a）
⑤绘制垂直面弯矩图（如上图b）
    轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=546.7/2=273.35 N
    FAZ=FBZ=Ft/2=1502/2=751N
    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=FAyLA=273.35×55.5=15.17 N·m
截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=751×55.5=41.68 N·m
⑥绘制水平面弯矩图（如上图c）
⑦绘制合弯矩图（如上图d）
   MC=(MC12+MC22)1/2=(15.172+41.682)1/2=44.35N·m
⑧绘制扭矩图（如上图e）  转矩：T=45.07 N·m
⑨绘制当量弯矩图（如上图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，
   查机械设计基础P235 取α=0.6，截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[15.172+(0.6×45.07)2]1/2=31N.m

⑩校核危险截面C的强度 由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33
=31/(0.1×0.033)
=11.48MPa ＜ [σ-1]b=60MPa   
∴该轴强度足够。
Ⅱ、输出轴的设计计算
 1、轴的材料设计
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。由机械设计基础表14-1和表14-3可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,其中 [σb+1] =210Mpa
[σ0]bb=100Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
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≥C
查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118
则 d≥118×(P/n)1/3mm=32.48mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，
故d=32.48×(1+5%)=34.104.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，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。
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，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. 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=45mm,故轴环直径d5=60mm.
2）、确定轴的各段直径及长度
①Ⅰ段：d1=35mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=56mm
②II段:d2=40mm
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，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 l2=57mm 。
③III段直径d3=45mm
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。故取长度为 L3=41mm
④Ⅳ段直径d4=50mm

由于齿轮的宽度b2=50mm，此段轴的长度要比齿轮宽小2，可知此段的长度为 L=48mm
⑤Ⅴ段直径d5=60mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L=10mm
⑥最后一段为L=30mm，其中包括轴承定位轴肩d=50mm，L=10mm，由于初选的轴承为6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，故轴d=45mm，长度为L=20mm。
如图

由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=110mm
3）、按弯矩复合强度计算
①已知转矩TII=199.12 N·m根据（6-34）式得圆周力
Ft=2TII/d2=2×199.12/280=1422.3N
②求径向力Fr根据（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1422.3×tan200=517.7 N
③因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm
④绘制轴受力简图（如图a）
⑤绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=517.7=258.9 N

FAZ=FBZ=Ft/2=1422.3/2=711.15 N
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=FAyLA=258.9×55=14.24 N·m
     ⑥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=711.15×55=39.11 N·m
    ⑦绘制合弯矩图（如图d）
      MC=(MC12+MC22)1/2=(14.242+39.112)1/2=41.62 N·m

    ⑧绘制扭矩图（如图e）转矩：T=199.12 N·m
    ⑨绘制当量弯矩图（如图f）
      转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处
      的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[41.622+(0.6×199.12)2]1/2=127N.m
    ⑩校核危险截面C的强度   
      由式（6-3）σe=Mec/0.1d33
                    =[41.622+(0.6×199.12)2]1/2/(0.1×0.0453)
                    =13.9 MPa ＜ [σ-1]b=60MPa
          ∴该轴强度足够。

 七、滚动轴承校核计算
1、输入轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=6×300×16=34560h
由初选的轴承的型号为: 6206,
查设计手册表6-1可知:d=30mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=23.0KN, 基本静载荷CO=15.0KN,
（1）已知n1=510.71(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=751N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×751=473.13N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。
(3)计算当量载荷P
根据课本P279表16-9 取fp =1.5
根据课本P279（14-7）式得
P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×751)=1126.5N

(4)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19.5KN
由课本表16-8得，ft=1
故 LH=106(ftCr/fpP)ε/60n
=106 (1×19500/1.5×1126.5)/60×510.71=50154.6h>34560h
∴预期寿命足够
2.输出轴上的轴承:
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=6×300×16=34560h
由初选的轴承的型号为: 6209,
查设计手册表6-1可知:d=45mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
（1）已知n2=109.83(r/min)
两轴承径向反力：FR=Faz=711.15N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×711.15=448N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。
(3)计算当量载荷P
根据课本P279表16-9 取fp =1.5
根据课本P279（14-7）式得
P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×711.15)=1066.7N
(4)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19.5KN
由课本表16-8得，ft=1
故 LH=106(ftCr/fpP)ε/60n
=106(1×31500/1.5×1066.7)/60×109.83=1157867h>34560h
∴预期寿命足够
八、键的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由设计手册中表4-1 得：
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2T2/d=2×199.12/50=7964.8N
故有
σ=4×T2/d×h×Ls

=4×199.12/9×31×50
=57.1MPa
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

 九、箱体结构设计
1．减速器箱体结构设计表
名称
符号
尺寸(mm)
箱座壁厚
δ
8
箱盖壁厚
δ1
8
箱座凸缘厚
b
12
箱盖凸缘厚
b1
12
箱底凸缘厚
b2
25
加强肋厚
m
10.2
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓
d1
15
箱盖、箱座连接螺栓
d2
10
地脚螺钉到外壁
C1/C2
26/24
轴承旁连接螺栓
C1/C2
22/20
箱盖、箱座连接螺栓
C1/C2
16/14

2.减速器零件的位置尺寸设计
代号
名称
推荐值(mm)

Δ1
齿顶圆至箱体内壁的距离
10
Δ2
齿轮端面至箱体内壁的距离
14
Δ3
轴承端面至箱体内壁的距离
6
Δ6
大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离
30
Δ7
箱底至箱底内壁的距离
20
H
减速器中心高
105
注:具体尺寸见装配图
十、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，所以此时浸油高度约为5.625mm。
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。

设计结果

大带轮：基准直径265 mm
轮槽数：4
安装轴；直径22 mm，材料45钢
安装普通平键：键宽8mm，键高7mm，键长32mm
普通V带：型号A型,基准长度1600mm,根数3根
小齿轮:1)结构：实心结构的齿轮
2）材料：40 钢（调质）

3）尺寸：模数m=2.5 mm，齿数z1=24，分度直径d1=60 mm，齿轮宽度B1=55 mm
大齿轮:1）结构：模锻腹板式结构设计
2）材料：45号钢（调质）
3）尺寸：模数m=2.5 mm ，齿数z2=112，分度圆直径d1=280mm，齿轮宽度B2=50 mm
4）键的类型：键14×45 GB/T 1096-79
5）安装要求：中心距a=170mm
电动机: 1）类型: Y100L2-4
                2）主要性能：额定功率：3 kW，满载转速1430r/min
轴承： 6206深沟球轴承，d×D×B=30×62×16mm
6209深沟球轴承，d×D×B=45×85×19mm

十一、设计总结
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。

十二、参考资料目录

[1]《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；
[2] 《机械设计基础设计手册》，高等教育出版社 吴宗泽、罗圣国主编 2006年5月第3版
[3] 《机械设计基础设计指导书》，高等教育出版社 罗圣国等 主编 1990年4月第2版
[4] 《课程设计图册》，高等教育出版社 陈秀主编 1989年5月第3版

（注：专业文档是经验性极强的领域，无法思考和涵盖全面，素材和资料部分来自网络，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）