机械设计课程设计心得体会(减速机设计)
减速机设计心得体会
通过这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.而有些人则不付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同以为然,总觉得自己的弱势…..其实在生活中这样的事情也是很多的,当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体的问题之中,我们才能更好的解决问题.
在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解…..
课程设计也是一种学习同事优秀品质的过程,比如我组的纪超同学,人家的确有种耐得住寂寞的心态.确实他在学习上取得了很多傲人的成绩,但是我所赞赏的还是他追求的过程,当遇到问题的时候,那种斟酌的态度就值得我们每一位学习,人家是在用心造就自己的任务,而且孜孜不倦,追求卓越.我们过去有位老师说得好,有有些事情的产生只是有原因的,别排放管应与大气相通，且不
应安装任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀失去安全保护作用人能在诸如
学习上取得了不一般的成绩,那绝对不是侥幸或者巧合,那是自己的,这就是一种优良的品质,它将指引着一个人意气风发,更好走好自己的每一步.
随着毕业日子的到来，课程设计也接近了尾声。经过几周的奋战我的课程设计终于完成了。在没有做课程设计以前觉得课程设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做课程设计发现自己的看法有点太片面。课付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同排放管应与大气相通，且不应安装任何阀
门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀失去安全保护作用程设计不仅是对前面所学
知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。
在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。我的心得也就这么多了，总之，不管排放管应与大气相通，且不应
安装任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同失去安全保护作用学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。
在此要感谢我们的指导老师罗老师、朱老师和李老师对我们悉心的指导，感谢老师们给我们的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流排放管应与大气相通，且不应安装
任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀失去安全保护作用经验和自学，并向
老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。
扩展阅读：二级减速器(机械课程设计)(含总结)
机械设计课程设计
姓名：班级：学号：指导教师：成绩：
日期：201*年6月
目录
1.设计目的……………………………………………………………22.设计方案……………………………………………………………33.电机选择……………………………………………………………54.装置运动动力参数计算……………………………………………75.带传动设计…………………………………………………………96.齿轮设计……………………………………………………………187.轴类零件设计………………………………………………………288.轴承的寿命计算……………………………………………………319.键连接的校核………………………………………………………3210.润滑及密封类型选择……………………………………………3311.减速器附件设计…………………………………………………3312.心得体会…………………………………………………………3413.参考文献…………………………………………………………35
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1.设计目的
机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程
设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意
识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知
识去分析和解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正
确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，
查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。
2.设计方案及要求
据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：
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1输送带
2电动机
3V带传动
4减速器
5联轴器
技术与条件说明：
1）传动装置的使用寿命预定为8年每年按350天计算，每天16小时计算；
2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35度；
3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；
4）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率0.96；5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求
1）减速器装配图1张；
2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写
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4）相关参数：F=8KN，V=0.6m/s，D=400mm。
3.电机选择
3.1电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结
构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
3.2选择电动机的容量
工作机有效功率Pw=V=0.6。则有：Pw=
smFv1000,根据任务书所给数据F=8KN，
80000.61000Fv1000==4.8KW
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
4223451=
式中1，2，3，4，5分别为V带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知
1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.99，5=0.99，则有：
4=0.960.99=0.85
0.970.990.992
所以电动机所需的工作功率为：Pd=
Pw0.9=
4.80.960.85=5.88KW
取Pd=6.0KW
3.3确定电动机的转速
按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传
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动比I带=2~4，则系统的传动比范围应为：
I=I齿i带=（8~40）（2~4）=16~200
工作机卷筒的转速为nw=
所以电动机转速的可选范围为nd=Inw=（16~200）28.7r/min=（459~5740）r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000r/min。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y160M-6.其满载转速为970r/min,额定功率为7.5KW。
601000vD=
6010000.63.1440028.7r/min
4.装置运动动力参数计算
4.1传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比I=2）分配到各级传动比
因为Ia=i带i齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动比i01ndnw97028.733.8
2.2则I齿iai0115.5分配减速器传动比，参考机械设计指导
4.70书图12分配齿轮传动比得高速级传动比i125/42
，低速级传动比
为i2315.54.703.27
4.2传动装置的运动和动力参数计算
电动机轴：转速：n0=970r/min输入功率：P0=Pd=6.0KW输出转矩：T0=9.551046Pdn0=9.551066.0970
=5.910NmmⅠ轴（高速轴）转速：n1=
n0i带9702.2r/min440r/min
输入功率：P1=P001P016.00.965.76KW输入转矩T1=9.55106P1n19.551065.764401.310Nmm5
Ⅱ轴（中间轴）转速：n2=
n1i124404.793.6r/min
输入功率：P2=P112P1235.760.990.97=5.5KW
输入转矩：T2=9.55106P2n29.551065.593.65.610Nmm5
Ⅲ轴（低速轴）转速：n3=
n2i2393.63.2728.6r/min
输入功率：P3P223P2235.50.990.97
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=5.28KW
输入转矩：T39.55106
卷筒轴：
转速：n卷n328.6r/min
输入功率：P卷=P334P324=5.280.990.99=5.17KW
输入转矩：T卷9.55106p4n49.55106p3n39.551065.2828.61.76106Nmm
5.1728.61.73106Nmm
各轴运动和动力参数表4.1轴号功率（KW）电机轴1轴2轴3轴卷同轴65.765.55.285.175.9101.3105.6101.76101.7310图4-1
66554转矩（Nmm）转速（rmin）97044093.628.628.6
5.带传动设计
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5.1确定计算功率P
ca据[2]表8-7查得工作情况系数KA=1.1。故有：Pca=KAP1.16.06.6KW
5.2选择V带带型
据Pca和n有[2]图8-11选用A带。
5.3确定带轮的基准直径d并验算带速
d1（1）初选小带轮的基准直径dd1有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径
dd1=125mm。（2）验算带速v，有：
vdd1n0601000ms3.14125970601000
=6.35
因为6.35m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。（3）计算大带轮基准直径dd2
dd2i带dd12.2125275mm取dd2=280mm
新的传动比i带=
280125=2.24
d5.4确定V带的中心距a和基准长度L
(1)据[2]式8-20初定中心距a0=700mm(2)计算带所需的基准长度
Ld02a02(dd1dd2)(dd1dd2)4a02
227003.142(280125)(280125)4700
8/
=2044mm
由[2]表8-2选带的基准长度Ld=201*mm（3）计算实际中心距
aa0LdLd02700201*20442a0.015d648mm678mm
中心局变动范围：amin
amaxa0.03d738mm
5.5验算小带轮上的包角
180(dd2dd1)57.3a166.990
5.6计算带的根数z
（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1125mm和n0P0=1.39KW
据n0=970
rmin970r/min查[2]表8-4a得
，i=2.2和A型带，查[2]8-4b得
P0=0.11KW
查[2]表8-5得K=0.96，KL=1.03，于是：Pr=(P0+P0)KLK
=（1.39+0.11）0.961.03=1.48KW（2）计算V带根数z
ZpcaPr6.61.484.46
故取5根。
5.7计算单根V带的初拉力最小值（F）
0min9/42
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1
(F0)min500(2.5K)PcaKzvqv2kgm。所以
2500(2.50.96)6.60.9656.350.16.35
=170.76N
应使实际拉力F0大于（F0）min
5.8计算压轴力F
p压轴力的最小值为：
（Fp）min=2z（F0）minsin=1696.45N
2=25179.960.99
5.9带轮设计
（1）小带轮设计
由Y160M电动机可知其轴伸直径为d=mm，故因小带轮与其装
配，故小带轮的轴孔直径d0=42mm。有[4]P622表14-18可知小带轮结构为实心轮。（2）大带轮设计
大带轮轴孔取32mm，由[4]P622表14-18可知其结构为辐板式。
6.齿轮设计
6.1高速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
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1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588）
3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=i12Z2=112.8，取113；2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：
d1t2.323KtT1u1Z2(H)du[H]Z1得
（1）确定公式中各数值1）试选Kt=1.3。
2）由[2]表10-7选取齿宽系数d=1。
3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=1.310Nmm。
154）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP25）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=560MP。
6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；KHN2=1.05。
7）计算接触疲劳许用应力。
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取失效概率为1，安全系数S=1，有
00[H]1=[H]2=
KHN1HSKHN1HSlim1=0.95580=551MP=1.05560=588MP
lim1(2)计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得：
d1t2.3231.31.310155.74.7(189.8551)2=66.7mm
2)计算圆周速度。v=vd1tn16010003.1466.7440601000=1.54m/s
3）计算齿宽b
b=dd1t=166.7=66.7mm4）计算模数与齿高模数mtd1tz166.7242.78mm
齿高h2.25mt2.252.786.26mm5)计算齿宽与齿高之比
hbbh66.76.2610.65
6）计算载荷系数K。
已知使用系数KA=1，据v=1.54，8级精度。由[2]图10-8
sm得Kv=1.07，KH=1.46。由[2]图10-13查得KF=1.40，由[2]
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图10-3查得KH=KH=1
故载荷系数：
K=KvKAKHKH=11.0711.46=1.56
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
d561dK1t3K6.6731.t1.370.9mm
8）计算模数mnmn=mnd1Z70.9
1242.95mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：
m2KTn31YFaYSa2dZ1[
F]（1）确定计算参数1）计算载荷系数。
K=KAKVKFKF=11.0711.40=2.352）查取齿形系数
由[2]表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.173）查取应力校正系数
由[2]表10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.80
4）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=310MP
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5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.956）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：[F]1
[]KFN1SKFN2FE2SFE10.903301.4=212Mp=210MP
F20.953101.4YFaYSa7）计算大、小齿轮的
YFa1YSa1[F]1YFa2YSa2[F]2[F]，并加以比较
2.651.582122.171.8210=0.01975
==0.0186
经比较大齿轮的数值大。
（2）设计计算m21.4981.310124250.01975=2.35
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：
Z1d1m=
70.92.5=28.36
取Z1=28，则Z2i12Z14.728=131.6取z2=131，新的传动比i124.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径
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131284.
d1mz12.52870mm
d2mz22.5131327.5mm（2）计算中心距a(Z1Z2)m2(28131)2.52
=198.75mm
（3）计算齿轮宽度b=dd117070mm
B1=75mm，B2=70mm5.大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数(单位mm)表6-1
名称模数压力角齿顶高齿根高全齿高分度圆直径符号mha计算公式及说明2.520ohaham2.5hfhf=(ha+c)m=3.75hd1h=(2hd1a+c)m=5.6215/42
=mZ1=70327.5d2d2mz2da1da2齿顶圆直径da1da2=(z12ha)m=75=（z22ha）=332.
齿根圆直径df1(z12ha2c)=63.75df2(z22ha2c)=321.25基圆直径db1db2=d1cos=d265.78cos307.75中心距a(d1d2)2198.75表6-1
6.2低速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588）
3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=i23
Z1得Z2=78.48，取78；
2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：
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d1t2.323KtT1u1Z2(H)du[H]
（1）确定公式中各数值1）试选Kt=1.3。
2）由[2]表10-7选取齿宽系数d=1。
3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：
T2=5.610Nmm。
154）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP25）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=560MP。
6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07；KHN2=1.13。
7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1，安全系数S=1，有
00[H]1[
KHN1Hlim1S=1.07580=620.6MP=1.13560=632.8MP
H]2KHN2Hlim2S(2)计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得：d1t2.3231.35.610154.273.27(189.8620.6)2=104.3mm
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2)计算圆周速度。vd1tn16010003.14104.393.6601000=0.51m/s
3）计算齿宽bb=dd1t=1104.3=104.3mm
4）计算模数与齿高模数mtd1tz1104.3244.35mm
齿高h=2.25mt=2.254.359.79mm
b5)计算齿宽与齿高之比h
6）计算载荷系数K。
已知使用系数KA=1，据v=0.51，8级精度。由[2]图10-8
smbh
104.39.79=10.7
得Kv=1.03，KH=1.47。由[2]图10-13查得KF=1.38，由[2]图10-3查得KH=KH=1
故载荷系数：
K=KvKAKHKH=11.0311.47=1.51
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1=d1t3KKt=104.3
31.511.3=109.6mm
8）计算模数mn
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mnd1109.6Z124=4.57mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：mn2KTY31FaYSa2
dZ1[F]（1）确定计算参数1）计算载荷系数。
K=KAKVKFKF=11.0311.38=1.422）查取齿形系数
由[2]表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.2243）查取应力校正系数
由[2]表10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.766
4）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=310MP
5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95，KFN2=0.976）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：[F]1KFN1FE1S0.953301.4=223.9Mp[F]2KFN2FE20.97310S1.4=214.8MP
7）计算大、小齿轮的
YFaYSa[F]，并加以比较
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YFa1YSa1[F]1YFa2YSa2[F]22.651.58223.90.0187
0.0182
2.2241.766214.8经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算m21.4215.610124250.01873.7mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=4mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：
Z1=
d1m109.6427.4
取Z1=27，则Z2i23Z13.2727=88.29取z2=88新的传动比i234.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径
d1mz1427108mmd2mz2488352mm88273.26
（2）计算中心距a(Z1Z2)m2(2788)42230mm
（3）计算齿轮宽度
bdd11108=108mmB1=113mm，B2=108mm
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5.大小齿轮各参数见下表
低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)名称模数压力角齿顶高齿根高全齿高分度圆直径符号mha计算公式及说明420oha=ham4=(hahfhf+c)m=5hd1h=(2d1ha+c)m=9=mZ1=108=mz2=（=（d2d2352齿顶圆直径da1da2da1da2z12ha）m=116）m=360)mz22ha齿根圆直径df1=(z12ha2c=98df2=(z22ha2c)m=342基圆直径db1d1cos101.5db2表6-2
d2cos330.8
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7.轴类零件设计
7.1I轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P1=5.76KW，n1=440r/min，T1=1.310Nmm2.求作用在齿轮上的力
5已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=70mm而Ft2T1d1213000070=3625N
20Fr=Fttan3625tan=1319N
压轴力F=1696N3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得：dmin=A03P1n111035.7044026mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=32mm，查[4]P620表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，装配示意图7-1
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图7-1
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）I-II段是与带轮连接的其dIII=32mm，lIII=76mm。2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取lIIIII=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取dIIIII=35mm。
3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d
IIIII=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为
dDB=40mm80mm18mm故dIIIIV=40mm。又右边采用轴肩定位取dⅣⅤ=52mm所以lⅣⅤ=139mm，dⅤⅥ=58mm，lⅤⅥ=12mm4）取安装齿轮段轴径为dⅥⅦ=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lⅥⅦ=71mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处dⅦⅧ=40mm。取lⅦⅧ=46mm（3）轴上零件的周向定位
齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dIII由[5]P53表4-1
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查得平键截面bh108,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为为
H7n6H7n6，同样齿轮与轴的连接用平键14963，齿轮与轴之间的配合轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直
径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为245.其他轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2
图7-2
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现将计算出的各个截面的MH，MV和M的值如下：FNH1=1402NFNH2=1613NFNV1=2761NFNV2=864NMH1=86924NmmMH2=103457NmmMV=171182NmmM1=
0.871.710225=2.010Nmm
5M2=MH2=103457NmmT1=1.310Nmm6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:
caM1(T3)W2522
252.0(0.61.3)100.1463=23.7MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[1]=60Mp，ca[1]，故安全。
7.2II轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面的计算得P1=5.76KW，n1=4402.求作用在齿轮上的力
已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d2=327.5mmd3=108mm
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rmin，T1=1.310Nmm
而F
t12T1d221.310327.55=767N
Fr1=Ft1tan767tan20=279N同理可解得：F
t22T2d4=
25.610108510498N，Fr2=Ft1tan1730N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得：dmin=A03P2n211035.592.143.0mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故dmin=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：dDB=509020故dIII=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以lIII=48mm4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4
图7-4
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（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）II-III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lIIIII=64mm，dIIIII=56mm。
2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得lIIIIV=15mm，dIIIIV=68mm。
3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取lIVV=109mm，dIVV=56mm
4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿
轮定位，取套筒长度为24mm则lVVI=48mmdVVI=50mm（3）轴上零件的周向定位
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dⅡⅢ由[5]P53表4-1查得平bhL161063,按dIVV得平键截面bhL=1610110其与轴的配合均为
H7n6。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现
的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的MH，MV和M的值如下：
FNH1=719NFNH2=2822NFNV1=4107NFNV2=7158NMH1=49611Nmm
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MH1=253980NmmMV1=-283383NmmMV2=-644220NmmM=
12.80.51022225=284000Nmm
5M2=
6.4(2.5)105=690000Nmm
T2=5.610Nmm
图7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩
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图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力
caM22(T3)W22
256.9(0.65.6)100.1563=50.6MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[1]=60Mp，
ca[1]。
对于Ⅵ的右侧W0.1d0.15617561mmmm3333
Wt0.256335123
bT1MWTWT690000175615600003512339.3MPa16.1MPa由[2]表15-1查得B640MPa由[2]表3-8查得
k1275MPa155MPa
2.64
k2.11
由[2]附图3-4查得0.92
0.1，0.05由[2]中31和32得碳钢的特性系数，取故综合系数为
Kkk1112.6410.92112.73
K12.110.9212.20
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故Ⅵ右侧的安全系数为
S1Kam2752.7339.30.101552.56
S1KamSSS22.216.120.0516.128.56
ScaS22.568.562.568.56222.46>S=1.5
故该轴在截面Ⅵ的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。
7.3III轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P3=5.28KW，n3=28.6r/min，T3=1.7610Nmm2.求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4=352mm而Ft2T3d46=
21.7610352610081N
Fr=Fttan10081tan203669N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得：d
min=A
03P3n311035.2828.662.8mm
同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查[2]表14-1取KA=1.3.则：T
caKAT31.31.761062288000Nmm
按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用
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LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器孔径d=63mm，故取dIII=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=132mm。4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5
图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dIIIII=65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取lIII=132mm.2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dIIIII=65mm和方便拆装可取lIIIII=95mm。
3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d
ⅢⅣ=70mm，由轴承目录里初选6214号其尺寸为
dDB=70mm125mm24mm，lIIIIV=24mm由于右边是轴肩定位，dⅣⅤ=82mm，lⅣⅤ=98mm，dⅤⅥ=88mmmm，lⅤⅥ=12mm。4）取安装齿轮段轴径为dⅥⅦ=80mm，已知齿轮宽为108mm取
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lⅥⅦ=104mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处dⅦⅧ=70mm。取lⅦⅧ=48mm（3）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh1811键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的配合为齿轮与轴之间的配合为
H7n6H7k6，同样齿轮与轴的连接用平键2214轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实
现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的MH，MV和M的值如下：FNH1=12049NFNH2=2465NFNV1=3309NFNV2=6772NMH=-211990NmmMV=582384NmmM1=
2.15.8106225=6201*0Nmm
T1=1.7610Nmm
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图7-6
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力
caM1(T3)W22
6.2(0.617.6)100.1803225=24.0MP
33/
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[1]=60Mp，ca
[1]，故安全。
8.轴承的寿命计算
8.1I轴上的轴承6208寿命计算
预期寿命：
Lh83501644800h"
3已知P2761N,n440r/min,C29500N，Lh10660n(CP)10660440(295002761)47000h
3>4
故I轴上的轴承6208在有效期限内安全。
8.2II轴上轴承6210的寿命计算
预期寿命：已知P7158LhLh83501644800h"，
N,n93.6r/min,C3500010660n(CP)1066093.6(350007158)320820h
查表4-5-72得许用挤压应力为[p]110MPa
Ⅶ-Ⅷ段键与键槽接触疲劳强度l
故此键能安全工作。
kldLb701060mmp2T21300.58603210933.8MPa[p]110MPa
Ⅱ-Ⅲ段与键槽接触疲劳强度lpLb671453mm
2Tkld21300.59533210934.1MPa[p]110MPa故此键能安全工作。
9.2II轴上键的校核
查表4-5-72得许用挤压应力为[p]110MPa
II-III段键与键槽接触疲劳强度lpLb631647mm2Tkld25600.510475610985.1MPa[p]110MPa
故此键能安全工作。
IV-V段与键槽接触疲劳强度lpLb1001684mm
2Tkld25600.510845610947.6MPa[p]110MPa故此键能安全工作。
9.3III轴上键的校核
查表4-5-72得许用挤压应力为
[p]110MPa
I-II段键与键槽接触疲劳强度lkld0.5111076310
故此键能安全工作。
Lb12518107mmp2T21760994.9MPa[p]110MPaⅥ-Ⅶ段与键槽接触疲劳强度lpLb1002278mm
2Tkld217600.514788010980.6MPa[p]110MPa35/42
11.3通气器的选择
通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选M362型通气帽。
11.4放油孔及螺塞的设计
放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选M201.5型外六角螺塞。
11.5起吊环的设计
为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。
11.6起盖螺钉的选择
为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。
11.7定位销选择
为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。
12.主要尺寸及数据
箱体尺寸：箱体壁厚=10mm箱盖壁厚1=8mm箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b1=15mm
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箱座低凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=24mm地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=M16机座与机盖联接螺栓直径d2=M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M10窥视孔盖螺钉直径d4=M8定位销直径d=10mm
df,d1,d2至外箱壁的距离c1=34mm，22mm，18mmdf，d2至凸缘边缘的距离c2=28mm，16mm轴承旁凸台半径R1=16mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=70mm大齿轮顶圆与内箱壁距离=14mm
1齿轮端面与内箱壁距离=12mm
2箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d3以上数据参考机械设计课程设计指导书传动比：
原始分配传动比：i带=2.2i12=4.70i23=3.27修正后:i带=2.24i12=4.68i23=3.26
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各新的转速：n1=n2=
n39702.244334.6892.53.26433
92.528.4
各轴的输入效率：
P1Pd126.00.960.995.7
P2P1345.700.970.995.47P3P2565.470.970.995.25P4P3785.250.990.995.15各轴的输入转矩：
T19550Pdnmi带1295506.09702.240.960.99125.8Nm
T2T1i1234125.84.680.970.99566.4Nm
T3T2i1256566.43.260.970.991773.2NmT4T3781773.20.990.991737.87Nm
转速（rmin）97043392.528.428.4轴号电机轴1轴2轴3轴卷同轴
功率（KW）65.75.475.255.15转矩（Nmm）5.9101.3105.7101.77101.73106655439/42
参考文献:
1宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，201*年1月。
2濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：高等教育出版社，201*年5月。
3蔡春源主编，机械设计手册齿轮传动，第4版，北京：机械工业出版社，201*年3月。
4吴宗泽主编，机械零件设计手册，第10版，北京：机械工业出版社，201*年11月。
5吴宗泽，罗圣国主编，机械课程设计手册，第3版，北京：高等教育出版社。
6骆素君，朱诗顺主编.机械设计课程设计简明手册，化学工业出版社，201*年8月.
设计心得：
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准
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确。
课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。
通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
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