展开式二级圆柱齿轮减速器设计毕业论文.doc

本 科 课 程 设 计题 目： 展开式二级圆柱齿轮减速器 学 院： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 年级： 1 设计任务书21.1 设计任务21.2 原始数据21.3 工作条件21.4 设计任务量22 传动系统方案的拟定23 电动机的选择33.1 电动机的功率33.2 电动机转速的选择43.3 电动机型号的选择43.4 传动比的分配43.5 传动系统的运动和动力参数计算54 减速器传动零件设计计算64.1 低速级直齿圆柱齿轮设计计算64.2 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算145 轴的设计计算215.1 输入轴的设计计算215.2 中间轴的设计计算245.3 输出轴设计计算276 轴承的选择与计算316.1 输入轴的轴承：7206C角接触球轴承316.2 中间轴轴承30206圆锥滚子轴承336.3 输出轴轴承: NU213E圆柱滚子轴承347 键的计算校核347.1 输入轴上的键347.2 中间轴上的键357.3输出轴上的键358 减速器箱体结构尺寸369 减速器附件的选择3710 齿轮的密封与润滑37机械设计课程设计计算说明书1 设计任务书1.1 设计任务 设计带式输送机传动系统，采用展开式二级圆柱齿轮传动。1.2 原始数据 输送带有效拉力 输送带工作速度 输送带滚筒直径 减速器设计寿命为10年1.3 工作条件 两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限为10年(一年工作300天），小批量生产；允许输送带速度误差为5%；生产条件是中等规模的机械厂，可加工78级精度的齿轮；动力来源是三项交流电（220V380V）。1.4 设计任务量 编写设计说明书一份，内容包括： 设计任务。 电动机的选择，减速器主要零件设计计算，并附计算的必要简图。 减速器的箱体结构尺寸及润滑。 设计图： 绘制减速器装配图1张（A0）。 绘制减速器零件图2张（A3）。2 传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如图：带式输送机由电动机驱动。电动机通过联轴器将动力传入减速器，输出轴将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。3 电动机的选择3.1 电动机的功率工作所需要的有效功率为 查阅相关参考文献确定 联轴器效率 一对滚动轴承效率 闭式圆柱齿轮传动（7级精度） 输送机滚筒效率传动系统总效率式中： 所需电动机功率为：3.2 电动机转速的选择 输送机滚筒的工作转速为：按3表2-3推荐的传动比范围，取圆柱齿轮传动的传动比范围为35，则总传动比范围为Id=925。故电动机转速的可选范围为nd=Idnw=（925）53.8264841346r/min符合这一范围的同步转速可选750和1000r/min可得到多种不同的传动比方案，由于转速越高价格越便宜，故选1000r/min的电动机。3.3 电动机型号的选择根据动力源及工作条件：两班制工作，连续单向运转，所需电动机功率为 3.46kw及电动机同步转速等。选用Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y112M1-6，按3表2-4电动机型号额定功率P/kW同步转速满载转速总传动比Y132M-1-64.0100096039.09电动机的主要参数见下表型号额定功率满载转速中心高轴伸尺寸Y132M1-64 .0kW960 (r/min)132 mm38803.4 传动比的分配带式输送机总传动机比为：由传动系统方案知有计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为：为便于将两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料不同齿面硬度不大于350HBS，齿宽系数相同时，考虑齿面接触疲劳强度接近相等的条件下，取高速级传动比为低速级传动比为3.5 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速功率和转矩计算如下：对于0轴（电动机轴）有对于1轴（减速器轴）有对于2轴（减速器中间轴）有对于3轴（减速器低速轴）有上述计算结果和传动比及传动规律汇总，列于下表以便查用轴号转速(r/min)功率P(kw)转矩T（N/m）传动比0 960 3.46 35.421 1960 3.425 34.0724.815 2199.4 3.323 159.15 3.702 3 53.826 3.227 571.6214 减速器传动零件设计计算4.1 低速级直齿圆柱齿轮设计计算4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，低速级选用直齿圆柱齿轮传动，压力角 带式输送机为一般工作机器，速度不高，参考1表10-6选用7精度。 材料选择，由1表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280H，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。选小齿轮齿数,大齿轮齿数取。4.1.2 齿面接触疲劳强度设计 （1）由1式10-11试算小齿轮分度圆直径，即1） 确定式中个参数值试选。小齿轮传动的转矩，即2轴所传递的扭矩。由1表10-7选取齿宽系数。由1图10-20查得区域系数。由1表10-5查得材料的弹性影响系数。由1式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数。计算接触疲劳许用应力 由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ， 由1式10-15计算应力循环次数： 由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得 取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力， 即2） 试算小齿轮分度圆直径 （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 齿宽b。2） 计算实际载荷系数。 由课本表10-2查得使用系数。 根据7级精度，由课本图10-8查得动载系数。 齿轮的圆周力。 查1表10-3的齿间载荷分配系数。 由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑轴非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数3） 由1式10-12，可得有实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由1式10-7试算模数，即 1）确定公式中的各参数值 试选。 由1式计算弯曲疲劳强度用重合度系数。计算。由图10-17查得齿形系数。由1图查得应力修正系数。由1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数。取弯曲疲劳安全系数，由1式10-14得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。齿宽b。宽高比。2） 计算实际载荷系数。 根据 ，7级精度，由1图10-8查得动载系数。 由，查1表10-3得齿间载荷分配系数。 由1表10-4用插值法得 ，结合 查1 图10-13，得。则载荷系数为3） 由1式10-13，可得按实际载荷所得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲疲劳强度算的模数2.005mm并就近圆整为，按接触疲劳强度算的的分度圆直径 ，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取与互为质数。这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.1.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径计算中心距 计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm即取，而大齿轮齿宽等于设计齿宽，即。4.1.5 圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。此次采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变为系数和不超出1图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其它几何参数，如等保持不变。 齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 计算变系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 从1图10-21b可知，当前变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所降低。 分配变位系数x1、x2。 由1图10-21b可知，坐标点位于L12和L13之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z1、z2处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.346、x2=0.166。齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算1式10-10中的各参数。计算结果为将他们带入1式10-10，得到齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算110-6中的各参数。计算结果为,将他们带入1式10-6得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能力大于大齿轮。4.1.6 主要设计结论 齿数，模数，压力角，变位系数，中心距，齿宽，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。4.2 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算4.2.1 选精度等级、材料及齿数 由1表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度240HBS。 带式输送机为一般工作机器，参考1表10-6，选7级精度。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。 初选螺旋角。 压力角。4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 由1式10-24试算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数。 由1图10-20查取区域系数。 由1式20-21计算接触疲劳强度用重合度系数。 由试10-23可得螺旋角系数。 2）计算小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径 3)计算实际载荷系数钱的数据准备。 圆周速度。 齿宽。 4）计算实际载荷系数 。 由1表10-20查得使用系数。 根据、7级精度，由1图10-8查得动载系数。 齿轮的圆周力 ，查1表10-3得齿间载荷系数。 由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时，。 则载荷系数为 5）由1式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应齿轮模数4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由1式10-20试算齿轮模数，即1）确定参数中得各参数值。 试选载荷系数。 由1式10-18，可得计算弯曲疲劳强度重合度系数。 由1式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 计算。 当量齿数查1图10-17，得齿形系数。由1图10-18查得应力修正系数。由1查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为500MPa,380/MPa 。由110-22查得弯曲疲劳寿命系数。去弯曲疲劳寿命系数S=1.4，由1式10-14得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算齿轮模数调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v 齿宽b。齿高h及宽高比。2）计算实际载荷系数。根据，7级精度，由110-8查得动载系数 。由查1表10-3得齿间载荷分布系数为。由1表10-4用插值法查得，结合查1图10-13，得。 则载荷系数为3）由1式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取;为了同时满足接触疲劳强度，选接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。取,则，取，Z1,Z2互质。由于此时所求分度圆直径小于模数，所以将模数增加为m=2mm。4.2.4几何尺寸计算计算中心距按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径计算齿轮宽度取4.2.5 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，计算1式10-22中的各参数，计算结果：,。将它们代入1式10-22，得到 满足齿面接触疲劳强度条件。齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，计算1式10-22中的各参数，计算结果：,。 将它们代入1式10-22，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4.2.6 主要设计结论 齿数,模数,压力角,螺旋角,变位系数,中心距,齿宽。小齿轮选用40Cr（调制），大齿轮选用45钢（调制）。齿轮按7级精度设计。4.2.7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，故选用腹板式结构为宜5 轴的设计计算5.1 输入轴的设计计算已知：P=3.425kw, n=960r/min,T=34.072Nm5.1.1 选择材料并按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS， =650Mpa，在多级齿轮减速器中高速轴转矩较小A0取大值，根据1表15-3取A0=116，由1式15-2得：考虑到最小直径处要连接联轴器要有一个键槽，且d100mm故将直径增大5%，则d=17.7(1+6%)mm=18.76mm,圆整后最小直径为19mm。5.1.2 轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案如下图： （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 1）选联轴器，计算转矩，取，由 = 。由3表13-7选用LT4弹性套柱销联轴器，孔径=20mm,20mm,为了满足半联轴器的轴向定位要求，所以取24mm,由半联轴器轴孔=40mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，又应比略短一些，现取=38mm，联轴器的轴间定位，轴间高度，取。2）由于是在高速级轴且同时有轴向力和径向力故由表312-6选单列角接触球轴承，参照工作要求并根据=24mm，选0游缝隙组7206C,=，所以得取=30mm，=16mm，右端角接触球轴承采用轴肩进行定位，7206AC型轴承定位轴肩高度h=3mm，所以取=36mm。3）由于轴的直径大于齿轮的分度圆直径，所以将高速输入轴的配合齿轮设计成齿轮轴，所以为齿轮轴，=45mm4）轴承端盖总宽度为20mm（由减速器轴承端盖设计而定），为了便于轴承端盖的拆装以及对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为l=30mm，所以取=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为=16mm，圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体距内壁之间的距离为s=8mm。所以=119mm。6）轴向零件的周向定位，联轴器定位用平键查1表6-1选择键（半圆头普通平键C型）。5.1.3 轴强度的计算及校核 已知: ,因已知高速级圆柱小斜齿轮的分度圆直径为：=。 斜齿轮受力分析：查1公式10-22得 圆周力： 径向力： 轴向力：（将轴上分布的载荷化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点） 绘制轴受力简图（如下图） 轴承支反力查1表12-3 得轴承的支撑作用点a=14.2mm由受力图可求得=-590N =-1751.6N得=-84547N =-220N =-650N得 =-31526N =-31395N做、平面的弯矩，轴的扭矩图如上图。 内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面C处。由于通 过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：=90233N =90188N所以取，扭矩：=34072N，查1公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：查1表15-1得45#钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以故安全。5.2 中间轴的设计计算已知： 5.2.1 选择材料并按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS， =650Mpa，在多级齿轮减速器中，中间轴取中间值，根据1表15-3取A0=114，由1公式（15-2）得：5.2.2 轴的结构设计 （1) 拟定轴的装配方案如下图 （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位该轴不长，故采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从处开 始设计。 1）轴段1-2及轴段5-6上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上承受较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。根据，暂取轴承30206，查3表12-3得轴承尺寸：=，,内圈宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，轴承对轴上力作用点与外圈大端的距离，故取。 2）取安装小圆柱直齿轮和大圆柱斜齿轮轴的直径，则小圆柱直齿轮宽度为80mm，为了使套筒可靠在小圆柱直齿轮的左端面取大圆柱斜齿轮宽度为40mm，取。 因为齿轮靠轴肩轴向定位轴30206型轴肩定位高度h=3mm所以取。 3）小圆柱直齿轮的右端面和大圆柱斜齿轮的左端面与箱体内壁的距离均取，由于轴承采用脂润滑需加挡油盘，所以。4）查1表15-2 ，取轴端倒角为1-1.2mm，圆角为1-1.2mm。5.2.3 轴强度的计算及校核 已知因已知高速级大齿轮的分度圆直径为：斜齿轮受力分析：查1公式10-22得 圆周力： 径向力： 轴向力： 轴承的支反力 绘制轴受力简图（如下图）查3表12-3 得轴承的支撑作用点a=13.8mm =47.7mm =77mm =67.7mm由受力图可求得=3211N =3347N 得 =1182N =1222N得做、平面的弯矩，轴的扭矩图如上图。内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面C处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：=163212N =241243.7N所以取，扭矩：=159150N，查1式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：查1表15-1得45钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以故安全。5.3 输出轴设计计算已知： 5.3.1 选择材料并按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS， =650Mpa，在多级齿轮减速器中，低速轴转矩较大取小值，根据1表15-3取A0=110，由1公式（15-2）得：，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则。 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径,为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查1表14-1得,所以：为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，考虑用弹性柱销联轴器，查3表13-7，选择型号： LT8联轴器,公称转矩，即J型轴孔、A型键槽、相应的轴段，长度略小于联轴器轴孔长度，取 5.3.2 轴的结构设计 拟定轴的装配方案如下图：轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位1) 轴段2-3与密封圈的设计。在确定轴段2-3的轴径时， 应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度：2) 轴段2-3的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于，选用毡圈油封，查3表15-8 ，选内径为60的毡圈。则。取。3) 选取轴承型号，根据d2=60mm，则轴承的内径45mm,选取轴承型号为NU213E，,内圈宽度，内圈定为高度，外圈定位高度，。所以，与档油盘毂长之和略小于轴承内圈宽度，取。4) 因为轴承的内圈定为高度，所以取。5) 取安装齿轮的轴径为，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为74mm，取齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R，由1表5-6得轴径d=70mm，得R=2mm,取h=6则轴环处直径，轴环宽度,取l56=10mm。取齿轮与箱体内壁的距离S=16mm，两齿轮之间的距离为20mm，参照输入轴的取值方式则。 6）轴上零件的周向定位 齿轮定位用平键，查1表6-1，圆柱直齿轮选择键圆头普通平键A型b=20,h=12,L=63。 7） 查1表15-2 ，取轴端倒角为1.6-2.0mm，圆角为1.6-2.0mm。5.3.3 轴的强度校核 1）求平均节圆直径：圆柱直齿轮的节圆直径。 2)圆柱斜齿轮受力分析： 圆周力：径向力： 3）轴承的支反力绘制轴受力简图，如下图所示；查3表12-3得由受力图可求得 做、平面的弯矩，轴的扭矩图如下图。内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面C处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：扭矩：，查1公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：查1表15-1得45钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以所以满足弯扭强度要求。6 轴承的选择与计算6.1 输入轴的轴承：7206C角接触球轴承1）求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得： 所以2）求两轴承的轴向力 对于70000C型的轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e 为表13-5中的判断系数，其值由的大小来决定，但现在轴承轴向力Fa未知，先取e=0.4,因此可估算：，因为，A处轴承被压紧，所以因此由1表13-5用插值法得0.0115介于0.0150.029之间，对应e值在0.0380.040之间，取，0.0325介于0.0290.058之间，对应e值在0.0400.043之间，取。再计算：再次计算的值相差不大，因此确定3）求当量动载荷 因为 由1表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1 X1=0.44， Y1=1.47对轴承2 X2=1， Y2=0因为轴承运转中有轻微冲击，查1表13-6取，则4）验算轴承寿命 因为P2P1，所以按轴承2的受力大小验算6.2 中间轴轴承30206圆锥滚子轴承1)求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得： 所以2) 求两轴承的轴向力 由输入轴轴承计算方法得出，则两轴承的派生轴向力，则所以3) 求当量动载荷 因为 由1表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1 X1=1， Y1=0对轴承2 X2=0.44， Y2=1因为轴承运转中有轻微冲击，查1表13-6取，则4) 验算轴承寿命 因为P1P2，所以按轴承2的受力大小验算6.3 输出轴轴承: NU213E圆柱滚子轴承 1)求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得： 所以 2)由于输出轴没有轴向力，所以对于圆柱滚子轴承的校核要采用径向力。 验算轴承寿命 因为，所以按轴承2的受力大小验算7 键的计算校核7.1 输入轴上的键 查1表6-2 ，取 1）联轴器处：（参考1式6-1） 满足强度要求，单个C型键即可。2）小斜齿轮是齿轮轴没有键，所以不用校核。7.2 中间轴上的键 查1表6-2 ，取 1）大斜齿轮处： 满足强度要求，单个A型键即可。 2）小直齿轮处：满足强度要求，单个A型键即可。7.3输出轴上的键 1）大直齿轮处： 满足强度要求，单个A型键即可。 2) 联轴器处： 满足强度要求，单个C型键即可。8 减速器箱体结构尺寸名称符号结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径=16M16地脚螺钉数目n6轴承旁连接螺栓直径M12盖与座连接螺栓直径M8联接螺栓d2的间距l=150200轴承端盖螺钉直径M6视孔盖螺钉直径M6定位销直径6到外机壁距离C125至凸缘边缘距离C223凸台高度h=15mm15外机壁至轴承座端面距离42大齿轮顶圆与内机壁距离16齿轮端面与内机壁距离16机盖、机座肋厚7轴承端盖外径106106164轴承旁联接螺栓距离SD21061061649 减速器附件的选择 由314章选择通气器M181.5,长型油标（JB/T7941.3-1995）,外六角螺塞及封油垫M121.5（JB/ZQ4450-2006）,箱座吊耳，窥视孔选两级的，游标尺选M12（12）。10 齿轮的密封与润滑 齿轮采用润滑油润滑，由3选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。因滚动轴承的dn值小于10104故脂润滑润滑轴承，并通过挡油盘防止齿轮润滑油与轴承润滑脂混合（降低润滑脂的质量）。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的流失。设计小结 通过这次对展开式二级圆柱齿轮减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础，同时也增强了我们的团队协作意识。 机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，材料力学 、 理论力学 、 机械原理 、 机械设计等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵。 参考文献：1 濮良贵，陈国定，吴立言机械设计M 9版.北京：高等教育出版社，2013.2 王利华.机械设计实践教程M.武汉：华中科技大学出版社，2012.3 唐增宝，常建娥.机械设计课程设计M.4版.武汉：华中科技大学出版社，2015.4 孙桓，陈作模机械原理M北京：高等教育出版社，2005.