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一、设计任务书1
二、传动方案的拟定及说明1
三、电动机的选择3
四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比3
五、计算传动装置的运动和动力参数4
六、传动件的设计计算
51.V带传动设计计算
52.斜齿轮传动设计计算7
七、轴的设计计算
121.高速轴的设计
122.中速轴的设计
153.低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度22
八、滚动轴承的选择及计算
261.高速轴的轴承
262.中速轴的轴承
273.低速轴的轴承29
九、键联接的选择及校核计算31
十、联轴器的选择32
十一、减速器附件的选择和箱体的设计32
十二、润滑与密封33
十三、设计小结34
十四、参考资料35设计计算及说明结果设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器总体布置简图工作情况工作平稳、单向运转原始数据运输机卷筒扭矩（N•m）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）
11000.85420582设计内容电动机的选择与参数计算斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和联轴器的选择与校核装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写设计任务减速器总装配图1张零件图工作图2~3设计计算说明书一份传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小设计计算及说明结果电动机的选择电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相异步电动机它为卧式封闭结构电动机容量卷筒轴的输出功率电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）p86表12-8查得V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，滑动轴承效率则故电动机额定功率由p193表19-1选取电动机额定功率电动机的转速由p7表2-1查得V带传动常用传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为设计计算及说明结果可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合电动机的技术数据和外形、__尺寸由表20-
1、表20-2查出Y132M-6型电动机的主要技术数据和外形、__尺寸，并列表记录备份型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-
67.
510009702.
02.0计算传动装置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围设计计算及说明结果计算传动装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即各州转矩电动机轴高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速（r/min）
970323.
33111.
838.71功率（kW）
7.
57.
1256.
776.26转矩（）
73.
84210.
45577.
881544.38设计计算及说明结果传动件的设计计算V带传动设计计算确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计》（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得，工作情况系数选择V带的带型由、由图8-___用A型确定带轮的基准直径并验算带速
①初选小带轮的基准直径由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径
②验算带速v按式8-13验算带的速度故带速合适
③计算大带轮的基准直径根据式8-15a计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为确定V带的中心距a和基准长度
①根据式8-20，初定中心距
②由式8-22计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度A型设计计算及说明结果
③按式8-23计算实际中心距a中心距变化范围为
518.4～
599.4mm验算小带轮上的包角确定带的根数计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得根据，i=
2.5和A型带，查表8-4b得计算V带的根数z取5根计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=
0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力计算压轴力5根设计计算及说明结果斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①选用斜齿圆柱齿轮
②运输机为一般工作机器，速度不高，选8级精度
③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）p191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS
④选小齿轮齿数大齿轮齿数
⑤初选取螺旋角按齿面接触强度设计P203按式10-9）试算，即
①确定公式内各计算数值试选载荷系数由p217图10-30选取区域系数由图10-26查得，小齿轮传递的传矩由p205表10-7选取齿宽系数由p201表10-6查得材料弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数斜齿圆柱齿轮8级精度设计计算及说明结果由图10-19查得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得许用接触应力
②计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度齿宽b及模数mnt计算纵向重合度计算载荷系数KP193由表10-2查得使用系数根据，8级精度，由p194图10-8查得动载系数；p198由表10-13查得的值与直齿轮的相同，故；p195表10-3查得；p198图10-13查得设计计算及说明结果故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得计算模数根据国标Mn为3按齿根弯曲强度设计由式10-17
①确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从p17图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数P200由表10-5查得查取应力校正系数P200由表10-15查得计算弯曲疲劳许用应力由p208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限设计计算及说明结果由p206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=
1.4，由式10-12得计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大
②设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是由取，则几何尺寸计算
①计算中心距将中心距圆整为175mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角设计计算及说明结果因值改变不多，故参数等不必修正
③计算大、小齿轮的分度圆直径
④计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比
2.__模数mm3螺旋角中心距mm170齿数29842984齿宽mm90859085直径mm分度圆__.
8260.2__.
8260.2齿根圆
82.
3252.
782.
3252.7齿顶圆
95.
8266.
295.
8266.2旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果轴的设计计算高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）
323.
337.
125210.45作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=__.8，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式10-14，则初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取于是得轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=32mmV带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=75mm
②初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×
22.75mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=21+21=42mm，LⅤ-Ⅵ=10mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=
4.5mm，因此，套筒左端高度为
4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm
③取__齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位
④轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ7530与V带轮键联接配合Ⅱ-Ⅲ6032定位轴肩Ⅲ-Ⅳ4235与滚动轴承30307配合，套筒定位Ⅳ-Ⅴ10340与小齿轮键联接配合Ⅴ-Ⅵ1044定位轴环Ⅵ-Ⅶ2335与滚动轴承30307配合总长度313mm求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm因此，轴的支撑跨距为L1=118mm，L2+L3=
74.5+
67.5=142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表设计计算及说明结果设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F，，C截面弯矩M总弯矩扭矩按弯扭合成应力校核轴的强度根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理由表15-1查得因此，故安全中速轴的设计中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）
153.
66.
64422.36作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式10-14，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式10-14，则安全设计计算及说明结果初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取于是得轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×
27.25mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=27+20=47mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=
4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为
4.5mm
②取__大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位
③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ4945与滚动轴承30309配合，套筒定位Ⅱ-Ⅲ9850与大齿轮键联接配合Ⅲ-Ⅳ9055定位轴环Ⅳ-Ⅴ10350与小齿轮键联接配合Ⅴ-Ⅵ4545与滚动轴承30309配合总长度385mm求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm因此，轴的支撑跨距为L1=76mm，L2=
192.5，L3=
74.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果设计计算及说明结果按弯扭合成应力校核轴的强度根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理由表15-1查得因此，故安全低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）
40.
966.
371370.92作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式10-14，则初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取，于是得轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案（如图）安全设计计算及说明结果根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=64mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm
②初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30___，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=38mm，LⅣ-Ⅴ=38+20=58mm左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位由表15-7查得30___型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=82mm右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm
③取__齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm
④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ3870与滚动轴承30___配合Ⅱ-Ⅲ1082轴环Ⅲ-Ⅳ9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位Ⅳ-Ⅴ5870与滚动轴承30___配合Ⅴ-Ⅵ6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位Ⅵ-Ⅶ10563与联轴器键联接配合总长度369mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值对于30___型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩按弯扭合成应力校核轴的强度根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理由表15-1查得因此，故安全精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面ⅤⅥⅦ无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核截面ⅠⅡ显然更不必校核由《机械设计》第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧安全设计计算及说明结果截面Ⅳ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削__，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为设计计算及说明结果又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数取；取；于是，计算安全系数值，按式15-6～15-8则得故可知其安全截面Ⅳ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2安全设计计算及说明结果经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削__，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数取；取；于是，计算安全系数值，按式15-6～15-8则得故可知其安全安全设计计算及说明结果滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得，求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知，，求两轴承的计算轴向力和由《机械设计》表13-7得因为所以求轴承当量动载荷和设计计算及说明结果由《机械设计》表13-6，取载荷系数验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得，求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知，，求两轴承的计算轴向力和满足寿命要求设计计算及说明结果由《机械设计》表13-7得因为所以求轴承当量动载荷和由《机械设计》表13-6，取载荷系数验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求满足寿命要求设计计算及说明结果低速轴的轴承选用30___型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得，求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知，，求两轴承的计算轴向力和由《机械设计》表13-7得因为所以求轴承当量动载荷和设计计算及说明结果由《机械设计》表13-6，取载荷系数验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求满足寿命要求设计计算及说明结果键联接的选择及校核计算由《机械设计》式6-1）得键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2，取V带轮处的键取普通平键10×63GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度高速轴上小齿轮处的键取普通平键12×70GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度中速轴上大齿轮处的键取普通平键14×70GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度中速轴上小齿轮处的键取普通平键14×70GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度低速轴上大齿轮处的键取普通平键20×80GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明结果联轴器周向定位的键取普通平键18×80GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布置则该双键的工作长度为联轴器的选择根据输出轴转矩，查《课程设计》表17-4选用HL5联轴器60×142GB5014-85，其公称扭矩为符合要求减速器附件的选择和箱体的设计窥视孔和视孔盖查《课程设计》（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖，通气器查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒油面指示器查表9-14，选用油标尺放油孔和螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫起吊装置查表9-20，选用箱盖吊耳，，，箱座吊耳，，，，定位销查表14-3，选用圆锥销GB117-86A1240起盖螺钉查表13-7，选用GB5782-86M835该键满足强度要求设计计算及说明结果箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚δ9箱盖壁厚δ19箱体凸缘厚度b、b
1、b2b=14;b1=12;b2=23加强筋厚m、m1m=9;m1=8地脚螺钉直径df32地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d124箱盖、箱座联接螺栓直径d216润滑与密封由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑为防止润滑油外泄，用毡圈密封设计计算及说明结果设计小结设计计算及说明结果参考资料1．《机械设计（第八版）》高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著濮良贵纪名刚主编2．《机械原理（第六版）》高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著孙桓陈作模主编3．《课程设计》高等教育出版社华中理工大学王昆重庆大学何小柏同济大学汪信远主编
4.《机械制图》同济大学出版社许连元李强德徐祖茂主编
5.《机械设计手册软件版R
2.0》ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ。
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