《机械设计》课程设计任务书
专业：机械设计制造及其自动化 班级： 姓名： 学号：
一、设计题目
设计用于带式运输机的圆锥——圆柱齿轮减速器
二、原始数据(H4)
运输带工作拉力 F = 2500 N 运输带工作速度 v = 1.60 m/s 卷筒直径 D = 280 mm
三、工作条件
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%。
四、应完成的任务
1、减速器装配图一张（A0图或CAD 图） 2、零件图两张（A2图或CAD 图）
五、设计时间
2008年12月22日至2009年1月9日
六、要求
1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准； 2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。
七、设计说明书主要内容
目录
1、设计任务有关数据 ......................................................................... - 1 - 2、选择电动机...................................................................................... - 1 - 3、传动零件的设计计算 ..................................................................... - 4 - 4、箱体设计及说明 ........................................................................... - 10 - 5、轴的设计计算及校核 ................................................................... - 12 - 6、键联接的选择和计算 ................................................................... - 14 - 7、滚动轴承的选择和计算 ............................................................... - 15 - 8、联轴器的选择 ............................................................................... - 17 - 9、润滑和密封的选择： ................................................................... - 17 - 10、减速器附件设计 ......................................................................... - 18 - 参考资料 . ............................................................................................. - 18 -
1. 设计任务有关数据
1.1工作条件：带式输送机，连续单向传送，载荷平稳，空载启动，小批量
生产。单班制工作，运输带允许误差为±5%。
1.2已知数据：运输带工作拉力F=2.5KN，输送带工作速度V=1.6，卷筒
直径直径D=280mm。
1.3确定传动方案：机械传动装置一般由原动机，传动装置，工作机和机
架部分组成，二级减速器由两组齿轮传递组成。根据传动特点，设计二级斜齿轮减速器如图：
2. 选择电动机
2.1选择电动机：
2.1.1选择电动机的类型：按工作要求，选择Y 系列全封闭自扇冷式笼型三
相异步电动机。电压为380V 。
2.1.2选择电动机容量：
电动机所需工作效率为p =
d 工作机所需功率
p
w
p
w
=kw
传动装置的总效率：η=η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η
1234567
其中，联轴器A 效率为η=0. 99，滚动轴承的传动效率η=0. 98，圆锥
1
2
22
齿轮传动η=0. 97，圆柱齿轮的传动效率η=0. 97，角接触球轴承传动
3
4
效率为η=0. 99，联轴器B 传动效率为η=0. 99，传动滚筒效率为
5
6
η
7
=0. 96。
2
2
所以，有η=η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η=0. 83
1234567所需电动机功率
p
==2500⨯1. =4. 83kw 因为载荷平⋅η⨯0. 83d
稳，故电动机额定功率选电动机额定功率
p
ed
略大于
p
d
即可。根据Y 系列电动机技术数据，
p
ed
=5. 5kw 。
2.2确定电动机转速
滚筒工作转速：
n
w
=60⨯1000
⋅D
=60⨯1000⨯1. . 14⨯280
=109. 2
通常，联轴器的传动比为1，二级圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i 1=8-15，故总传动比为i =8-15。有n d =i ⋅n w =(8-15) ⨯109. 2=(873. 6-1638) 。符合这一范围的同步转速有1000，1500两种。综合考虑，电动机和传动
装置的尺寸和重量，价格等因素，选用1500同步转速。
2.3计算传动装置总传动比
总传动比
i =n m
==13. 19。分配传动装置各级传动比，取联轴器传动
. 2w
=13. 19。要便于加工，故圆锥-圆柱高速级传动比
比
i =1。则减速器的传动比i =i 1
ο
1
i
a
=0. 25⋅i ο=3. 3，所以低速级传动比
i
b
=4。
2.4计算传动装置各轴的运动和动力参数
0轴（电动机轴）
p
=
p
d
=4. 82kw
n 0=n m =1440 T 0=9550⨯
p
=9550⨯4. =32N ⋅m 0
1轴（高速轴）
p =p ⋅η
1
1
=4. 82⨯0. 99=4. 77kw
n 1=n =1440
T 1=9550⨯
p
=9550⨯4. =31. 6N ⋅m 1
=4. 77⨯0. 97⨯0. 98=4. 53kw
2轴（中间轴）
p
2
=
p ⋅η⋅η
1
2
3
n 2=n a
==436. 4. 3 T 2=9550⨯
p
5
=9550⨯4. 2
. 4
=99. 1N ⋅m
3轴（低速轴）
p =p ⋅η⋅η
3
2
4
=4. 53⨯0. 97⨯0. 99=4. 35kw
n 3=n b
=436. =109. 1 T 3=9550⨯ 4轴（滚筒）
p
=9550⨯4. =380. 8N ⋅m . 13
=4. 35⨯0. 99⨯0. 99=4. 26kw
p
4
=
p ⋅η⋅η
3
5
6
n 4=n =109. =109. 1
T 4=9550⨯p
=9550⨯4. =372. 9N ⋅m . 14
各轴运动参数
3. 传动零件的设计计算
3.1传动齿轮设计
3.1．1高速级圆锥直齿轮参数设计
3．1.1.1选择齿轮材料及精度等级
（1）材料选择：由表10.1查得，选取小齿轮材料为合金钢40Cr （调质），其硬度为280HBS, 大齿轮材料为45号钢(调质), 硬度为240HBS, 两者硬度相差40 HBS 。 （2）精度等级选择：精度选择为8级。 3.1.1.2按齿面接触强度设计
（1）初选齿数：初选小齿轮数z 1=18，大齿轮数z 2=uz1=18⨯3.3=59. （2）小齿轮传递的转矩T 1=32.6N ⋅m （3）选取载荷系数：初选K t =1.6 （4）取齿宽系数φR =1
1
（5）确定弹性影响系数：根据表10.6查得Z E =189.8MP
（6）确定区域载荷系数：根据图10.30标准直齿圆锥齿轮传动力Z H =2.5 （7）根据应力循环次数公式求应力循环次数
N 1=60n 1jL h =60⨯1440⨯1⨯8⨯300⨯8=1.66⨯109 N 2=N
=1. 66⨯10
9
. 3
=5⨯108
查图10.19疲劳寿命系数曲线可知K HN 1=0.94，K HN 2=0.96；查图10.21(d)得小齿轮的接触疲劳硬度为σH lim 1=600MPa ，大齿轮的接触疲劳硬度
σH lim 2=550MPa 。
（8）计算接触疲劳许用应力，取安全系数：S H =1.0，失效概率为1%。
[σH 1]=K ⋅σ
hn 1
lim =0.94⨯600=564MPa ，
H
[σH 2]=K hn 2⋅σlim 2
=0.96⨯550=528MPa
H
（9）计算小齿轮分度圆直径，代入[σH ]中较小的值
Z E d 1t ≥2. 92⎛
H ⎝
=2.92⨯189. ]
⎫K T ⎪⎪⨯⎭2
R
(1-0. 5φR )⋅u
2
⨯1. 6⨯0. 3⨯
2
(1-0. 5⨯0. 3)⨯3. 3
2
=68. 8m m 。
（10）计算齿轮的圆周速度
π
v =d m 1n =3. 14⨯58. 5⨯=4. 41ms -1， ⨯1000⨯1000其d m 1=d 1t ⨯1-0. 5φa =68.8⨯(1-0. 5⨯0. 3)=58.5 （11）计算载荷系数 查表10.2得K A =1。
由10.8查V=4.41，8级精度，得K V =1. 12，取K H α=K F α=1。
依据大锥齿轮两端支承，小锥齿轮作悬臂布置，由表10.9得轴承系数K H βbe =1. 5， 由公式得K H β=K F β=1. 5K H βbe =1. 5⨯1. 5=2. 25。 接触强度载荷系数：
()
K =K A ⋅K V ⋅K H α⋅K H β=1⨯1. 12⨯1⨯2. 25=2. 52 （12）按实际载荷系数校正分度圆直径
⋅K
d =d
1
1t
t
=68. 8⨯2. =80mm 。模数m =d ==4. 44，取标准值m=4。. 61
（13）齿轮相关参数
小齿轮分度圆直径d 1=m ⋅z 1=4⨯18=72mm 大齿轮分度圆直径d 2=m ⋅z 2=4⨯59=236mm
δ
δ
=arccos 1
︒
u
2
+1
︒
'
=arccos 3. ' '
. 3⨯3. 3+1
=165129
︒' ' '
2
=90-δ1=73831
R =d 1⋅
2
+1=90⨯
. 3+1
2
=155. 17
（14）圆整确定齿宽：b =φ⋅R =0. 3⨯155. 17=46. 55mm 。
R 圆整取b 2=47mm ，b 1=51mm 3.1.1.3按齿跟弯曲疲劳强度校核 （1）确定弯曲疲劳强度系数
K =K A ⋅K v ⋅K F α⋅K F β=1⨯1. 12⨯1⨯2. 25=2. 52 （2）计算当量齿数：
Z
Z
v 1
=
z
cos δ1
δ2
==cos 16. 86
︒
︒
=18. 81
v 2
=z 2
cos 73. 14
=206. 87
查表10.5得Y Fa 1=2. 90 Y Fa 2=2. 11 Y Sa 1=1. 538 Y sa 2=1. 87 （3）计算疲劳许用应力
图10.18得弯曲疲劳寿命系数，K Fn 1=0. 85 K Fn 2=0. 86 取安全系数S=1.4
由图10.20得弯曲疲劳极限
σ
FE 1
=500mpa σFE 2=380mpa
[σF ]=K
1
FN 1
⋅σFN F
=0. 85⨯=303. 57 . 4
[σF ]=K
2
FN 2
⋅σFN 2
F
=0. 86⨯=233. 43 . 4
（4）校核弯曲强度：
2K T 1Y Fa 1Y Sa σF 1=
b m 1-0. 5φ
(
R
)⋅z
2
1
=2⨯2. 52⨯31600⨯2. 90⨯1. 46. 55⨯16⨯18⨯
2K T 1Y Fa 2Y Sa (1-0. 5⨯0. 3)
2
=73. 28
[σF ]
1
σF 2=
b m 1-0. 5φ
(
R
)⋅z
2
1
2
=64. 875
=2⨯2. 52⨯31600⨯2. 11⨯1. 46. 55⨯16⨯18⨯
(1-0. 5⨯0. 3)
[σF ]
2
满足强度要求，故所选参数合适。
3.1.2低速级圆柱斜齿轮参数设计
3．1.2.1选择齿轮材料及精度等级 （1）选用斜齿面齿轮
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095--88） （3） 材料选择，由表10.1选择小齿轮材料为合金钢40Cr(调质) ，硬度为280HBS 。大齿轮材料为45钢(调质) ，硬度为240HBS 。二者材料硬度差为40HBS （4）选小齿轮齿数z 1=30，故大齿轮z 2=120。选取螺旋角，初选为β=14 3.1.2.2按齿面接触强度设计
︒
（1）试选载荷系数Kt=1.6
（2）小齿轮传递的转矩T 1=99. 1⨯103N ⋅mm
（3）由表10.7选取齿宽系数φd =0. 8，由图10.30选取区域系数z H =2. 433。 由图10.26可查
ε
α1
=0. 78 εα2=0. 85 所以可得εα=εα1+εα2=1. 64
（4）由表10.6查得材料的弹性影响系数z E =189.8Mpa
（5）由图10.21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa 。大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=550MPa 。 （6）由式10.13计算应力循环次数
N 1=60n 1jL h =60⨯436. 4⨯1⨯8⨯300⨯8=0.502⨯109
N 2=N
=0. 502⨯10
9
=1.26⨯108
（7）查图10.19接触疲劳寿命系数曲线可知K HN 1=1.04，K HN 2=1.1 （8）计算接触疲劳许用应力，取安全系数：S H =1.0，失效概率为1%。
[σH 1]=K ⋅σ
hn 1
lim =1.04⨯600=624MPa ，
H
[σH 2]=K hn 2⋅σlim =1.1⨯550=605MPa
H
所以，[σH ]=[σH 1]+[σH 2=624+=614. 5Mpa
（9）试算小齿轮分度圆直径，有公式
⎫⎪σH ]⎭
2
d
1t
≥3
2K t T ε
d
α
Z H Z ⋅u +⋅⎛
⎝
=2⨯1. 6⨯99100
⋅4+⋅
. 8⨯1. 642. 433⨯189. 2
=57. 48
（10）计算齿轮的圆周速度
π
v =d 1t n =3. 14⨯57. 48⨯436. =1. 31ms -1 ⨯1000⨯1000（11）计算齿宽b 以及模数m nt
b =φ⋅d 1t =0. 8⨯57. 48=46
d
m
nt
=
d it ⋅cos β
=
57. 48⨯cos 14
︒
1
=1. 48
h =2. 25m nt =2. 25⨯1. 48=3. 33
==13. 8 . 33
（12）计算重合度εβ
ε
β
=0. 318⨯φ⋅z 1⋅tan β=0. 318⨯0. 8⨯30⨯tan 14=1. 903
︒
d
（13）计算载荷系数K
已知使用系数K A =1，根据V=1.31，8级精度，得K V =1. 05。
由表10.3查得K H α=K F α=1. 4。
由表10.4得K H β=1. 333。 由图10.13得K F β=1. 45
接触强度载荷系数：K =K A ⋅K V ⋅K H α⋅K H β=1⨯1. 05⨯1. 4⨯1. 33=2 （14）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10.10a 得
3
=d d 11t k t =57. 48. 6=64m m （15）计算模数
m =d
n
⋅cos β1
=
64⨯cos 14
︒
1
=2. 1
3.1.2.3按齿面弯曲强度设计
（1）由图10.20得小齿轮弯曲疲劳极限
σ
FE 1
=500mpa
大齿轮弯曲疲劳极限
σ
FE 2
=380mpa
图10.18得弯曲疲劳寿命系数，K Fn 1=0. 9 K Fn 2=0. 93 （2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF ]=K
1
FN 1
⋅σFN F
=0. 9⨯=321. 43 . 4
[σF ]=K
2
A
FN 2
⋅σFN F
=0. 93⨯=252. 43 . 4
（3）确定弯曲疲劳强度系数
K =K ⋅K ⋅K α⋅K
v
F
F β
=1⨯1. 05⨯1. 4⨯1. 29=1. 9
（4）跟据纵向重合度εβ=1. 903，从图10.28可查螺旋角影响系数Y β=0. 88 （5）计算当量齿数：
Z
Z
v 1
=
=
z
z
β
cos β
3
3
=cos 14
cos 14
3
︒
3︒
=32. 8
v 2
2
==131. 36
查表10.5得Y Fa 1=2. 4808 Y Fa 2=2. 1549 Y Sa 1=1. 639 Y sa 2=1. 815 （6）计算大小齿轮的Y Fa ⋅Y Sa
σF ]
Y ⋅Y
Fa 1
Sa σF ]
=2. 59⨯1. =0. 01265
. 43
=2. 176⨯1. =0. 01549 该数值大齿轮的数值大
. 43
1
Y
Fa 2
⋅Y Sa σF ]
2
（7）设计计算；
m
3
≥3n
2k ⋅T 1Y βcos β
2
z ⋅ε
2d
1
Y sa ·
α
⋅Y ]
F
=2⨯2.13⨯99100⨯0. 88⨯cos 14
2
. 8⨯30⨯30⨯1. 64
⨯0. 01537=1. 66
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数
m 与根据齿根弯曲
n
疲劳强度计算的法面模数相差不多。故取m n =2，可满足全部强度。用接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=64mm 来计算齿数。
z =d
1
1
⋅cos β
n
=
64⨯cos 14
︒
=31 则，
z
2
=u ⋅z 1=124
3.1.2.4圆柱斜齿轮几何尺寸计算 （1）中心距计算：α=(z 1+z 2)⋅m ⨯cos β
=(31+124) ⨯2
2⨯cos 14
︒
=159. 78
将中心距圆整为160mm 。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos ⎢
⎣
⎡(z 1+z 2)⋅m n
⎤' ' ' ︒⎤= =arccos ⎡(31+124)⨯23533⎥14a ⎦⨯160⎢⎥⎣⎦
由于β值改变不多，故其余参数不予修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径
=64mm d =z m β=31⨯cos
143533
1
n
1
︒
'
' '
=256mm d =z m β=124⨯cos
143533
2
2
︒
'
' '
（4）确定齿轮宽度
b =φ⋅d 1=0. 8⨯64=50. 2mm 。
R
圆整取b 2=50mm ，b 1=55mm 。到此，传动机构设计完毕。
4. 箱体设计及说明
4.1减速器箱体结构尺寸
5、轴的设计计算及校核
5.1轴上零件布置
以低速轴为例，低速轴上安装一个齿轮，一个联轴器，齿轮安装在箱体的左端。两个轴安装在箱体的轴承座孔内，联轴器安装在箱体的右侧。根据原理，初步设计，如图：
5.2轴的具体结构设计：
确定A 段为接联轴器端，则，A 段为最细端。已知输出轴上的功率
P
F
3
转矩T 3=380nm 。大齿轮直径为d 2=256mm 。=4. 35KW , 转速为n 3=109. 1，
=2T =2⨯=2968. 8N 2
t
F =F
r
t
⋅
tan a n
β
=2968. 8⨯
tan 20
︒
︒
cos 143533
' '
︒' ' '
=1116. 6N
F a =F t ⋅tan β=2968. 8⨯tan 143533=772. 8N
=min
'
确定轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调制处理。根据式15.3有
A =(126-130) 。所以，d
A 0⋅p
3
=(126-130) ⋅34. =(43. 04-35. 19) . 1
因为此轴段上有一个键槽，故，在原有基础上加5%。
d
min
=(43. 04-35. 19) ⨯(1+5%)=(45. 24-36. 94) mm
为了使A 段的轴直径与联轴器相适应，根据许用转矩来确定的联轴器TL7的轴孔直径为（40-48）mm 。所以A 端直径为d A =40mm 。半联轴器长度为L=112mm，联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm ，故，轴段长为110mm 。
轴段B 直径应该在A 的基础上加上两倍的轴肩高度，
h
12
=(0. 07-0. 1) d A =2. 8-7mm . ，有d B =d A +2h AB =40+2⨯2. 8=45. 6mm ，考
率到安装密封圈，取d B =50mm ，轴段C 要安装角接触球轴承，直径要与轴承配合，取d C =55mm 。同一根轴的两个轴承在一般情况下是同一型号，有
d
G
采取轴肩定位，加上挡油盘，取轴肩高度h=3mm，=55mm ，d D =55+6=61mm
取圆角R=2mm，所以d E =61+4=65mm . 安装齿轮处的轴承直径为d E =60mm . 综合考虑，取各段长度为L A =110mm ，L B =31mm ，L C =36mm ，L D =59mm ，
L
E
=15mm ，L F =46mm ，L G =45mm 。
5.3轴的强度校核：
5.3.1轴的受力分析
根据弯矩，扭矩图，可知齿轮处为最危险：
σ
ca
=
m 1+
2
α⋅T 32
=
+0. 6⨯0. 6⨯380000
22
0. 1⨯60
3
=12. 40
[σ]=60Mpa
-1
强度满足要求，故设计合理，采取此方案。
5.3.2其他两个轴的设计：
根据相同原理，可设计输入轴如下图：
其中间轴设计如下图：
6、键联接的选择和计算
6.1选择键的尺寸：
低速轴在轴段A 和轴段F 上各安装一个键，按一般的情况下，使用A 型普通平键联接。查取GB1096-79，有：
取用键1：d 1=40，b ⨯h =12⨯8，l 1=80。 取用键2：d 2=60，b ⨯h =18⨯11，l 2=40。 标记为：键1：GB/T1096. 键12⨯8⨯80 键2：GB/T1096. 键18⨯11⨯40
6.2校核键的强度：
轴段A 上安装一个联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，
[σ]=(50-60) Mpa 。轴段F 上安装的是一个齿轮，齿轮的材料为钢，载
荷性质为轻微冲击。[σ]=(100-120) Mpa 。静联接校核挤压强度：
查表：
P 1
P 2
[σ]。
=4⨯=57. 6Mpa
轴段A ：σP 1=4T
P 2
=4⨯=59. 3Mpa
P 1
P 2
所选的键满足条件，故采用此键。
6.3其余键的选择：
7、滚动轴承的选择和计算
7.1轴承型号的选择：
低速轴受轴向力和径向力，故选取角接触球轴承。选择型号为7011C 型。
7.2轴承强度的校核:
7.2.1求轴承受到的力
F
F
r 2v
=F re -F r 1v =2968. 8-(-125. 49) =1242. 1N
=66+135)
⋅F te =974. 8N
r 1H
F
r 2H
=F te -F riH =2968. 8-974. 8=1993. 9N
F r 1=F r 1v +F r 1H =
22
(-125. 49) +974. 8
2
2
=982. 8N
F r 2=F r 2v +F r 2H =
22
. 1
2
+1993. 9=2349. 1N
2
F F
d 1
=0. 68⨯F r 1=0. 68⨯982. 8=668. 3N =0. 68⨯F r 2=0. 68⨯2349. 1=1597. 4N
d 2
Fre
Fae
2v Fr 1v
Fr 2H Fr 1H
Fte
F
F
a
=772. 8N ，所以可以得出：F a 1=688. 3N
F
a 2
=772. 8+668. 2=1441N
a =688. r 1
. 8
=0. 7>e ，
所以，P r 1=0. 44⨯F r 1+1. 42⨯F a 1=0. 44⨯982. 8+1. 42⨯688. 3=1409. 8N
F
a ==0. 61
. 1r 2
P
r 2
=F r 2=2349. 1=2349. 1N
7.2.1根据轴承寿命计算公式校核：
10⋅L =
6
h
)
ε
n
=
10⨯6
(
. 3491
)
3
⨯109. 1
=50527h =21年
符合使用要求，故采用。
7.3其余轴承的选择:
8. 联轴器的选择
8.1输出轴联轴器类型选择：
为了隔离振动和冲击，选用弹簧套柱销联轴器。
8.2载荷计算：
公称转矩T=377N ⋅m 。查表14.1，得K A =1. 3。 所以，T ca =K A ⋅T =1. 3⨯377=490. 1N ⋅m
从GB4323-84中查得TL7型弹性套柱销联轴器，其许用转矩为500N ⋅m . 许用的最大转矩为3600，故选用此种联轴器。（轴孔直径为40-48）。
8.3输入轴联轴器的选择：
根据相同原理及考虑到电动机的轴伸直径问题，选用TL6型弹性套柱销联轴
器。
9、润滑和密封的选择：
9.1齿轮的润滑：
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为109.1，所以浸油高度约和一个齿高相平，取为15mm 。
9.2滚动轴承的润滑：
根据轴承的速度，采取脂润滑的方式。
9.3润滑脂/油的选择：
考虑到该装置用于小型设备，齿轮的润滑油, 选用L-AN15润滑油。轴承的润
滑脂选用钠基润滑脂。
9.5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，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
10、减速器附件设计
10.1通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
10.2油面指示器：
选用杆式油标M16
10.3起吊装置：
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
10.4放油螺塞：
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
参考资料
[1]《机械设计课程设计》. 高等教育出版社. 王昆，何小柏，汪信远主编. 1995年12月第一版；
[2]《机械设计（第七版）》. 高等教育出版社. 濮良贵，纪名刚主编. 2001年7月第八版； [3]《简明机械设计手册》. 同济大学出版社. 洪钟德主编. 2002年5月第一版； [4]《减速器选用手册》. 化学工业出版社. 周明衡主编. 2002年6月第一版； [5]《工程机械构造图册》. 机械工业出版社. 刘希平主编； [6]《机械制图（第四版）》. 高等教育出版社. 刘朝儒，彭福荫，高治一编. 2001年8月第四版；
[7]《互换性与技术测量（第四版）》. 中国计量出版社. 廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编. 2001年1月第四版。
《机械设计》课程设计任务书
专业：机械设计制造及其自动化 班级： 姓名： 学号：
一、设计题目
设计用于带式运输机的圆锥——圆柱齿轮减速器
二、原始数据(H4)
运输带工作拉力 F = 2500 N 运输带工作速度 v = 1.60 m/s 卷筒直径 D = 280 mm
三、工作条件
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%。
四、应完成的任务
1、减速器装配图一张（A0图或CAD 图） 2、零件图两张（A2图或CAD 图）
五、设计时间
2008年12月22日至2009年1月9日
六、要求
1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准； 2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。
七、设计说明书主要内容
目录
1、设计任务有关数据 ......................................................................... - 1 - 2、选择电动机...................................................................................... - 1 - 3、传动零件的设计计算 ..................................................................... - 4 - 4、箱体设计及说明 ........................................................................... - 10 - 5、轴的设计计算及校核 ................................................................... - 12 - 6、键联接的选择和计算 ................................................................... - 14 - 7、滚动轴承的选择和计算 ............................................................... - 15 - 8、联轴器的选择 ............................................................................... - 17 - 9、润滑和密封的选择： ................................................................... - 17 - 10、减速器附件设计 ......................................................................... - 18 - 参考资料 . ............................................................................................. - 18 -
1. 设计任务有关数据
1.1工作条件：带式输送机，连续单向传送，载荷平稳，空载启动，小批量
生产。单班制工作，运输带允许误差为±5%。
1.2已知数据：运输带工作拉力F=2.5KN，输送带工作速度V=1.6，卷筒
直径直径D=280mm。
1.3确定传动方案：机械传动装置一般由原动机，传动装置，工作机和机
架部分组成，二级减速器由两组齿轮传递组成。根据传动特点，设计二级斜齿轮减速器如图：
2. 选择电动机
2.1选择电动机：
2.1.1选择电动机的类型：按工作要求，选择Y 系列全封闭自扇冷式笼型三
相异步电动机。电压为380V 。
2.1.2选择电动机容量：
电动机所需工作效率为p =
d 工作机所需功率
p
w
p
w
=kw
传动装置的总效率：η=η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η
1234567
其中，联轴器A 效率为η=0. 99，滚动轴承的传动效率η=0. 98，圆锥
1
2
22
齿轮传动η=0. 97，圆柱齿轮的传动效率η=0. 97，角接触球轴承传动
3
4
效率为η=0. 99，联轴器B 传动效率为η=0. 99，传动滚筒效率为
5
6
η
7
=0. 96。
2
2
所以，有η=η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η⋅η=0. 83
1234567所需电动机功率
p
==2500⨯1. =4. 83kw 因为载荷平⋅η⨯0. 83d
稳，故电动机额定功率选电动机额定功率
p
ed
略大于
p
d
即可。根据Y 系列电动机技术数据，
p
ed
=5. 5kw 。
2.2确定电动机转速
滚筒工作转速：
n
w
=60⨯1000
⋅D
=60⨯1000⨯1. . 14⨯280
=109. 2
通常，联轴器的传动比为1，二级圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i 1=8-15，故总传动比为i =8-15。有n d =i ⋅n w =(8-15) ⨯109. 2=(873. 6-1638) 。符合这一范围的同步转速有1000，1500两种。综合考虑，电动机和传动
装置的尺寸和重量，价格等因素，选用1500同步转速。
2.3计算传动装置总传动比
总传动比
i =n m
==13. 19。分配传动装置各级传动比，取联轴器传动
. 2w
=13. 19。要便于加工，故圆锥-圆柱高速级传动比
比
i =1。则减速器的传动比i =i 1
ο
1
i
a
=0. 25⋅i ο=3. 3，所以低速级传动比
i
b
=4。
2.4计算传动装置各轴的运动和动力参数
0轴（电动机轴）
p
=
p
d
=4. 82kw
n 0=n m =1440 T 0=9550⨯
p
=9550⨯4. =32N ⋅m 0
1轴（高速轴）
p =p ⋅η
1
1
=4. 82⨯0. 99=4. 77kw
n 1=n =1440
T 1=9550⨯
p
=9550⨯4. =31. 6N ⋅m 1
=4. 77⨯0. 97⨯0. 98=4. 53kw
2轴（中间轴）
p
2
=
p ⋅η⋅η
1
2
3
n 2=n a
==436. 4. 3 T 2=9550⨯
p
5
=9550⨯4. 2
. 4
=99. 1N ⋅m
3轴（低速轴）
p =p ⋅η⋅η
3
2
4
=4. 53⨯0. 97⨯0. 99=4. 35kw
n 3=n b
=436. =109. 1 T 3=9550⨯ 4轴（滚筒）
p
=9550⨯4. =380. 8N ⋅m . 13
=4. 35⨯0. 99⨯0. 99=4. 26kw
p
4
=
p ⋅η⋅η
3
5
6
n 4=n =109. =109. 1
T 4=9550⨯p
=9550⨯4. =372. 9N ⋅m . 14
各轴运动参数
3. 传动零件的设计计算
3.1传动齿轮设计
3.1．1高速级圆锥直齿轮参数设计
3．1.1.1选择齿轮材料及精度等级
（1）材料选择：由表10.1查得，选取小齿轮材料为合金钢40Cr （调质），其硬度为280HBS, 大齿轮材料为45号钢(调质), 硬度为240HBS, 两者硬度相差40 HBS 。 （2）精度等级选择：精度选择为8级。 3.1.1.2按齿面接触强度设计
（1）初选齿数：初选小齿轮数z 1=18，大齿轮数z 2=uz1=18⨯3.3=59. （2）小齿轮传递的转矩T 1=32.6N ⋅m （3）选取载荷系数：初选K t =1.6 （4）取齿宽系数φR =1
1
（5）确定弹性影响系数：根据表10.6查得Z E =189.8MP
（6）确定区域载荷系数：根据图10.30标准直齿圆锥齿轮传动力Z H =2.5 （7）根据应力循环次数公式求应力循环次数
N 1=60n 1jL h =60⨯1440⨯1⨯8⨯300⨯8=1.66⨯109 N 2=N
=1. 66⨯10
9
. 3
=5⨯108
查图10.19疲劳寿命系数曲线可知K HN 1=0.94，K HN 2=0.96；查图10.21(d)得小齿轮的接触疲劳硬度为σH lim 1=600MPa ，大齿轮的接触疲劳硬度
σH lim 2=550MPa 。
（8）计算接触疲劳许用应力，取安全系数：S H =1.0，失效概率为1%。
[σH 1]=K ⋅σ
hn 1
lim =0.94⨯600=564MPa ，
H
[σH 2]=K hn 2⋅σlim 2
=0.96⨯550=528MPa
H
（9）计算小齿轮分度圆直径，代入[σH ]中较小的值
Z E d 1t ≥2. 92⎛
H ⎝
=2.92⨯189. ]
⎫K T ⎪⎪⨯⎭2
R
(1-0. 5φR )⋅u
2
⨯1. 6⨯0. 3⨯
2
(1-0. 5⨯0. 3)⨯3. 3
2
=68. 8m m 。
（10）计算齿轮的圆周速度
π
v =d m 1n =3. 14⨯58. 5⨯=4. 41ms -1， ⨯1000⨯1000其d m 1=d 1t ⨯1-0. 5φa =68.8⨯(1-0. 5⨯0. 3)=58.5 （11）计算载荷系数 查表10.2得K A =1。
由10.8查V=4.41，8级精度，得K V =1. 12，取K H α=K F α=1。
依据大锥齿轮两端支承，小锥齿轮作悬臂布置，由表10.9得轴承系数K H βbe =1. 5， 由公式得K H β=K F β=1. 5K H βbe =1. 5⨯1. 5=2. 25。 接触强度载荷系数：
()
K =K A ⋅K V ⋅K H α⋅K H β=1⨯1. 12⨯1⨯2. 25=2. 52 （12）按实际载荷系数校正分度圆直径
⋅K
d =d
1
1t
t
=68. 8⨯2. =80mm 。模数m =d ==4. 44，取标准值m=4。. 61
（13）齿轮相关参数
小齿轮分度圆直径d 1=m ⋅z 1=4⨯18=72mm 大齿轮分度圆直径d 2=m ⋅z 2=4⨯59=236mm
δ
δ
=arccos 1
︒
u
2
+1
︒
'
=arccos 3. ' '
. 3⨯3. 3+1
=165129
︒' ' '
2
=90-δ1=73831
R =d 1⋅
2
+1=90⨯
. 3+1
2
=155. 17
（14）圆整确定齿宽：b =φ⋅R =0. 3⨯155. 17=46. 55mm 。
R 圆整取b 2=47mm ，b 1=51mm 3.1.1.3按齿跟弯曲疲劳强度校核 （1）确定弯曲疲劳强度系数
K =K A ⋅K v ⋅K F α⋅K F β=1⨯1. 12⨯1⨯2. 25=2. 52 （2）计算当量齿数：
Z
Z
v 1
=
z
cos δ1
δ2
==cos 16. 86
︒
︒
=18. 81
v 2
=z 2
cos 73. 14
=206. 87
查表10.5得Y Fa 1=2. 90 Y Fa 2=2. 11 Y Sa 1=1. 538 Y sa 2=1. 87 （3）计算疲劳许用应力
图10.18得弯曲疲劳寿命系数，K Fn 1=0. 85 K Fn 2=0. 86 取安全系数S=1.4
由图10.20得弯曲疲劳极限
σ
FE 1
=500mpa σFE 2=380mpa
[σF ]=K
1
FN 1
⋅σFN F
=0. 85⨯=303. 57 . 4
[σF ]=K
2
FN 2
⋅σFN 2
F
=0. 86⨯=233. 43 . 4
（4）校核弯曲强度：
2K T 1Y Fa 1Y Sa σF 1=
b m 1-0. 5φ
(
R
)⋅z
2
1
=2⨯2. 52⨯31600⨯2. 90⨯1. 46. 55⨯16⨯18⨯
2K T 1Y Fa 2Y Sa (1-0. 5⨯0. 3)
2
=73. 28
[σF ]
1
σF 2=
b m 1-0. 5φ
(
R
)⋅z
2
1
2
=64. 875
=2⨯2. 52⨯31600⨯2. 11⨯1. 46. 55⨯16⨯18⨯
(1-0. 5⨯0. 3)
[σF ]
2
满足强度要求，故所选参数合适。
3.1.2低速级圆柱斜齿轮参数设计
3．1.2.1选择齿轮材料及精度等级 （1）选用斜齿面齿轮
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095--88） （3） 材料选择，由表10.1选择小齿轮材料为合金钢40Cr(调质) ，硬度为280HBS 。大齿轮材料为45钢(调质) ，硬度为240HBS 。二者材料硬度差为40HBS （4）选小齿轮齿数z 1=30，故大齿轮z 2=120。选取螺旋角，初选为β=14 3.1.2.2按齿面接触强度设计
︒
（1）试选载荷系数Kt=1.6
（2）小齿轮传递的转矩T 1=99. 1⨯103N ⋅mm
（3）由表10.7选取齿宽系数φd =0. 8，由图10.30选取区域系数z H =2. 433。 由图10.26可查
ε
α1
=0. 78 εα2=0. 85 所以可得εα=εα1+εα2=1. 64
（4）由表10.6查得材料的弹性影响系数z E =189.8Mpa
（5）由图10.21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa 。大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=550MPa 。 （6）由式10.13计算应力循环次数
N 1=60n 1jL h =60⨯436. 4⨯1⨯8⨯300⨯8=0.502⨯109
N 2=N
=0. 502⨯10
9
=1.26⨯108
（7）查图10.19接触疲劳寿命系数曲线可知K HN 1=1.04，K HN 2=1.1 （8）计算接触疲劳许用应力，取安全系数：S H =1.0，失效概率为1%。
[σH 1]=K ⋅σ
hn 1
lim =1.04⨯600=624MPa ，
H
[σH 2]=K hn 2⋅σlim =1.1⨯550=605MPa
H
所以，[σH ]=[σH 1]+[σH 2=624+=614. 5Mpa
（9）试算小齿轮分度圆直径，有公式
⎫⎪σH ]⎭
2
d
1t
≥3
2K t T ε
d
α
Z H Z ⋅u +⋅⎛
⎝
=2⨯1. 6⨯99100
⋅4+⋅
. 8⨯1. 642. 433⨯189. 2
=57. 48
（10）计算齿轮的圆周速度
π
v =d 1t n =3. 14⨯57. 48⨯436. =1. 31ms -1 ⨯1000⨯1000（11）计算齿宽b 以及模数m nt
b =φ⋅d 1t =0. 8⨯57. 48=46
d
m
nt
=
d it ⋅cos β
=
57. 48⨯cos 14
︒
1
=1. 48
h =2. 25m nt =2. 25⨯1. 48=3. 33
==13. 8 . 33
（12）计算重合度εβ
ε
β
=0. 318⨯φ⋅z 1⋅tan β=0. 318⨯0. 8⨯30⨯tan 14=1. 903
︒
d
（13）计算载荷系数K
已知使用系数K A =1，根据V=1.31，8级精度，得K V =1. 05。
由表10.3查得K H α=K F α=1. 4。
由表10.4得K H β=1. 333。 由图10.13得K F β=1. 45
接触强度载荷系数：K =K A ⋅K V ⋅K H α⋅K H β=1⨯1. 05⨯1. 4⨯1. 33=2 （14）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10.10a 得
3
=d d 11t k t =57. 48. 6=64m m （15）计算模数
m =d
n
⋅cos β1
=
64⨯cos 14
︒
1
=2. 1
3.1.2.3按齿面弯曲强度设计
（1）由图10.20得小齿轮弯曲疲劳极限
σ
FE 1
=500mpa
大齿轮弯曲疲劳极限
σ
FE 2
=380mpa
图10.18得弯曲疲劳寿命系数，K Fn 1=0. 9 K Fn 2=0. 93 （2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF ]=K
1
FN 1
⋅σFN F
=0. 9⨯=321. 43 . 4
[σF ]=K
2
A
FN 2
⋅σFN F
=0. 93⨯=252. 43 . 4
（3）确定弯曲疲劳强度系数
K =K ⋅K ⋅K α⋅K
v
F
F β
=1⨯1. 05⨯1. 4⨯1. 29=1. 9
（4）跟据纵向重合度εβ=1. 903，从图10.28可查螺旋角影响系数Y β=0. 88 （5）计算当量齿数：
Z
Z
v 1
=
=
z
z
β
cos β
3
3
=cos 14
cos 14
3
︒
3︒
=32. 8
v 2
2
==131. 36
查表10.5得Y Fa 1=2. 4808 Y Fa 2=2. 1549 Y Sa 1=1. 639 Y sa 2=1. 815 （6）计算大小齿轮的Y Fa ⋅Y Sa
σF ]
Y ⋅Y
Fa 1
Sa σF ]
=2. 59⨯1. =0. 01265
. 43
=2. 176⨯1. =0. 01549 该数值大齿轮的数值大
. 43
1
Y
Fa 2
⋅Y Sa σF ]
2
（7）设计计算；
m
3
≥3n
2k ⋅T 1Y βcos β
2
z ⋅ε
2d
1
Y sa ·
α
⋅Y ]
F
=2⨯2.13⨯99100⨯0. 88⨯cos 14
2
. 8⨯30⨯30⨯1. 64
⨯0. 01537=1. 66
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数
m 与根据齿根弯曲
n
疲劳强度计算的法面模数相差不多。故取m n =2，可满足全部强度。用接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=64mm 来计算齿数。
z =d
1
1
⋅cos β
n
=
64⨯cos 14
︒
=31 则，
z
2
=u ⋅z 1=124
3.1.2.4圆柱斜齿轮几何尺寸计算 （1）中心距计算：α=(z 1+z 2)⋅m ⨯cos β
=(31+124) ⨯2
2⨯cos 14
︒
=159. 78
将中心距圆整为160mm 。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos ⎢
⎣
⎡(z 1+z 2)⋅m n
⎤' ' ' ︒⎤= =arccos ⎡(31+124)⨯23533⎥14a ⎦⨯160⎢⎥⎣⎦
由于β值改变不多，故其余参数不予修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径
=64mm d =z m β=31⨯cos
143533
1
n
1
︒
'
' '
=256mm d =z m β=124⨯cos
143533
2
2
︒
'
' '
（4）确定齿轮宽度
b =φ⋅d 1=0. 8⨯64=50. 2mm 。
R
圆整取b 2=50mm ，b 1=55mm 。到此，传动机构设计完毕。
4. 箱体设计及说明
4.1减速器箱体结构尺寸
5、轴的设计计算及校核
5.1轴上零件布置
以低速轴为例，低速轴上安装一个齿轮，一个联轴器，齿轮安装在箱体的左端。两个轴安装在箱体的轴承座孔内，联轴器安装在箱体的右侧。根据原理，初步设计，如图：
5.2轴的具体结构设计：
确定A 段为接联轴器端，则，A 段为最细端。已知输出轴上的功率
P
F
3
转矩T 3=380nm 。大齿轮直径为d 2=256mm 。=4. 35KW , 转速为n 3=109. 1，
=2T =2⨯=2968. 8N 2
t
F =F
r
t
⋅
tan a n
β
=2968. 8⨯
tan 20
︒
︒
cos 143533
' '
︒' ' '
=1116. 6N
F a =F t ⋅tan β=2968. 8⨯tan 143533=772. 8N
=min
'
确定轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调制处理。根据式15.3有
A =(126-130) 。所以，d
A 0⋅p
3
=(126-130) ⋅34. =(43. 04-35. 19) . 1
因为此轴段上有一个键槽，故，在原有基础上加5%。
d
min
=(43. 04-35. 19) ⨯(1+5%)=(45. 24-36. 94) mm
为了使A 段的轴直径与联轴器相适应，根据许用转矩来确定的联轴器TL7的轴孔直径为（40-48）mm 。所以A 端直径为d A =40mm 。半联轴器长度为L=112mm，联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm ，故，轴段长为110mm 。
轴段B 直径应该在A 的基础上加上两倍的轴肩高度，
h
12
=(0. 07-0. 1) d A =2. 8-7mm . ，有d B =d A +2h AB =40+2⨯2. 8=45. 6mm ，考
率到安装密封圈，取d B =50mm ，轴段C 要安装角接触球轴承，直径要与轴承配合，取d C =55mm 。同一根轴的两个轴承在一般情况下是同一型号，有
d
G
采取轴肩定位，加上挡油盘，取轴肩高度h=3mm，=55mm ，d D =55+6=61mm
取圆角R=2mm，所以d E =61+4=65mm . 安装齿轮处的轴承直径为d E =60mm . 综合考虑，取各段长度为L A =110mm ，L B =31mm ，L C =36mm ，L D =59mm ，
L
E
=15mm ，L F =46mm ，L G =45mm 。
5.3轴的强度校核：
5.3.1轴的受力分析
根据弯矩，扭矩图，可知齿轮处为最危险：
σ
ca
=
m 1+
2
α⋅T 32
=
+0. 6⨯0. 6⨯380000
22
0. 1⨯60
3
=12. 40
[σ]=60Mpa
-1
强度满足要求，故设计合理，采取此方案。
5.3.2其他两个轴的设计：
根据相同原理，可设计输入轴如下图：
其中间轴设计如下图：
6、键联接的选择和计算
6.1选择键的尺寸：
低速轴在轴段A 和轴段F 上各安装一个键，按一般的情况下，使用A 型普通平键联接。查取GB1096-79，有：
取用键1：d 1=40，b ⨯h =12⨯8，l 1=80。 取用键2：d 2=60，b ⨯h =18⨯11，l 2=40。 标记为：键1：GB/T1096. 键12⨯8⨯80 键2：GB/T1096. 键18⨯11⨯40
6.2校核键的强度：
轴段A 上安装一个联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，
[σ]=(50-60) Mpa 。轴段F 上安装的是一个齿轮，齿轮的材料为钢，载
荷性质为轻微冲击。[σ]=(100-120) Mpa 。静联接校核挤压强度：
查表：
P 1
P 2
[σ]。
=4⨯=57. 6Mpa
轴段A ：σP 1=4T
P 2
=4⨯=59. 3Mpa
P 1
P 2
所选的键满足条件，故采用此键。
6.3其余键的选择：
7、滚动轴承的选择和计算
7.1轴承型号的选择：
低速轴受轴向力和径向力，故选取角接触球轴承。选择型号为7011C 型。
7.2轴承强度的校核:
7.2.1求轴承受到的力
F
F
r 2v
=F re -F r 1v =2968. 8-(-125. 49) =1242. 1N
=66+135)
⋅F te =974. 8N
r 1H
F
r 2H
=F te -F riH =2968. 8-974. 8=1993. 9N
F r 1=F r 1v +F r 1H =
22
(-125. 49) +974. 8
2
2
=982. 8N
F r 2=F r 2v +F r 2H =
22
. 1
2
+1993. 9=2349. 1N
2
F F
d 1
=0. 68⨯F r 1=0. 68⨯982. 8=668. 3N =0. 68⨯F r 2=0. 68⨯2349. 1=1597. 4N
d 2
Fre
Fae
2v Fr 1v
Fr 2H Fr 1H
Fte
F
F
a
=772. 8N ，所以可以得出：F a 1=688. 3N
F
a 2
=772. 8+668. 2=1441N
a =688. r 1
. 8
=0. 7>e ，
所以，P r 1=0. 44⨯F r 1+1. 42⨯F a 1=0. 44⨯982. 8+1. 42⨯688. 3=1409. 8N
F
a ==0. 61
. 1r 2
P
r 2
=F r 2=2349. 1=2349. 1N
7.2.1根据轴承寿命计算公式校核：
10⋅L =
6
h
)
ε
n
=
10⨯6
(
. 3491
)
3
⨯109. 1
=50527h =21年
符合使用要求，故采用。
7.3其余轴承的选择:
8. 联轴器的选择
8.1输出轴联轴器类型选择：
为了隔离振动和冲击，选用弹簧套柱销联轴器。
8.2载荷计算：
公称转矩T=377N ⋅m 。查表14.1，得K A =1. 3。 所以，T ca =K A ⋅T =1. 3⨯377=490. 1N ⋅m
从GB4323-84中查得TL7型弹性套柱销联轴器，其许用转矩为500N ⋅m . 许用的最大转矩为3600，故选用此种联轴器。（轴孔直径为40-48）。
8.3输入轴联轴器的选择：
根据相同原理及考虑到电动机的轴伸直径问题，选用TL6型弹性套柱销联轴
器。
9、润滑和密封的选择：
9.1齿轮的润滑：
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为109.1，所以浸油高度约和一个齿高相平，取为15mm 。
9.2滚动轴承的润滑：
根据轴承的速度，采取脂润滑的方式。
9.3润滑脂/油的选择：
考虑到该装置用于小型设备，齿轮的润滑油, 选用L-AN15润滑油。轴承的润
滑脂选用钠基润滑脂。
9.5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，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
10、减速器附件设计
10.1通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
10.2油面指示器：
选用杆式油标M16
10.3起吊装置：
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
10.4放油螺塞：
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
参考资料
[1]《机械设计课程设计》. 高等教育出版社. 王昆，何小柏，汪信远主编. 1995年12月第一版；
[2]《机械设计（第七版）》. 高等教育出版社. 濮良贵，纪名刚主编. 2001年7月第八版； [3]《简明机械设计手册》. 同济大学出版社. 洪钟德主编. 2002年5月第一版； [4]《减速器选用手册》. 化学工业出版社. 周明衡主编. 2002年6月第一版； [5]《工程机械构造图册》. 机械工业出版社. 刘希平主编； [6]《机械制图（第四版）》. 高等教育出版社. 刘朝儒，彭福荫，高治一编. 2001年8月第四版；
[7]《互换性与技术测量（第四版）》. 中国计量出版社. 廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编. 2001年1月第四版。