壹、制定傳輸方案
第二組第三數據:設計帶式輸送機傳動裝置中的壹級圓柱齒輪減速器。
(1)工作條件:使用壽命為10年，按每年300天計算，兩班工作，負荷穩定。
(2)原始數據:滾筒周向力f = 1.7 kN；帶速v = 1.4m/s；
滾筒直徑D = 220mm毫米。
運動圖
二、電機的選擇
1.電機類型和結構型式的選擇:根據已知的工作要求和條件，選擇Y系列三相異步電機。
2、確定電機的功率:
(1)傳輸的總效率:
η Total = η皮帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率:
Pd=FV/1000η總計
=1700×1.4/1000×0.86
= 2.76千瓦
3、確定電機轉速:
滾筒軸的工作速度:
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據表2.2推薦的合理傳動比範圍，若V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比Ic=3~5，則合理的總傳動比I為i=6~20，因此電機轉速的可選範圍為ND = I×NW =(6 ~ 20)×121.5 =。
該範圍內的同步速度為960轉/分鐘和1420轉/分鐘。從表2，8.1，發現有三種合適的電機型號，如下表所示。
方案電機型號額定功率電機轉速(r/min)傳動裝置的傳動比
KW帶齒輪的全旋轉總傳動比
1y 132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2y 100 L2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量和價格，以及帶傳動和減速器的傳動比，可以看出方案1由於電機轉速較低，尺寸較大，價格較高。方案2是溫和的。因此，選用電機型號Y100l2-4。
4、確定電機型號
根據上面選定的電機類型、所需的額定功率和同步轉速，選定的電機型號為
Y100l2-4 .
其主要性能:額定功率:3KW，滿載轉速1420r/min，額定扭矩2.2。
第三，計算總傳動比，分配各級傳動比。
1，總傳動比:I總=n電/n缸= 1420/121.5 = 11.68。
2、各級傳動比的分配
(1)取I波段=3
(2) ∵i total =i齒×i帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89。
四。運動參數和動態參數的計算
1，計算各軸的速度(轉/分)
NI=nm/i波段=1420/3=473.33(轉/分)
NII=nI/i齒= 473.33/3.89 = 121.67(轉/分)
滾筒NW = NII = 473.33/3.89 = 121.67(轉/分鐘)
2.計算每個軸的功率(KW)
PI=Pd×η band =2.76×0.96=2.64KW。
PII=PI×η軸承×η齒輪= 2.64× 0.99× 0.97 = 2.53kW
3.計算每個軸的扭矩
TD = 9.55 PD/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56n？m
TI = 9.55 p2/n 1 = 9550 x 2.64/473.33 = 53.26n？m
TII = 9.55 p2/N2 = 9550 x 2.53/121.67 = 198.58n？m
五、傳動部件的設計與計算
1，滑輪傳動的設計與計算
(1)選擇普通V帶輪廓。
根據教材[1]P189，表10-8，Ka = 1.2p = 2.76kW。
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
根據PC=3.3KW和n1=473.33r/min。
從教材[1]P189，圖10-12得出選用A型V帶。
(2)確定皮帶輪的參考直徑並檢查皮帶速度。
從[1]教材P190表10-9，取DD 1 = 95mm >；dmin=75
Dd2=i波段DD 1(1-ε)= 3×95×(1-0.02)= 279.30mm。
從教材[1]P190表10-9中，取dd2=280。
帶速v:v =πDD 1n 1/60×1000。
=π×95×1420/60×1000
= 7.06米/秒
在5~25m/s範圍內，帶速合適。
(3)確定皮帶長度和中心距
初始中心距離a0=500mm
LD = 2 A0+π(DD 1+dd2)/2+(dd2-DD 1)2/4a 0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
= 1605.8毫米
根據教材[1]表(10-6)，選擇相似的LD = 1600 mm。
確定中心距a≈A0+(LD-LD0)/2 = 500+(1600-1605.8)/2。
= 497毫米
(4)檢查小滑輪的包角
α1 = 1800-57.30×(dd2-DD 1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
= 158.670 & gt；1200(適用)
(5)確定波段數。
單根V帶傳輸的額定功率。根據dd1和n1，查課本圖10-9，得到P1=1.4KW。
i≠1時單根V帶的額定功率增量。根據皮帶類型和我查表△p 1 = 0.17KW 10-2。
查[1]表10-3，得到kα= 0.94；；查[1]表10-4得到KL=0.99。
z = PC/[(p 1+△p 1)kαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26(取3)
(6)計算軸上的壓力
從教材[1]表10-5中Q=0.1kg/m，根據教材公式(10-20)求出單根V帶的初張力:
F0 = 500 PC/ZV[(2.5/kα)-1]+qV2 = 500 x 3.3/[3x 7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x 7.062 = 134.3 kn
然後是作用在軸承上的壓力FQ
FQ = 2zf 0 sin(α1/2)= 2×3×134.3 sin(158.67 o/2)
=791.9N
2.齒輪傳動的設計與計算
(1)齒輪材料的選擇和熱處理:設計的齒輪傳動屬於封閉式傳動，通常
齒輪采用軟齒面。參考表[1]表6-8，選擇便宜易加工的材料。小齒輪采用45鋼，調質處理，齒面硬度260HBS；大齒輪也是45鋼，正火，硬度215 HBS；；
精度等級:輸送機是壹般機器，速度不高。所以選擇了8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計。
從d 1 ≥( 6712×kt 1(U+1)/φdu[σh]2)1/3。
確定相關參數如下:傳動比I齒=3.89。
取小齒輪齒數Z1=20。那麽大齒輪的齒數:Z2=iZ1= ×20=77.8，取z2=78。
從教材表6-12中取φd=1.1。
(3)扭矩T1
t 1 = 9.55×106×p 1/n 1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660n？毫米
(4)荷載系數K:取k=1.2。
(5)容許接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin在教材中找到[1]圖6-37:
σhlim 1 = 610 MPaσhlim 2 = 500 MPa
接觸疲勞壽命系數Zn:按壹年300個工作日，每天16h計算，按公式N=60njtn計算。
n 1 = 60×473.33×10×300×18 = 1.36×109
N2 = N/I = 1.36 x 109/3.89 = 3.4×108
在[1]教材圖6-38中查曲線1，得到Zn 1 = 1zn 2 = 1.05。
根據壹般可靠性要求，選擇安全系數SHmin=1.0。
[σH]1 =σhlim 1zn 1/SHmin = 610x 1/1 = 610 Mpa
[σH]2 =σhlim 2 Zn 2/SHmin = 500 x 1.05/1 = 525 MPa
因此:
d 1 ≥( 6712×kt 1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
= 49.04毫米
模數:m = d 1/z 1 = 49.04/20 = 2.45mm。
取教材[1]P79標準模塊第壹系列中的值，m=2.5。
(6)檢查齒根的彎曲疲勞強度。
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定相關參數和系數
分度圓直徑:d 1 = mz 1 = 2.5×20mm = 50mm。
d2 = mZ2 = 2.5×毫米= 195毫米
齒寬:b =φDD 1 = 1.1×50mm = 55mm。
取b2=55mm b1=60mm。
(7)復合齒形系數YFs由教科書[1]圖6-40得到:YFS1=4.35，YFS2=3.95。
(8)容許彎曲應力[σbb]
根據教材[1]P116:
[σbb]= σbblim YN/SFmin
根據教材[1]圖6-41，彎曲疲勞極限σbblim應為σBBLIM 1 = 490 MPaσBBLIM 2 = 410 MPa。
根據教材[1]圖6-42，彎曲疲勞壽命系數YN:yn 1 = 1yn 2 = 1。
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin:根據壹般可靠性要求，SFmin =1。
彎曲疲勞的計算許用應力為
[σbb 1]=σbblim 1 yn 1/SF min = 490×1/1 = 490 MPa
[σbb2]=σbblim 2 YN2/SF min = 410×1/1 = 410 MPa
檢查計算
σbb 1 = 2kt 1yfs 1/b 1md 1 = 71.86 pa & lt；[σbb1]
σbb2 = 2kt 1yfs 2/b2md 1 = 72.61 MPa & lt；[σbb2]
因此，齒輪齒根的彎曲疲勞強度是足夠的。
(9)計算齒輪傳動的中心力矩A。
a =(d 1+D2)/2 =(50+195)/2 = 122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度v。
計算的圓周速度v =πn 1d 1/60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 = 1.23米/秒。
因為V < 6 m/s，所以取8級精度是合適的。
六、軸的設計與計算
從動軸設計
1，選擇軸的材料確定許用應力。
軸選用的材料是45 #鋼，調質處理。查[2]表13-1:
σb=650Mpa，σs=360Mpa。根據[2]中的表13-6，[σb+1]bb=215Mpa。
[σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa
2.根據抗扭強度估計軸的最小直徑。
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器連接。
考慮到結構要求，輸出軸直徑應最小，最小直徑為:
d≥C
在[2]中查表13-5，45鋼取C=118。
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm = 32.44mm。
考慮到鍵槽和聯軸器孔徑系列標準的影響，選用d=35mm。
3、齒輪受力的計算
齒輪上的扭矩:t = 9.55×106 p/n = 9.55×106×2.53/121.67 = 198582n。
齒輪力:
周向力:ft = 2t/d = 2×198582/195n = 2036n。
徑向力:fr = ft tan 200 = 2036×tan 200 = 741n。
4.軸的結構設計
設計軸結構時，要考慮軸系中配合零件的尺寸和零件在軸上的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
(1)，耦合的選擇
可以使用彈性銷聯軸器。通過查[2]中的表9.4，耦合的型號為HL3耦合:35×82 GB5014-85。
(2)確定零件在軸上的位置和固定方法。
在單級減速器中，齒輪可以布置在箱體的中心，軸承對稱布置。
在齒輪的兩側。軸伸端裝有聯軸器，齒輪由油環和套筒實現。
軸向定位和固定，通過平鍵和過盈配合的周向固定，軸的兩端
通過軸承套實現軸向定位，通過過盈配合實現周向固定，連接軸
軸向定位由兩端軸承蓋實現，聯軸器為平鍵，軸肩過盈配合。
分別實現軸向定位和周向定位。
(3)、確定每節軸的直徑
將估算的軸d=35mm與聯軸器匹配作為外伸端直徑d1(如圖)。
考慮到聯軸器與軸肩的軸向定位，第二段的直徑為d2 = 40mm毫米。
齒輪和左軸承從左側加載。考慮到拆裝方便和零件固定的要求，軸安裝位置d3應大於d2，d3 = 4.5 mm，為了便於齒輪的拆裝，軸徑d4應大於d3，D4 = 50 mm，齒輪左端用套筒固定，右端用直徑d5的卡圈定位。
在滿足檔位定位的同時，還要滿足右軸承的安裝要求，根據所選軸承型號確定。右軸承型號與左軸承相同，D6 = 45毫米.
(4)選擇軸承型號。深溝球軸承，代碼6209，選自[1]P270。根據手冊，軸承寬度B=19，安裝尺寸D=52，因此軸環直徑D5 = 52毫米.
(5)確定軸每段的直徑和長度。
第壹節:d1=35mm，長度為L1=50mm。
第二部分:d2 = 40mm毫米
最初選擇內徑為45mm的6209深溝球軸承。
寬度為19 mm，考慮到齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁之間要有壹定的距離。套筒長度為20mm，穿過密封蓋的軸長應根據密封蓋的寬度並考慮聯軸器與箱體外壁應有壹定力矩來確定。所以這壹段的長度為55mm，齒輪段的長度應該比輪轂的寬度小2mm，所以第二段的長度為:
L2 =(2+20+19+55)= 96毫米
第三節直徑d3 = 45mm毫米
L3 = L 1-L = 50-2 = 48毫米
ⅳ管片直徑d4=50mm
長度與右邊的袖子相同，即L4 = 20 mm。
ⅴ段直徑d5=52mm，長度L5=19mm。
根據軸的各段長度，可以計算出軸承跨距L=96mm。
(6)按彎矩組合強度。
①求分圓直徑:已知d1=195mm。
②扭矩計算:已知T2=198.58N？m
③求圓周力:英尺
根據教材P127(6-34)
ft = 2T2/D2 = 2×198.58/195 = 2.03牛頓
④求徑向力Fr。
根據教材P127(6-35)
Fr=Ft？tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為軸的兩個軸承是對稱的，所以LA=LB=48mm。
(1)畫出軸應力圖(如圖A)。
(2)畫出豎向彎矩圖(如圖B)
軸承反作用力:
費伊= FBY = Fr/2 = 0.74/2 = 0.37牛頓
FAZ = FBZ =英尺/2=2.03/2=1.01N
兩側對稱說明C截面的彎矩也是對稱的。截面c在垂直平面內的彎矩為
MC 1 = FAyL/2 = 0.37×96÷2 = 17.76n？m
截面c在水平面上的彎矩為:
MC2 = FAZL/2 = 1.01×96÷2 = 48.48n？m
(4)繪制彎矩圖(如圖D)
MC =(MC 12+MC22)1/2 =(17.762+48.482)1/2 = 51.63n？m
(5)繪制扭矩圖(如圖E所示)
扭矩:t = 9.55×(p2/N2)×106 = 198.58n？m
(6)畫出等效彎矩圖(如圖F)
扭矩產生的扭轉剪力按脈動周期變化，取α=0.2作為C截面的等效彎矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2 = 65.13N？m
(7)校核危險截面c的強度
通過公式(6-3)
σe = 65.13/0.1d 33 = 65.13x 1000/0.1×453
= 7.14 MPa & lt；[σ-1]b=60MPa
∴這個軸足夠堅固。
傳動軸的設計
1，選擇軸的材料確定許用應力。
軸選用的材料是45 #鋼，調質處理。查[2]表13-1:
σb=650Mpa，σs=360Mpa。根據[2]中的表13-6，[σb+1]bb=215Mpa。
[σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa
2.根據抗扭強度估計軸的最小直徑。
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器連接。
考慮到結構要求，輸出軸直徑應最小，最小直徑為:
d≥C
在[2]中查表13-5，45鋼取C=118。
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm = 20.92mm。
考慮到鍵槽的影響，取d=22mm作為系列標準。
3、齒輪受力的計算
齒輪上的扭矩:t = 9.55×106 p/n = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265n。
齒輪力:
周向力:ft = 2t/d = 2×53265/50n = 2130n。
徑向力:fr = ft tan 200 = 2130×tan 200 = 775n。
確定零件在軸上的位置和固定方法。
在單級減速器中，齒輪可以布置在箱體的中心，軸承對稱布置。
在齒輪的兩側。齒輪由油環和套筒軸向定位和固定。
周向固定通過平鍵和過盈配合以及兩端的軸實現
通過軸承套實現軸向定位，通過過盈配合實現周向固定，連接軸
通過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4確定軸每壹部分的直徑和長度。
初步選擇內徑30mm的6206深溝球軸承。
寬度為16mm。考慮到齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁要有壹定的力矩。如果套筒長度為20mm，則該段的長度為36mm，齒輪段的長度為2 mm。
(2)按彎扭組合強度。
①求分圓直徑:已知d2=50mm。
②扭矩:T=53.26N已知？m
③環向力Ft的計算:根據教材P127(6-34)。
ft = 2T3/D2 = 2×53.26/50 = 2.13N
④根據教材P127(6-35)的公式計算徑向力Fr。
Fr=Ft？tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤ ∵兩個軸承對稱。
∴LA=LB=50mm
(1)查找FBZ FAZ FBY的counterforce傳真。
傳真=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ = FBZ =英尺/2 = 2.13/2 = 1.065牛頓
(2)截面C在垂直平面內的彎矩為
MC 1 = FAxL/2 = 0.38×100/2 = 19N？m
(3)截面C在水平面上的彎矩為
MC2 = FAZL/2 = 1.065×100/2 = 52.5n？m
(4)計算復合彎矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N？m
(5)等效彎矩的計算:根據教材P235，α=0.4。
mec =[MC2+(αT)2]1/2 =[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N？m
(6)校核危險截面c的強度
方程式(10-3)
σe = Mec/(0.1 D3)= 59.74 x 1000/(0.1×303)
= 22.12 MPa & lt；[σ-1]b=60Mpa
∴這根軸足夠結實。
(7)滾動軸承的選擇和驗算
驅動軸上的軸承
根據條件，軸承的預期壽命
l ' h = 10×300×16 = 48000h
(1)主軸承型號為:6209，
查[1]表14-19可以看到:d=55mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，基本額定動載荷C=31.5KN，基本靜載荷CO=20.5KN，
查[2]表10.1，極限轉速為9000r/min。
(1) nII=121.67(轉/分鐘)
兩個軸承的徑向反作用力:FR1=FR2=1083N。
根據教材P265(11-12)
FS=0.63FR，則FS 1 = fs2 = 0.63 fr 1 = 0.63 x 1083 = 682n。
(2)∫fs 1+Fa = fs2fa = 0
所以取任意壹端為壓縮端，現在取1端為壓縮端。
fa 1 = fs 1 = 682n FA2 = FS2 = 682n
(3)求系數x和y。
fa 1/fr 1 = 682n/1038n = 0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據教材P265表(14-14)，e=0.68。
fa 1/fr 1 & lt；e x 1 = 1 FA2/FR2 & lt；e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算等效荷載P1和P2。
根據教材P264表(14-12)，取f P=1.5。
根據教材P264(14-7)
p 1 = fP(x 1fr 1+y 1fa 1)= 1.5×(1×1083+0)= 1624n
P2 = FP(x2fr 1+y2fa 2)= 1.5×(1×1083+0)= 1624n
(5)軸承壽命計算
∫P 1 = P2，所以P=1624N。
∫深溝球軸承ε=3
根據說明書，6209型號的Cr是31500N。
來自課本P264(14-5)
LH=106(ftCr/P)ε/60n
= 106(1×31500/1624)3/60x 121.67 = 998953h & gt；48000小時
預期壽命足夠
2.驅動軸上的軸承:
(1)主軸承型號為:6206。
查[1]表14-19可以看到:d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm，
基本額定動載荷C=19.5KN，基本靜載荷CO=111.5KN，
查[2]表10.1知道極限轉速13000r/min。
根據條件，軸承的預期壽命
l ' h = 10×300×16 = 48000h
(1)已知nI=473.33(轉/分)
兩個軸承的徑向反力:FR 1 = FR 2 = 1129n。
根據教材P265(11-12)
如果FS=0.63FR，則FS 1 = fs2 = 0.63 fr 1 = 0.63 x 1129 = 711.8n。
(2)∫fs 1+Fa = fs2fa = 0
所以取任意壹端為壓縮端，現在取1端為壓縮端。
fa 1 = fs 1 = 711.8N FA2 = FS2 = 711.8N
(3)求系數x和y。
fa 1/fr 1 = 711.8N/711.8N = 0.63
FA2/FR2 = 711.8N/711.8N = 0.63
根據教材P265表(14-14)，e=0.68。
fa 1/fr 1 & lt；e x 1 = 1 FA2/FR2 & lt；e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算等效荷載P1和P2。
根據教材P264表(14-12)，取f P=1.5。
根據教材P264(14-7)
p 1 = fP(x 1fr 1+y 1fa 1)= 1.5×(1×1129+0)= 1693.5n
P2 = FP(x2fr 1+y2fa 2)= 1.5×(1×1129+0)= 1693.5n
(5)軸承壽命計算
∫P 1 = P2，所以取P=1693.5N。
∫深溝球軸承ε=3
根據手冊得到6206型號的Cr=19500N。
來自課本P264(14-5)
LH=106(ftCr/P)ε/60n
= 106(1×19500/1693.5)3/60x 473.33 = 53713h & gt；48000小時
預期壽命足夠
七、鍵連接的選擇和校核計算
1.根據軸直徑的大小，從表[1] 12-6中。
連接高速軸(驅動軸)和三角皮帶輪的鍵是:鍵8×36 GB1096-79。
大齒輪與軸連接的鍵為:鍵14×45 GB1096-79。
軸和聯軸器的鍵為:鍵10×40 GB1096-79。
2.檢查鑰匙的強度
大齒輪和軸上的鍵:鍵14×45 GB1096-79。
B×h=14×9，L=45，則Ls=L-b=31mm。
周向力:fr = 2tii/d = 2×198580/50 = 7943.2n
抗壓強度:= 56.93
因此，擠壓強度是足夠的。
剪切強度:= 36.60
因此，剪切強度是足夠的。
按上述步驟檢查8×36 GB1096-79和10×40 GB1096-79鍵，符合要求。
八。減速箱、箱蓋及附件的設計計算
1，減速器配件的選擇
通風機
由於在室內使用，曝氣機(初濾)采用M18×1.5。
油位指示器
選擇遊標M12。
起閥裝置
采用箱蓋吊耳和箱座吊耳。
放油塞
選擇外六角油塞和墊片M18×1.5。
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇合適的型號:
帶帽螺釘型號:GB/T5780 M18×30，材料Q235。
擰上高速軸軸承蓋:GB 5783 ~ 86m8x12，材料Q235。
擰緊低速軸軸承蓋:GB5783~86 M8×20，材料Q235。
螺栓:GB 5782 ~ 86 M14× 100，材料Q235。
盒子的主要尺寸:
(1)箱基壁厚z = 0.025 a+1 = 0.025×122.5+1 = 4.0625，z=8。
(2)箱蓋壁厚z 1 = 0.02 a+1 = 0.02×122.5+1 = 3.45。
取z1=8。
(3)箱蓋法蘭厚度b 1 = 1.5z 1 = 1.5×8 = 12。
(4)盒座法蘭厚度b = 1.5z = 1.5×8 = 12。
(5)盒底法蘭厚度b2=2.5z=2.5×8=20。
(6)地腳螺絲直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12 = 16.41(取18)。
(7)地腳螺釘的數量n=4(因為a
(8)軸承旁連接螺栓直徑d 1 = 0.75 df = 0.75×18 = 13.5(取14)。
(9)連接閥蓋與閥座的螺栓直徑D2 =(0.5-0.6)DF = 0.55×18 = 9.9(取10)。
(10)連接螺栓d2之間的距離為L=150-200。
(11)軸承端蓋螺絲直D3 =(0.4-0.5)DF = 0.4×18 = 7.2(取8)。
(12)檢查孔蓋螺釘D4 =(0.3-0.4)DF = 0.3×18 = 5.4(取6)。
定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8。
(14)從df.d1.d2到外箱壁C1的距離
(15) Df.d2
(16)凸臺高度:根據低速軸承座外徑確定，便於扳手操作。
(17)外箱壁到軸承座端面的距離C1+C2+(5 ~ 10)
(18)齒輪頂圓與內箱壁之間的距離:> > 9.6毫米
(19)齒輪端面與內箱壁距離:=12 mm。
(20)箱蓋和箱座筋厚度:m1=8 mm，m2=8 mm
(21)軸承端蓋:D外徑+(5 ~ 5.5) D3
D ~軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓的距離:盡可能近，以Md1和Md3不幹涉為準，壹般取S = d2。
九、潤滑和密封
1.齒輪的潤滑
采用油浸式潤滑。因為是單級圓柱齒輪減速器，所以轉速ν < 12m/s，當m
2.滾動軸承的潤滑
因為軸承的圓周速度為0，所以宜開油槽，飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪和軸承使用相同的潤滑油很方便。考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選擇
法蘭端蓋調節方便，骨架轉軸唇形密封圈安裝有盲蓋實現密封。根據裝配軸的直徑確定密封圈的型號為GB894.1-86-25，根據與之定位的軸承外徑確定軸承蓋的結構尺寸。
X.設計總結
課程設計經驗
課程設計需要努力和刻苦學習的精神。凡事都會有第壹次，沒有第壹次似乎都要經歷從感到困難和沮喪到壹步步克服的過程，可能需要壹小時又壹小時的連續攻關；成就的最後時刻是喜悅、放松和解脫！
課程設計幾乎所有的問題都是過去學的知識不紮實，很多計算方法和公式忘記了。要不斷的翻資料，看書，和同學討論。雖然過程很辛苦，有時候也會有放棄的想法，但是我壹直堅持著，完成了設計，也學習了，應該是補上了很多以前沒學好的知識，同時也鞏固了這些知識，提高了學以致用的能力。
XI。參考資料目錄
[1]機械設計基礎課程設計，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2]《機械設計基礎》，胡家秀主編，機械工業出版社，2007年7月，1版。