一级斜齿圆柱齿轮减速器-毕业论文.doc

机械设计（论文）说明书

题 目：一级斜齿圆柱齿轮减速器
系 别： XXX系
专 业：
学生姓名：
学 号：
指导教师：
职 称：

目 录

第一部分 课程设计任务书-------------------------------3
第二部分 传动装置总体设计方案-------------------------3
第三部分 电动机的选择--------------------------------4
第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-----------------7
第五部分 齿轮的设计----------------------------------8
第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17
第七部分 键连接的选择及校核计算-----------------------20
第八部分 减速器及其附件的设计-------------------------22
第九部分 润滑与密封----------------------------------24
设计小结--------------------------------------------25
参考文献--------------------------------------------25

第一部分 课程设计任务书

一、设计课题：
设计一级圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),使用期限10年(300天/年),1班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二. 设计要求:
1.减速器装配图一张。
2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。
3.设计说明书一份。

三. 设计步骤:
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计

第二部分 传动装置总体设计方案

1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

图一: 传动装置总体设计图

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。
计算传动装置的总效率ha:
ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。

第三部分 电动机的选择

1 电动机的选择
皮带速度v:
v=1.2m/s
工作机的功率pw:
pw= 2.64 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 3.11 KW
执行机构的曲柄转速为:
n = 65.5 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (6×24)×65.5 = 393~1572r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。
2 确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比：
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=960/65.5=14.7
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为:
i=ia/i0=14.7/4=3.7

第四部分 计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:
nI = nm/i0 = 960/4 = 240 r/min
nII = nI/i = 240/3.7 = 64.9 r/min
nIII = nII = 64.9 r/min
（2)各轴输入功率:
PI = Pd×h1 = 3.11×0.96 = 2.99 KW
PII = PI×h2×h3 = 2.99×0.98×0.97 = 2.84 KW
PIII = PII×h2×h4 = 2.84×0.98×0.99 = 2.76 KW
则各轴的输出功率：
PI' = PI×0.98 = 2.93 KW
PII' = PII×0.98 = 2.78 KW
PIII' = PIII×0.98 = 2.7 KW
(3)各轴输入转矩:
TI = Td×i0×h1
电动机轴的输出转矩:
Td = = 30.9 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 30.9×4×0.96 = 118.7 Nm
TII = TI×i×h2×h3 = 118.7×3.7×0.98×0.97 = 417.5 Nm
TIII = TII×h2×h4 = 417.5×0.98×0.99 = 405.1 Nm
输出转矩为：
TI' = TI×0.98 = 116.3 Nm
TII' = TII×0.98 = 409.1 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 397 Nm

第五部分 V带的设计

1 选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.3×3.11 = 4.04 KW
根据手册查得知其交点在B型交界线范围内，故选用B型V带。
2 确定带轮的基准直径，并验算带速
取小带轮直径为d1 = 140 mm,则：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 4×140×(1-0.02) = 548.8 mm
由手册选取d2 = 560 mm。
带速验算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 960×140×π/(60×1000) = 7.03 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3 确定带长和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(140+560)≤a0≤2×(140+560)
490≤a0≤1400
初定中心距a0 = 945 mm，则带长为:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×945+π×(140+560)/2+(560-140)2/(4×945)=3036 mm
由表9-3选用Ld = 3150 mm，确定实际中心距为：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 945+(3150-3036)/2 = 1002 mm
4 验算小带轮上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(560-140)×57.30/1002
= 1560>1200
5 确定带的根数：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 4.04/((2.11+0.31)×1.07×0.94) = 1.66
故要取Z = 2根B型V带。
6 计算轴上的压力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×4.04×(2.5/0.94-1)/(2×7.03)+0.10×7.032 = 243.4 N
作用在轴上的压力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×2×243.4×sin(156/2) = 952.2 N

第六部分 齿轮的设计

1 齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1） 材料：小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z1 = 20，则：
Z2 = i12×Z1 = 3.7×20 = 74 取：Z2 = 74
2） 初选螺旋角:b = 130。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:
1) 试选Kt = 1.6
2) T1 = 118.7 Nm
3) 选取齿宽系数yd = 1
4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8
5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/20+1/74)]×cos130 = 1.634
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan130 = 1.47
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.782
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×240×1×10×300×1×8 = 3.46×108
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 3.46×108/3.7 = 9.34×107
12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9,KHN2 = 0.93
13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = 0.9×650 = 585 MPa
[sH]2 = = 0.93×530 = 492.9 MPa
许用接触应力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (585+492.9)/2 = 538.95 MPa
3 设计计算:
小齿轮的分度圆直径:d1t:

= = 60.4 mm
4 修正计算结果：
1) 确定模数：
mn = = = 2.94 mm
取为标准值:3 mm。
2) 中心距：
a = = = 144.7 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 130
4) 计算齿轮参数：
d1 = = = 62 mm
d2 = = = 228 mm
b = φd×d1 = 62 mm
b圆整为整数为：b = 62 mm。
5) 计算圆周速度v:
v = = = 0.78 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.45。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/20+1/74)]×cos130 = 1.634
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan130 = 1.47
9) eg = ea+eb = 3.104
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.782
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。
13) Ft = = = 3829 N
= = 61.8 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98
16) 由表8-3查得：
KHa = KFa = 1.2
17) 由表8-4查得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.37
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.37 = 1.81
计算K值满足要求，计算结果可用。
5 校核齿根弯曲疲劳强度：
(1) 确定公式内各计算数值：
1) 当量齿数：
ZV1 = Z1/cos3b = 20/cos3130 = 21.6
ZV2 = Z2/cos3b = 74/cos3130 = 80
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosb
= [1.88-3.2×(1/21.6+1/80)]×cos130 = 1.649
3) 由式8-25得重合度系数：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.69
4) 由图8-26和eb = 1.47查得螺旋角系数Yb = 0.89
5)
= = 2.75
前已求得:KHa = 1.2<2.75，故取：KFa = 1.2
6)
= = = 9.19
且前已求得:KHb = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×1.34 = 1.77
8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:YFa1 = 2.71 YFa2 = 2.23
应力校正系数:YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.77
9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齿轮应力循环次数:N1 = 3.46×108
大齿轮应力循环次数:N2 = 9.34×107
11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1 = 0.86 KFN2 = 0.89
12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 330.8
[sF]2 = = = 260.2
= = 0.01294
= = 0.01517
大齿轮数值大选用。
(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
= = 2.01 mm
2.01≤3所以强度足够。
(3) 各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1 = 62 mm
d2 = 228 mm
b = yd×d1 = 62 mm
b圆整为整数为：b = 62 mm
圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 67 mm b2 = 62 mm
中心距：a = 145 mm，模数：m = 3 mm

第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计

Ⅰ轴的设计
1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1 = 2.99 KW n1 = 240 r/min T1 = 118.7 Nm
2 求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 62 mm
则:
Ft = = = 3829 N
Fr = Ft× = 3829× = 1430.3 N
Fa = Fttanb = 3829×tan130 = 883.5 N
3 初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 26 mm
显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 27 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (2-1)×18+2×8 = 34 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 32 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。
4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 35 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 35×72×18.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：30207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d1≤2d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 67 mm；则:
l34 = T+s+a-l45 = 18.25+8+11-5 = 32.25 mm
l78 = T+s+a-l67 = 18.25+8+11+2-5 = 34.25 mm

5 轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30207轴承查手册得a = 18.5 mm
带轮中点距左支点距离L1 = (34/2+35+18.5)mm = 70.5 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (67/2+32.25+5-18.5)mm = 52.2 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (67/2+5+34.25-18.5)mm = 54.2 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 1950.5 N
FNH2 = = = 1878.5 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -597.1 N
FNV2 = = = 1075.2 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 1950.5×52.2 Nmm = 101816 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FQL1 = 952.2×70.5 Nmm = 67130 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -597.1×52.2 Nmm = -31169 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 1075.2×54.2 Nmm = 58276 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1 = = 106480 Nmm
M2 = = 117314 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 5.4 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

II轴的设计
1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：
P2 = 2.84 KW n2 = 64.9 r/min T2 = 417.5 Nm
2 求作用在齿轮上的力:
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2 = 228 mm
则:
Ft = = = 3662.3 N
Fr = Ft× = 3662.3× = 1368 N
Fa = Fttanb = 3662.3×tan130 = 845.1 N
3 初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 39.5 mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT2，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:
Tca = KAT2 = 1.2×417.5 = 501 Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 45 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 55 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 50 mm。
4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 55 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30211型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2 = 63 mm，所以：d45 = 63 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 60 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×63 = 4.41 mm，轴肩宽度：b ≥ 1.4h = 1.4×4.41 = 0 mm，所以：d56 = 72 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：
l34 = T+s+a+2.5+2 = 22.75+8+11+2.5+2 = 46.25 mm
l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+22.75+8+11+2.5-6=40.25 mm

5 轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30211轴承查手册得a = 22.5 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (62/2-2+46.25-22.5)mm = 52.8 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (/2+6+40.25-22.5)mm = 54.8 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 1865.2 N
FNH2 = = = 1797.1 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 1592.1 N
FNV2 = = = 224.1 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 1865.2×52.8 Nmm = 98483 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = 1592.1×52.8 Nmm = 84063 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 224.1×54.8 Nmm = 12281 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1 = = 129482 Nmm
M2 = = 99246 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 11.3 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

第八部分 键联接的选择及校核计算

1 输入轴键计算：
校核大带轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×28mm，接触长度:l' = 28-8 = 20 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×20×27×120/1000 = 113.4 Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
2 输出轴键计算：
(1) 校核大齿轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×50mm，接触长度:l' = 50-18 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×32×63×120/1000 = 665.3 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
(2) 校核联轴器处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接触长度:l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。

第九部分 轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：
Lh = 10×1×8×300 = 24000 h
1 输入轴的轴承设计计算:
(1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×1430.3+0×883.5 = 1430.3 N
(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 1430.3× = 8260 N
(3) 选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:30207轴承，Cr = 54.2 KN，由课本式11-3有：
Lh =
= = 1.25×107≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2 输出轴的轴承设计计算:
(1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×1368+0×845.1 = 1368 N
(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 1368× = 5337 N
(3) 选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:30211轴承，Cr = 90.8 KN，由课本式11-3有：
Lh =
= = 3×108≥Lh
所以轴承预期寿命足够。

第十部分 减速器及其附件的设计

1 箱体（箱盖）的分析：
箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。
2 箱体（盖）的材料：
由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。
3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下：
代号 名称 计算与说明 结果
d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 ≥ 8 取d = 10 mm
d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 ≥ 8 取d1 = 10 mm
d' 箱体加强筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm
d1' 箱盖加强筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm
b 箱体分箱面凸缘厚 b≈1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm
b1 箱盖分箱面凸缘厚 b1≈1.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm
b2 平凸缘底厚 b2≈2.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm
df 地脚螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm
d1 轴承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm
d2 联接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm
d3 轴承盖螺钉 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm
d4 检查孔螺钉 M8×22
n 地脚螺栓数 取：n = 6

第十一部分 润滑与密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度。油的深度为：H+h1：
H = 30 mm h1 = 34 mm
所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

设计小结

这次关于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考文献

1 《机械设计（第八版）》　高等教育出版社。
2 《机械设计（机械设计基础）课程设计》　高等教育出版社。
3 《机械零件手册》 天津大学机械零件教研室。