一级圆柱齿轮传动课程设计.doc

传动方案拟定电动机的选择计算总传动比及分配各级的传动比运动参数及动力参数计算皮带轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算低速轴的设计高速轴的设计滚动轴承的选择及校核计算键联接的选择及校核计算联轴器的选择减速器箱体、箱盖及附件的设计计算润滑与密封设计小结参考资料目录一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，一班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=2.7KN；带速V=1.1m/s；滚筒直径D=240mm。带式运输机的单极圆柱齿轮减速器简图： 二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器=0.95×0.992×0.97×0.99=0.89（2）电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=2700×1.1/1000×0.89 =3.33KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：nw =60×1000V/D=60×1000×1.1/×240=87.5r/min 根据推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（620）×87.5=5251750r/min现以同步转速为1000 r/min和1500r/min两种方案进行比较。由表8.1查出适用的电动机型号、如下表方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速重量1Y112M-44.015001440472Y132M1-64.0100096073综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案2因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案1适中。故选择电动机型号Y112M-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4。Y112M-4 电动机的数据和安装尺寸额定功率P0/kW4电动机外伸轴直径D(mm)28满载转速n/（r/min）1440电动机外伸轴长度E(mm)60额定扭矩2.2电动机中心高H(mm)112三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/87.5=16.462、分配各级传动比（1） 取i带=3.5（2） i总=i齿×i 带i齿=i总/i带=16.46/3.5=4.71四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=nm=1440 (r/min)n=nm/i带=1440/3.5=411.43 (r/min)n= n/i齿=411.43/4.71=87.35 (r/min)滚筒n=nII=87.35 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0=Pd=3.33（KW） P= Pd×带=3.33×0.95=3.16 KWP=P×轴承2×齿轮=3.16×0.992×0.97=3KWP=P×联轴器=3×0.99=2.97KW3、 计算各轴转矩T0=Td=9550Pd/nm=9550×3.33/1440=22.1（N·m）T=9550p1/n1 =9550x3.16/411.43=73.34（N·m）T=9550p2 /n2=9550x3/87.35=328（N·m）T=9550p3/n3=9550 x2.97/87.35=324.7（N·m）将上述结果列于下表中以供参考 参数电动机高速轴低速轴工作机转速（r/min）1440411.4387.3587.35功率（KW）3.333.1632.97转矩（N·m）22.173.34328324.7传动比 13.54.711 五、皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本1P189表10-8得：kA=1.2 P=3.33KWPC=KA×P=1.2×3.33=3.996KW据PC=3.996KW和n1=1440r/min由课本1P143图9-8得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1课本P134表9-7，取d1=100mm>dmin=75mmd2=i带d1(1-)=3.5×100×(1-0.02)=343 mm由课本1P150表10-9，取d2=350mm带速V：V=d1×n1/60×1000=×100×1440/60×1000 =7.536m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距由0.7（d1+d2）a02（d1+d2）初定中心距a0=700mmLd=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2×700+3.14(100+350)+(350-100)2/4×700=4248.32mm根据课本1表（10-6）选取相近的Ld=4000mm确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=700+(4000-4248.32)/2=575.84mm (4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 ×(d2-d1)/a=1800-57.30×(350-100)/575.84=155.120>1200（适用） （5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据d1和n1，查课本图10-9得 P1=1.32KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.93；查1表10-4得 KL=0.91Z= PC/(P1+P1) KKL=3.996/(1.32+0.17) ×0.93×0.91= 3.17 (取4根) (6) 计算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC×(2.5-K)/ KZv+qv2=500×3.996×（2.5-0.93）/ 0.93×4×7.536+0.1×7.5362=117.57N则作用在轴承的压力FQFQ=2Z F0sin(1/2)=2×4×117.57sin(155.120/2)=918.48N六、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表1 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按轮齿弯曲疲劳强度设计由m 32KT1 YFSY/d Z12F确定有关参数如下：初步选定齿轮齿数Z1=24mm。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.71×24=113.04取z2=114mm 由课本表11-13取d=1.4计算小齿轮的名义转矩T1T1=9550×P1/n1=9550×3.16/411.43=73.34（N·m）计算载荷系数K KA=1(表11-10)初估 v，=4m/s，v，×Z1/100=4×24/100=0.96 m/s KV=1.15=1.88-3.2(1/ Z1+1/ Z2)cos=1.88-3.2(1/ 24+1/ 114) ×1=1.71 k=1.1(图11-29)K=1.19K= KA×KV×k×K=1×1.15×1.1×1.19=1.5查取复合齿形系数YFS由图11-32查得 YFS1=4.35 ,YFS2=3.95计算大、小齿轮的YFS/F并进行比较YFS1/F1=4.35/230=0.0189YFS2/F2=3.95/230=0.0171计算重合度系数YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.6886设计计算由式（11-44）可得m 32×1.5×73.34×103×0.0189×0.6886/(1.4×242)=1.92将模数圆整为标准值，取m=2mm确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×24mm=48mmd2=mZ2=2×114mm=228mma=m(z1+z2) /2=2×(24+114) /2=138mmb2=d1=1.4×48=67.3mm取b2=70mmb1=b2+(510) =7580取b1=75mm da1= m(z1+2)=2×26=52mmda2= m(z2+2)=2×116=232mmdf1= m(z12.5)=2×21.5=43mmdf2= m(z22.5)=2×111.5=223mm 校核齿面接触疲劳强度H=ZEZHZ2KT1×(i+1)/ibd12式中：ZE=189.9 ZH=2.5Z=(4-)/3=(4-1.71)/3=0.87H= ZEZHZ2KT1×(i+1)/ibd12=189.9×2.5×0.872×1.5×73.34×103×(4.71+1)/70×1142 =1004.351500 故轮齿齿面接触疲劳强度足够 (10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/60×1000=3.14×411.43×48/60×1000=1.03m/s因为V6m/s，故取8级精度合适 七、低速轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dA3P/n查2表13-5可得，45钢取A=110则d110×(3/87.35) mm=35.8mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=38mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×3/87.35=327990 N·mm齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×327990/228N=2877N径向力：Fr=Fttan00=2877×tan00=0N4、轴的结构设计 （1）、轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=38mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，定位轴肩hmin=（0.070.1）d范围内选取故d2=d1+2h38×（1+2×0.07）mm=43.32,该直径处安装密封毡圈，标准直径应取d2=45mm。齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=50mm，选定轴承型号为6210.便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=53mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,所以由h=（0.070.1）d=（0.070.1）×53=3.715.3mm，取h=4mm，d5=60mm，d7与轴承配合，取d7=d3=50mm。d6为轴承轴肩，查机械手册，取d6=57mm。(4）确定轴各段直径和长度由于传动零件配合的轴段长度一般略小于传动零件的轮毂宽度。齿轮轮毂宽度B2=（1.21.5）d4=（1.21.5）×53mm=63.679.5mm,取B2=b=70mm，取轴L4=68mm。联轴器HL3的J型轴孔B1=60mm，取轴段长L1=58mm。与轴承配合的轴段长度如L7,查轴承宽度为20mm，取挡油板厚为1mm，于是L7=21mm。其余尺寸其他轴段的长度与箱体等设计有关，可由齿轮开始向两侧逐步确定。一般情况下，齿轮端面与箱壁的距离2取1015mm；轴承端面与箱体内壁的距离3与轴承的润滑有关，取3=5mm，分箱面宽度与分箱面连接螺栓的装拆空间有关，对于常用的M16普通螺栓，分箱面宽l=5565mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离1=1015mm，初步取L2=55mm。由上图可见L3=2+2+3+20=（15+2+5+20）=42mm。轴环宽度L5=8mm。两轴承中心间的跨距L=130mm。(5)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=228mm求转矩：已知T2=327990 N·mm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×327990/228=2877N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=2877×tan200=1047NFa = Fttan=2877×tan00=0N绘制轴受力简图计算支承反力：水平平面FH1=（Fad/2+65Fr）/130=65×1047/130=523.5NFH2=FrFH1=（1047523.5）=523.5N垂直平面FV1=FV2=Ft/2=2877/2=1438.5N绘制弯矩图水平平面弯矩图b截面 M Hb =65FH1=65×523.5=34027.5 N·mmM Hb= M HbFad/2=（34027.50）=0 N·mm垂直平面弯矩图M Vb=65FV1=65×1438.5=93502.5 N·mm合成弯矩图Mb=M Hb2+ M Vb2=34027.52+93502.52=99501 N·mmMb=M Hb2+ M Vb2=02+93502.52=93502 N·mm绘制扭矩图转矩T=327990 N·mm绘制当量弯矩图单向运转，转矩为脉动循环，=0.6，T=0.6×327990=196794 N·mmb截面Meb=Mb2+(T)2=93502.52+1967942=217877 N·mmMeb=Mb2+(T)2=935022+1967942=217877 N·mma截面和I截面Mea=MeI=T=196794分别校核a和b截面da=3Mea/0.1b-1=3196794/0.1×55=32.95mmdb=3Meb/0.1b-1=3217877/0.1×55=34.1mm考虑键槽，da=105%×32.95=34.6mm，db=105%×34.1=35.8mm。实际直径分别是38mm和53mm，强度足够，如所选轴承和键连接等经计算后确认寿命和强度均能满足，则该轴的结构设计无需修改。八、高速轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dA3P/n 查2表13-5可得，45钢取A=110则d110×(3.16/411.43) mm=21.7mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×3.16/411.43=73349 N·mm齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×73349/48N=3056N径向力：Fr=Fttan00=3056×tan00=0N4、轴的结构设计（1）、 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图如下。（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装带轮，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴r过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=22mm作为外伸端直径d1与带轮相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，定位轴肩hmin=（0.070.1）d范围内选取，故d2=d1+2h22×（1+2×0.07）mm=25.08mm,该直径处安装密封毡圈，标准直径应取d2=28mm。齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=30mm，选定轴承型号为6206.轴径d4应大于d3，取d4=33mm。齿轮左端用用套筒固定,右端 用轴环定位,所以由h=（0.070.1）d=（0.070.1）×33=2.313.3mm，取h=3mm，d5=36，d7与轴承配合，取d7=d3=30。d6为轴承轴肩，查机械手册，取d6=32mm。(4）确定轴各段直径和长度与传动零件配合的轴段长度一般略小于传动零件的轮毂宽度。题中锻造齿轮轮毂宽度B2=（1.21.5）d4=（1.21.5）×33mm=39.649.5mm,取B2=b=50mm，取轴L4=48mm。V带轮轮毂长B1=40mm，取轴段长L1=38mm。与轴承配合的轴段长度如L7,查轴承宽度为16mm，取挡油板厚为1mm，于是L7=17mm。其余尺寸其他轴段的长度与箱体等设计有关，可由齿轮开始向两侧逐步确定。一般情况下，齿轮端面与箱壁的距离2取1015mm；轴承端面与箱体内壁的距离3与轴承的润滑有关，取3=5mm，分箱面宽度与分箱面连接螺栓的装拆空间有关，对于常用的M16普通螺栓，分箱面宽l=5565mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离1=1015mm，初步取L2=55mm。由上图可见L3=2+2+3+20=（15+2+5+20）=42mm。轴环宽度L5=8mm。两轴承中心间的跨距L=130mm。(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=48mm求转矩：已知T2=73349 N·mm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×73349/48=3056N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=3056×tan200=1112NFa = Fttan=3056×tan00=0N(1)绘制轴受力简图计算支承反力：水平平面FH1=（Fad/2+65Fr）/130=65×1112/130=556NFH2=FrFH1=（1112556）=556N垂直平面FV1=FV2=Ft/2=3056/2=1528N绘制弯矩图水平平面弯矩图b截面 M Hb =65FH1=65×556=36140 N·mmM Hb= M HbFad/2=（361400）/2=0 N·mm垂直平面弯矩图M Vb=65FV1=65×1528=99320 N·mm合成弯矩图Mb=M Hb2+ M Vb2=361402+993202=105691 N·mmMb=M Hb2+ M Vb2=02+993202=99320 N·mm绘制扭矩图转矩T=73349 N·mm绘制当量弯矩图单向运转，转矩为脉动循环，=0.6，T=0.6×73349=44009 N·mmb截面 Meb=Mb2+(T)2=1056912+440092=114488 N·mm Meb=Mb2+(T)2=993202+440092=108634 N·mma截面和I截面Mea=MeI=T=44009 N·mm分别校核a和b截面da=3Mea/0.1b-1=344009/0.1×55=20mmdb=3Meb/0.1b-1=3114488/0.1×55=27.5mm考虑键槽，da=105%×20=21，db=105%×27.5=28.87。实际直径分别是22和33，强度足够，如所选轴承和键连接等经计算后确认寿命和强度均能满足，则该轴的结构设计无需修改。九、滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×8=24000h (1)由初选的轴承的型号为: 6210,查1表14-19可知:d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,基本额定动载荷C=27KN, 基本静载荷CO=19.8KN, 查2表10.1可知极限转速8500r/min （1）已知nII=87.35(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1438N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63 FR1=0.63x1438=906N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=906N FA2=FS2=906N(3)求系数x、yFA1/FR1=906N/906N =1FA2/FR2=906N/906N =1根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表（14-12）取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1438+0)= 2157NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1438+0)=2157 N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=2157N深沟球轴承=3根据手册得6210型的Cr=27000N由课本P264（14-5）式得LH=106(ft Cr/P)/60n=106(1×27000/2157)3/60X87.35=35210h>24000h 预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查1表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,查2表10.1可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×8=24000h （1）已知nI=411.43(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =1FA2/FR2=711.8N/711.8N =1根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表（14-12）取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=1693.5N深沟球轴承=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X411.43=53713h>48000h 预期寿命足够 十、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键6×28GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 16×56 GB1096-79轴与联轴器的键为：键c10×56 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键16×56 GB1096-79b×h=16×10,L=56,则Ls=L-b=40mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93<125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60<120MPa因此剪切强度足够键6×28 GB1096-79和键c10×56 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。十一、联轴器的选择 由于转速较低且传动载荷平稳，所以选择凸缘联轴器计算转矩：Tc=KT=1.5×328=492 N·m查表10-46得GY6型号的联轴器Tm=900 N·m 因为TcTm，所以联轴器的选择合格，所以联轴器的型号为GY6凸缘联轴器35×82 GB5014-85十二、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8×20,材料Q235螺栓：GB578286 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×138+1= 4.45 取z=10(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×138+1= 3.76取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×10=15(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×10=256)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×138+12=16.968 (取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2 (取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1(15) Df.d2(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3 (D轴承外径)(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取SD2.十三、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十四、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十五、参考资料目录1机械设计基础课程设计，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；2 机械设计基础，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版F=2.7KNV=1.1m/sD=240mm