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　　僅供參考

　　一、傳動方案擬定
　　第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
　　（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
　　（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
　　滾筒直徑D=220mm。
　　運動簡圖
　　二、電動機的選擇
　　1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機。
　　2、確定電動機的功率：
　　（1）傳動裝置的總效率：
　　η總=η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
　　=1700×1.4/1000×0.86
　　=2.76KW
　　3、確定電動機轉速：
　　滾筒軸的工作轉速：
　　Nw=60×1000V/πD
　　=60×1000×1.4/π×220
　　=121.5r/min

　　根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
　　符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
　　方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
　　KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
　　1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
　　2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

　　綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
　　4、確定電動機型號
　　根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
　　Y100l2-4。
　　其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
　　三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
　　1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
　　2、分配各級傳動比
　　（1） 取i帶=3
　　（2） ∵i總=i齒×i 帶π
　　∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
　　四、運動參數及動力參數計算
　　1、計算各軸轉速（r/min）
　　nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
　　nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
　　滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
　　2、 計算各軸的功率（KW）
　　PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
　　PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

　　3、 計算各軸轉矩
　　Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
　　TI=9.55p2入/n1 =9550×2.64/473.33=53.26N?m

　　TII =9.55p2入/n2=9550×2.53/121.67=198.58N?m

　　五、傳動零件的設計計算
　　1、 皮帶輪傳動的設計計算
　　（1） 選擇普通V帶截型
　　由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
　　PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
　　據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
　　由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
　　（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速
　　由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
　　dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
　　由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
　　帶速V：V=πdd1n1/60×1000
　　=π×95×1420/60×1000
　　=7.06m/s
　　在5~25m/s范圍內，帶速合適。
　　（3） 確定帶長和中心距
　　初定中心距a0=500mm
　　Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
　　=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
　　=1605.8mm
　　根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
　　確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
　　=497mm
　　(4) 驗算小帶輪包角
　　α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
　　=1800-57.30×(280-95)/497
　　=158.670>1200（適用）
　　（5） 確定帶的根數
　　單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
　　i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
　　查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
　　Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]　　=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]　　=2.26 (取3根)
　　(6) 計算軸上壓力
　　由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
　　F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500×3.3/[3×7.06(2.5/0.94-1)]+0.10×7.062 =134.3kN
　　則作用在軸承的壓力FQ
　　FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
　　=791.9N

　　2、齒輪傳動的設計計算
　　（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常
　　齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
　　精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
　　(2)按齒面接觸疲勞強度設計
　　由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
　　確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
　　取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
　　由課本表6-12取φd=1.1
　　(3)轉矩T1
　　T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
　　(4)載荷系數k : 取k=1.2
　　(5)許用接觸應力[σH]　　[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
　　σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
　　接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
　　N1=60×473.33×10×300×18=1.36×109
　　N2=N/i=1.36×109 /3.89=3.4×108
　　查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
　　按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
　　[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610×1/1=610 Mpa
　　[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500×1.05/1=525Mpa
　　故得：
　　d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
　　=49.04mm
　　模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
　　取課本[1]P79標準模數第一數列上的值，m=2.5
　　(6)校核齒根彎曲疲勞強度
　　σ bb=2KT1YFS/bmd1
　　確定有關參數和系數
　　分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
　　d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
　　齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
　　取b2=55mm b1=60mm
　　(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
　　(8)許用彎曲應力[σbb]　　根據課本[1]P116：
　　[σbb]= σbblim YN/SFmin
　　由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
　　由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
　　彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
　　計算得彎曲疲勞許用應力為
　　[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
　　[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
　　校核計算
　　σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]　　σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]　　故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
　　(9)計算齒輪傳動的中心矩a
　　a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
　　(10)計算齒輪的圓周速度V
　　計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
　　因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

　　六、軸的設計計算
　　從動軸設計
　　1、選擇軸的材料 確定許用應力
　　選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
　　σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
　　[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
　　2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
　　單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
　　從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
　　d≥C
　　查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
　　則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
　　考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標準，取d=35mm
　　3、齒輪上作用力的計算
　　齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
　　齒輪作用力：
　　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
　　軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
　　（1）、聯軸器的選擇
　　可采用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
　　（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
　　單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
　　在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
　　軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
　　承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
　　過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
　　分別實現軸向定位和周向定位
　　（3）、確定各段軸的直徑
　　將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
　　考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
　　齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
　　滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
　　(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
　　(5）確定軸各段直徑和長度
　　Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

　　II段:d2=40mm
　　初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
　　寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
　　L2=（2+20+19+55）=96mm
　　III段直徑d3=45mm
　　L3=L1-L=50-2=48mm
　　Ⅳ段直徑d4=50mm
　　長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
　　Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
　　由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
　　(6)按彎矩復合強度計算
　　①求分度圓直徑：已知d1=195mm
　　②求轉矩：已知T2=198.58N?m
　　③求圓周力：Ft
　　根據課本P127（6-34）式得
　　Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
　　④求徑向力Fr
　　根據課本P127（6-35）式得
　　Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
　　⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

　　(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
　　（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
　　軸承支反力：
　　FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
　　FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
　　由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
　　MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
　　截面C在水平面上彎矩為：
　　MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
　　(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
　　MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
　　(5)繪制扭矩圖（如圖e）
　　轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
　　(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
　　轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
　　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
　　由式（6-3）

　　σe=65.13/0.1d33=65.13×1000/0.1×453
　　=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
　　∴該軸強度足夠。

　　主動軸的設計
　　1、選擇軸的材料 確定許用應力
　　選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
　　σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
　　[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
　　2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
　　單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
　　從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
　　d≥C
　　查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
　　則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
　　考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm
　　3、齒輪上作用力的計算
　　齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
　　齒輪作用力：
　　圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
　　徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
　　確定軸上零件的位置與固定方式
　　單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
　　在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
　　，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
　　承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
　　過兩端軸承蓋實現軸向定位，
　　4 確定軸的各段直徑和長度
　　初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
　　寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
　　(2)按彎扭復合強度計算
　　①求分度圓直徑：已知d2=50mm
　　②求轉矩：已知T=53.26N?m
　　③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
　　Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
　　④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
　　Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
　　⑤∵兩軸承對稱
　　∴LA=LB=50mm
　　(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
　　FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
　　FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
　　(2) 截面C在垂直面彎矩為
　　MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
　　(3)截面C在水平面彎矩為
　　MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
　　(4)計算合成彎矩
　　MC=（MC12+MC22）1/2
　　=（192+52.52）1/2
　　=55.83N?m
　　(5)計算當量彎矩：根據課本P235得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
　　由式（10-3）
　　σe=Mec/（0.1d3）=59.74×1000/(0.1×303)
　　=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
　　∴此軸強度足夠

　　（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
　　一從動軸上的軸承
　　根據根據條件，軸承預計壽命
　　L'h=10×300×16=48000h
　　(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
　　查[1]表14-19可知: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可知極限轉速9000r/min

　　（1）已知nII=121.67(r/min)

　　兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
　　根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
　　FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63×1083=682N
　　(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
　　故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
　　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）得e=0.68
　　FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
　　y1=0 y2=0
　　(4)計算當量載荷P1、P2
　　根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
　　根據課本P264（14-7）式得
　　P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
　　P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
　　(5)軸承壽命計算
　　∵P1=P2 故取P=1624N
　　∵深溝球軸承ε=3
　　根據手冊得6209型的Cr=31500N
　　由課本P264（14-5）式得
　　LH=106(ftCr/P)ε/60n
　　=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
　　∴預期壽命足夠

　　二.主動軸上的軸承:
　　(1)由初選的軸承的型號為:6206
　　查[1]表14-19可知: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可知極限轉速13000r/min
　　根據根據條件，軸承預計壽命
　　L'h=10×300×16=48000h
　　（1）已知nI=473.33(r/min)
　　兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
　　根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
　　FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63×1129=711.8N
　　(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
　　故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
　　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）得e=0.68
　　FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
　　y1=0 y2=0
　　(4)計算當量載荷P1、P2
　　根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
　　根據課本P264（14-7）式得
　　P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
　　P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
　　(5)軸承壽命計算
　　∵P1=P2 故取P=1693.5N
　　∵深溝球軸承ε=3
　　根據手冊得6206型的Cr=19500N
　　由課本P264（14-5）式得
　　LH=106(ftCr/P)ε/60n
　　=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
　　∴預期壽命足夠

　　七、鍵聯接的選擇及校核計算
　　1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
　　高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
　　大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
　　軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
　　2．鍵的強度校核
　　大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
　　b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
　　圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=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=[ ]　　因此剪切強度足夠
　　鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，并且符合要求。

　　八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
　　1、減速器附件的選擇
　　通氣器
　　由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
　　油面指示器
　　選用游標尺M12
　　起吊裝置
　　采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

　　放油螺塞
　　選用外六角油塞及墊片M18×1.5
　　根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
　　起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
　　高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
　　低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
　　螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
　　箱體的主要尺寸：
　　：
　　(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
　　(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
　　取z1=8
　　(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
　　(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
　　(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

　　(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
　　0.036×122.5+12=16.41(取18)
　　(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
　　(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
　　(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
　　(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
　　(11)軸承端蓋螺釘直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)
　　(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
　　(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
　　(15) Df.d2

　　(16)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。
　　(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
　　(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
　　(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
　　(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
　　(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

　　D～軸承外徑
　　(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉為準，一般取S＝D2.

　　九、潤滑與密封
　　1.齒輪的潤滑
　　采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。
　　2.滾動軸承的潤滑
　　由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
　　3.潤滑油的選擇
　　齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
　　4.密封方法的選取
　　選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

　　十、設計小結
　　課程設計體會
　　課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
　　課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

　　十一、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》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

其他答案1：

輸送帶拉力F(N)=3.0×10³
滾簡轉速V(r/min)=50
滾簡直徑D(㎜)=350