求壹份設計用於皮帶輪運輸機的傳動裝置設計任務書
壹種傳輸編程
第二組數據：壹個圓柱形的齒輪減速器的設計帶式輸送機齒輪
（1）工作環境：可使用年限為10年，每年300天，兩班倒的工作負載順利。
（2）的原始數據：滾筒圓周力F = 1.7KN;帶速度V = 1.4米/秒;
滾筒直徑D = 220mm的
？運動圖
其次，選擇的電機
1，電機類型和結構類型的選擇：已知的工作要求和條件，選擇Y系列三相異步電動機。
2，確定電機功率：
總有效率的發送裝置（1）：
聯軸器總η=η×η2軸承×η齒輪×η×η鼓
= 0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
= 0.86
（2）電機功率：
PD =FV/1000η總
= 1700×1.4/1000×0.86
= 2.76KW
如圖3所示，確定電機轉速：
輥軸速度的工作：
NW = 60×1000V/πD的
= 60×1000×1.4 /π×220
= 121.5r/min
根據[2]表2.2推薦合理的，考慮壹個V型皮帶傳動的傳動比範圍內的單級的圓筒狀的齒輪比的範圍比IV = 2?4，集成電路= 3?5，合理的總的傳動比的範圍內的i = 6?20，所以電機的可選擇的範圍的速度是第二=×凈重=（6?20）×121.5 = 729?2430r/min
符合此範圍內的同步轉速為960 r / min和1420r/min。表8.1 [2]確定了三種適用的電機模型，如下表所示
傳動比的傳輸方案電機型號額定功率電機的轉速（轉/分）
？KW轉整圈的整體齒輪與齒輪比
1 Y132S-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100L2 4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
考慮到電機和齒輪的尺寸，重量，價格和皮帶傳動，減速器的傳動比，比較這兩個方案被稱為：方案1，由於電機的轉速，齒輪尺寸較大的價格較高。方案2是溫和的。被選為電機型號Y100L2-4。
確定電機型號
根據上述選擇電機的類型，所需的額定功率和同步速度，所選擇的電動機型號
Y100L2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩的2.2。
第三，計算的總的傳動比，在輸電和配電水平比
1，總傳動比：我總= N電/ N桶= 1420/121.5 = 11.68
如圖2所示，在所有各級的傳動比分配
（1）我= 3
（2）∵，***i =齒×我與π
∴我的牙齒= I / I = 11.68 / 3 = 3.89
的運動參數和動態參數
1，計算的軸的轉速（轉/分鐘）的
NI = NM / I = 1420/3 = 473.33（轉/分）
NII = NI / I牙= 473.33/3.89 = 121.67（轉/分）
鼓NW =凈利息收入= 473.33/3.89 = 121.67（轉/分）
2，計算每個軸功率（KW）
PI = PD×η= 2.76×0.96 = 2.64KW
PII = PI×η軸承×η齒輪= 2.64×0.99×0.97 = 2.53KW
如圖3所示，計算各軸的轉矩
TD = 9.55Pd/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56N？中號
？TI = 9.55p2到/ N1 = 9550x2.64/473.33 = 53.26N？中號
？
TII = 9.55p2到/ N2 = 9550x2.53/121.67 = 198.58N？中號
？
傳動部件的設計和計算
1輪驅動設計
（1）選擇普通V帶類型
教科書[1] P189表10-8為：Ka = 1.2，P = 2.76KW
PC = KAP = 1.2×2.76 = 3.3KW
PC = 3.3KW和n1 = 473.33r/min的的
教科書[1] P189圖10-12是可選的V型皮帶A型
（2）確定的帶輪的基準直徑，並檢查磁帶速度
[1]教材P190表10-9，采取其所=95毫米> dmin的= 75
DD2 = i與其所（1-ε）= 3×95×（1-0.02）=279.30毫米
通過教科書[1] P190表10-9，采取DD2 = 280
帶速V：V =πdd1n1/60×1000
=Π×95×1420/60×1000
=7.06米/ s的
5?25m / s的範圍內，適當的速度。
（3）確定帶子的長度和中心距
暫定中心距離a0 =500毫米
Ld為= 2A0 +π（其所+ DD2）/ 2 +（DD2-DD1）2/4a0
= 2×500 3.14（95 280）+（280-95）2/4×450
=1605.8毫米
據的教科書[1]表（10-6），以選擇壹個類似的Ld為=1600毫米
確定中心距a≈a0的+（Ld為 - LD0）/ 2 = 500 +（1600-1605.8）/ 2
=497毫米
（四）檢查小滑輪包角
α1= 1800-57.30×（DD2-DD1）/
= 1800-57.30×（280-95）/ 497
= 158.670> 1200（適用）
？（5），以確定的數目根
V帶傳動額定功率的單。根據DD1和N1，檢查課本圖10-9為：P1 = 1.4KW
I≠1時，單根增量的額定功率的V形皮帶。根據帶型，我檢查[1]表10-2△P1 = 0.17KW
檢查[1]表10-3 5月Kα= 0.94;調查[1]表10-4 KL = 0.99
Z = PC / [（P1 +△P1）KαKL]
= 3.3 /（1.4 +0.17）×0.94×0.99]
= 2.26（坐3）
（6）計算軸壓力
通過教科書[1]表10-5調查q = 0.1公斤/米的教科書（10-20）初始張力的V型皮帶單位根：
F0 = 500PC/ZV [（2.5/Kα）-1] + qV2 = 500x3.3 / 3x7.06（2.5/0.94-1），+0.10 x7.062 = 134.3kN
根據軸承的壓力FQ
FQ = 2ZF0sin（α1/ 2）= 2×3×134.3sin（158.67o / 2）
= 791.9N
2，齒輪的設計計算
（1）選擇齒輪材料及熱處理的齒輪傳動裝置的設計被關閉的傳輸，通常
制成的軟齒面齒輪。查找表[1]表6-8，易於制造的材料選擇價格便宜的小齒輪材料為45鋼，淬火和回火齒面硬度260HBS，大齒輪材料45鋼，正火硬度215HBS;
精度等級：運輸機通用機械，高速，8位精度。
（2）所述的齒面接觸疲勞強度設計
D1≥（6712×KT1（U +1）/φdu[σH] 2）1/3
確定的參數如下：傳動比i齒= 3.89
舉壹個小齒輪Z1 = 20。大齒輪Z2 = IZ1 =×20 = 77.8 Z2 = 78
從教科書表6-12φD= 1.1
（3）的轉矩T1
T1 = 9.55×106×P1/n1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660N？毫米
（4）負荷系數K：K = 1.2
（5）允許的接觸應力[σH]
[ΣH=σHlimZN / SHmin的教科書[1]圖6-37理查德：
σHlim1= 610MpaσHlim2= 500MPa級
聯系疲勞壽命系數鋅：壹年300天，每天16小時計算公式N = 60njtn
N1 = 60×473.33×10×300×18 = 1.36x109
N2 = N / I = 1.36x109 / 3.89 = 3.4×108
檢查[1]圖6-38，ZN1的教科書中曲線1 = 1 ZN2 = 1.05
按要求選擇可靠性的的安全系數SHmin = 1.0
[ΣH] 1 =σHlim1ZN1/SHmin= 610x1 / 1 = 610兆帕
[ΣH] 2 =σHlim2ZN2/SHmin= 500x1.05 / 1 = 525Mpa
因此，它可以是：
D1≥（6712×KT1（U +1）/φdu[σH] 2）1/3
=49.04毫米
模數：M = d1/Z1 = 49.04/20 =2.45毫米
以教科書[1]值的P79標準模數第壹系列，M = 2.5
（6）檢查齒根彎曲疲勞強度
σBB = 2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
的節圓直徑為d1 =就是MZ1 = 2.5×20mm的= 50毫米
？D2 = MZ2 = 2.5×78毫米=195毫米
齒寬：B =φdd1= 1.1×50毫米=55毫米
以B2 =55毫米B1 =60毫米
（7）復合齒因素的YFS教科書[1]圖6-40：YFS1 = 4.35，YFS2，3.95
（8）容許彎曲應力[σbb]
根據教科書[1] P116：
[Σbb=σbblimYN / SFmin的
教科書[1]圖6-41彎曲疲勞極限σbblim的，應該：σbblim1= 490MPa級σbblim2= 410Mpa
教科書[1]圖6-42的彎曲疲勞壽命系數YN：YN1 = 1 YN2 = 1
最小安全系數的彎曲疲勞SFmin：壹般可靠性的要求，采取SFmin = 1
計算彎曲應力疲勞許
[Σbb1σbblim1YN1/SFmin = 490×1/1 = 490MPa級
[Σbb2] =σbblim2YN2/SFmin = 410×1/1 = 410Mpa
校核計算
σbb1= 2kT1YFS1 / b1md1 = 71.86pa [σbb1]
σbb22kT1YFS2 / b2md1 = 72.61Mpa <[σbb2]
齒根彎曲疲勞強度足夠
（9）中的壹個齒輪的中心矩
=（D1 + D2）/ 2 =（50 +195）/ 2 =122.5毫米
（10）的圓周速度的齒輪五
計算的圓周速度V =πn1d1/60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 =1.23米/ s的
由於V <6米/秒，所以他們選擇適當的8位精度。
？
軸的設計計算
從動軸的設計
？1中，選擇的材料的軸線，以確定允許的應力
？選擇軸的材料為45鋼，淬火和回火。調查[2]表13-1中我們可以看到：
σB= 650MPa以下，強度σs= 360Mpa調查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根據估計的抗扭強度軸的最小直徑
？單級的低速軸的齒輪減速器的軸，輸出耦合階段，
考慮從結構的要求，輸出端子軸應最小，最小直徑為：
D≥C
調查[2]表13-5可用45鋼取C = 118
D≥118×（2.53/121.67）1/3mm =32.44毫米
？考慮鍵槽影響的耦合孔系列標準的，取D = 35毫米
3，齒輪受力計算
？齒輪扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.53/121.67 = 198 582?
？齒輪力：
？圓周力：FT = 2T / D = 2×198582/195N = 2036N
？徑向力：FR = Fttan200 = 2036×tan200 = 741N
4，軸的結構設計
？需要考慮固定的大小相匹配的部分軸結構的設計，軸類零件軸，軸按比例繪制的結構示意圖。
？（1），選擇的耦合
？可用於彈性柱銷聯軸器，檢查[2]表9.4耦合模型HL3耦合：35×82 GB5014-85
？（2）確定軸類零件的位置和固定方式
？單級減速齒輪，妳可以安排中央齒輪箱軸承對稱布置
論齒輪兩側。依靠客戶端安裝軸伸聯軸器，齒輪油環和套筒
固定的軸向位置，並與實現的星期依靠平鍵和幹擾來固定，該軸的兩端
承套筒的軸向定位的實現，依靠的幹擾符合環固定軸
兩端的軸承蓋的軸向定位聯軸器依靠軸肩平，關鍵盈
軸向定位和周向定位
（3），以確定的直徑的軸的每個段
將估計的軸D = 35毫米比賽（如圖），作為外伸端直徑d1和接頭
考慮耦合軸向定位軸肩，在第二個段落的直徑為D2 = 40mm的
負載從左側的左端的齒輪和軸承，考慮要求易於裝配，拆卸，和零件固定安裝的軸在d3上應該是大於d2，d3上= 4毫米，容易齒輪組件與該部和拆卸與齒輪軸直徑d4應該是大於d3，采取d4上= 50毫米。帶齒輪的時間用的套筒固定左端，右端的凸緣定位頸直徑d5上
滿足齒輪的位置的同時，還應該滿足安裝要求的右側的軸承確定根據選定軸承模型的右軸承軸承模型相同的左端，采取D6 =45毫米。
（4）選擇[1] P270初選深溝球軸承，代號為6209的軸承型號，手動可供選擇：軸承寬度B = 19，安裝尺寸D = 52，所以領子直徑D5 =52毫米的。
（5）確定的軸的直徑，每個區段的長度
Ⅰ段：D1 = 35mm長度L1 = 50
第二部分：D2 = 40mm的
6209深溝球軸承，內徑45毫米的主，
的寬度為19mm。考慮到齒輪的端面和殼體壁，軸承的端面和殼體的內壁有壹定的距離。以袖子的長度為20mm，長度應根據密封帽軸部分的密封帽的寬度，並考慮聯軸器和櫃外壁應該是某壹時刻，段長度為55mm，安裝齒輪段長度應較小的寬度比輪子2毫米，這是壹個很長的段落II：
L2 =（2 20 19 55）=96毫米
III段直徑d3 =45毫米
L3 = L1-L = 50-2 =48毫米
Ⅳ段直徑d4 = 50
相同的長度和在套筒到右側，即L4 = 20mm的
Ⅴ段直徑D5 =52毫米的長度L5 =19毫米
可被視為由長度的軸的軸線支撐跨距L =96毫米
（6）矩復合材料強度
（1）要求的節圓直徑：已知D1 =195毫米
（2）尋找扭矩：T2 = 198.58N？中號
③求圓周力：FT
根據課本P127（6-34）
尺= 2T2/d2 = 2×198.58/195 = 2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.03×tan200 = 0.741N
（5）由於該軸的兩個軸承的對稱性，所以：= LB =48毫米
（1）繪制軸力圖（圖壹）
（2）畫壹條垂直的平面的彎矩圖（圖二）
支座反力：
FAY = FBY = FR / 2 = 0.74 / 2 = 0.37N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.03 / 2 = 1.01N
的兩側左右對稱的，它是已知的交叉C節對稱的彎矩。在垂直平面內的時刻的C節
MC1 = FAyL / 2 = 0.37×96÷2 = 17.76N？中號
的彎曲力矩，在水平面中的C節：
MC2 = FAZL / 2 = 1.01×96÷2 = 48.48N？中號
（4）繪制的彎矩圖（圖d）
MC =（MC12 + MC22）1/2 =（17.762 48.482）1/2 = 51.63N？中號
（5）繪制壹個的轉矩圖（圖e）
扭矩：T = 9.55×（P2/n2）×106 = 198.58N？中號
（6）繪制的等效彎矩圖（圖f）
扭矩產生的扭轉剪切文治武功力的脈動周期的變化，取α= 0.2，在等效力矩的截面C：
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2
= [51.632 +（0.2×198.58）2] 1/2 = 65.13N？中號
（7）檢查強度的危險C節
由式（6-3）中
？
ΣE= 65.13/0.1d33 = 65.13x1000/0.1×453
= 7.14MPa <[σ-1] = 60MPa
∴，軸具有足夠的強度。
？
傳動軸設計
？1，選擇軸的材料，以確定許用應力
？選擇軸的材料為45鋼，淬火和回火。調查[2]表13-1中我們可以看到：
σB= 650MPa以下，強度σs= 360Mpa調查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根據估計的抗扭強度軸的最小直徑
？單級的低速軸的齒輪減速器的軸，輸出耦合階段，
考慮從結構的要求，輸出端子軸應最小，最小直徑為：
D≥C
調查[2]表13-5可用45鋼取C = 118
D≥118×（2.64/473.33）1/3mm =20.92毫米
？考慮鍵槽壹系列標準的影響，采取e=22毫米
3，齒輪受力計算
？收到的齒輪扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265?
？齒輪力：
？圓周力：FT = 2T / D = 2×53265/50N = 2130N
？徑向力：FR = Fttan200 = 2130×tan200 = 775N
確定軸類零件的位置和固定方式
？單級減速齒輪，妳可以安排中央齒輪箱軸承對稱布置
論齒輪兩側。齒輪依靠油環和軸向定位並固定在套筒上
依靠平鍵和周向固定的幹擾，該軸的兩端
承套筒的軸向定位的實現，依靠的幹擾符合環固定軸
兩端的軸承蓋來實現軸向定位，
的第4段，以確定軸的直徑和長度
6206深溝球軸承，內徑30毫米的主，
的寬度為16mm。考慮齒輪的端面和殼體壁，軸承的端面和殼體的內壁有壹定的時刻，然後采取套筒長度20mm，那麽段的長度36毫米安裝輪轂寬度的齒輪部的長度2毫米。
（2）復合材料的彎曲和扭轉強度計算
（1）要求已知的節圓直徑：D2 = 50
（2）向已知扭矩：T = 53.26N？中號
（3）向圓周力Ft：根據課本P127（6-34）
尺= 2T3/d2 = 2×53.26/50 = 2.13N
④求徑向力Fr的課本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.13×0.36379 = 0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA = LB = 50
（1）求支座反力FAX，FBY，FAZ，FBZ
FAX = FBY = FR / 2 = 0.76 / 2 = 0.38N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.13 / 2 = 1.065N
（2）橫截面在垂直平面矩
MC1 = FAxL / 2 = 0.38×100/2 = 19N？中號
（3）的橫截面中的C的水平的彎曲力矩
MC2 = FAZL / 2 = 1.065×100/2 = 52.5N？中號
（4）計算的合成的矩
MC =（MC12 + MC22）1/2
=（192 52.52）1/2
= 55.83N？中號
（5）計算的等效彎矩：根據課本P235α= 0.4
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2 = [55.832 +（0.4×53.26）2] 1/2
= 59.74N？中號
（6）檢查的力度危險的C節
由式（10-3）中
ΣE= MEC /（0.1d3）= 59.74x1000 /（0.1×303）
= 22.12Mpa <[σ-1] = 60Mpa
∴此軸具有足夠的強度
（7）滾動選擇和檢查計算
從動軸的軸承
預期壽命的條件下，軸承
L'H = 10×300×16 = 48000h
（1）初選軸承型號：6209，
？檢查[1]表14-19所示：D = 55毫米，外徑D = 85毫米，寬度B = 19MM，基本額定動負荷C = 31.5KN基本額定靜負荷CO = 20.5KN
？調查[2]表10.1極限轉速9000r/min
（1）已知NII = 121.67（轉/分）
兩軸承的徑向反作用力：FR1 = FR2 = 1083N
根據教科書的P265（11-12）軸承內部的軸向力
FS = 0.63FR那麽FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1083 = 682N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，應采取按任何壹端，現在就按結束結束
FA1 = FS1 = 682N FA2 = FS2 = 682N
（3）求系數X，Y
FA1/FR1 = 682N/1038N = 0.63
FA2/FR2 = 682N/1038N = 0.63
根據課本P265表（14-14）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）計算的等效載荷P1，P2
根據教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）風格的基礎上課本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
（5）的軸承壽命的計算
∵P1 = P2，所以他們選擇了P = 1624N
∵深溝球軸承ε= 3
根據手冊6209-CR = 31500N
我們獲得課本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×1624分之31500）3/60X121.67 = 998953h> 48000h
∴預期壽命是足夠的
主動軸軸承：
？（1）軸承初選型號：6206
查[1]表14-19，：D = 30毫米，外徑D =62毫米，寬度B = 16毫米，
基本額定動載荷C = 19.5KN基本的靜載荷CO = 111.5KN
調查[2]表10.1極限轉速13000r/min
預期壽命的條件，對軸承
L'H = 10×300×16 = 48000h
（1）已知NI = 473.33（轉/分）
兩軸承的徑向反作用力：FR1 = FR2 = 1129N
根據教科書的P265（11-12）軸承內部的軸向力
FS = 0.63FR那麽FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1129 = 711.8N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，應采取按任何壹端，現在就按結束結束
FA1 = FS1 = 711.8N FA2 = FS2 = 711.8N
（3）求系數X，Y
FA1/FR1 = 711.8N/711.8N = 0.63
FA2/FR2 = 711.8N/711.8N = 0.63
根據課本P265表（14-14）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）計算的等效載荷P1，P2
根據教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）風格的基礎上課本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
（5）的軸承壽命的計算
∵P1 = P2，所以他們選擇了P = 1693.5N
∵深溝球軸承ε= 3
根據手冊是6206-CR = 19500N
我們獲得課本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×19500/1693.5）3/60X473.33 = 53713h> 48000h
∴預期壽命是足夠的
？
七鍵連接的選擇，並且檢查計算
1。據的長軸直徑的大小，由[1]表12-6中
高速軸（驅動軸），V型皮帶輪聯軸器鍵：鍵8×36，GB1096-79
大齒輪和軸連接鍵：的鑰匙14×45 GB1096-79
聯軸器鍵：鍵10×40 GB1096-79
2。關鍵的強度校核
？大齒輪和軸的關鍵：關鍵14×45 GB1096-79
B×H = 14×9，L = 45，LS = L - B =31毫米
圓周力：FR = 2TII / D = 2×198五十零分之五百八十零= 7943.2N
擠壓強度：= 56.93 <125?150MPA = [ΣP]
因此，擠壓強度足夠
剪切強度：= 36.60 <120MPA = []
因此，剪切強度是足夠的
8×36的關鍵GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79檢查，根據上述步驟，並符合要求。
八，減速齒輪箱，蓋子及配飾設計
1，減速機附件
曝氣機
室內使用時，選擇通風（壹次過濾），采用M18×1.5
油位指示器
選擇遊標M12的
起重設備
采用蓋耳片箱座。
放油塞
選擇外六角油塞和墊片M18×1.5
根據“機械設計課程設計表5.3選擇合適的型號：
從蓋螺絲型號：GB/T5780 M18×30，材質Q235
高速軸軸承蓋螺栓：GB5783?86 M8X12，材質Q235
低速軸軸承蓋螺栓：GB5783?86 M8×20，材質Q235
博爾特：GB5782?86 M14×100，材質Q235
案例的主要尺寸：
：
？（1）箱座壁厚Z = 0.025A +1 = 0.025×122.5 +1 = 4.0625 Z = 8
？（2）油箱蓋和墻壁厚度Z1 = 0.02A +1 = 0.02×122.5 +1 = 3.45
？ ？以Z1 = 8
？（3）蓋法蘭厚度B1 = 1.5z1 = 1.5×8 = 12
？（4）箱座法蘭厚度B = 1.5z = 1.5×8 = 12
（5）的厚度的框座底部凸緣B2 = 2.5z = 2.5×8 = 20
？（6）接地螺釘直徑df = 0.036a +12 =
0.036×122.5 +12 = 16.41（***18個）
？（7）數的接地螺釘N = 4（<250）
（8）的軸承旁的連接螺栓直徑d1 = 0.75df = 0.75×18 = 13.5（壹個14）
蓋（9）和所述座椅連接的螺栓直徑d2 =（0.5-0.6）自由度= 0.55×18 = 9.9（二，10）
？（10）連接螺栓D2的間距L = 150?200
？（11）軸承蓋螺栓直D3 =（0.4?0.5），DF = 0.4×18 = 7.2（N = 8）
？（12）檢查孔蓋螺絲D4 =（0.3-0.4），DF = 0.3×18 = 5.4（6）
的定位銷（13）的直徑D =（0.7-0.8）d2的= 0.8×10 = 8
（14）df.d1.d2的方塊距離C1的外壁上的
？（15）Df.d2
？
（16）凸臺高度：確定在根據與低速的軸承座的外徑，以扳手操作為準。
外槽壁（17）從端面的軋輥軸承座C1 + C2 +（5?10）的距離
（18）齒輪的齒頂圓與內箱壁間距離：> 9.6毫米
（19）的齒輪內盒的端壁間的距離：= 12毫米
（20）蓋，箱座肋厚：M1 = 8毫米，M2 = 8毫米
（21）的軸承蓋的外徑（D）+（5?5.5）d3上
D?軸承外徑
（22）軸承：盡可能靠近旁邊的連接螺栓距離，遵守不幹涉對方的MD1和MD3壹般取S = D2。
九，潤滑與密封
1齒輪的潤滑
使用浸油潤滑，單級圓柱齒輪減速機，速度ν<12米/秒，當m <20時，浸油深度h牙齒的高度，但不小於10毫米，所以油浸泡過的高度約36毫米。
2滾動軸承的潤滑
軸承圓周速度，所以應該開設油溝，飛濺潤滑。
3。潤滑油的選擇
與同種潤滑油的齒輪和軸承是更方便的小型設備，考慮到設備，選擇GB443-89損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4的密封方法的選擇
可選法蘭端蓋調整方便，悶蓋安裝在框架旋轉軸唇形密封的密封。密封模型由組件GB894.1-86-25的軸承蓋的結構的大小是由軸承位置的外徑的軸直徑確定的。
10，設計總結
課程設計的經驗
課程設計需要勤奮和努力鉆研的精神。步驟壹步克服的事情會在第壹時間，第壹，似乎沒有人有感情的挫折，遇到困難，可能需要持續幾個小時，十幾個小時的不停工作，研究的最終結果的那壹刻快樂是很容易的，嘆了口氣！
課程設計過程中，幾乎所有在過去所學的知識不紮實，很多計算方法，公式都忘了，不斷地把信息，閱讀，和同學們互相探討。雖然過程很辛苦，有時不得不打消了這個念頭，但壹直堅持了下來，完成了設計，也學會了要回很多以前沒學好的知識，並同時鞏固這方面的知識，提高運用所學知識的能力。
11，參考的數據目錄
[1]“機械設計基礎課程設計，高等教育出版社，陳立德主編，第二版，2004年7月;
[2]“機械設計基礎，機械工業出版社的編輯胡甲秀2007年7月第壹版