机械设计课程设计说明书.doc

一． 传动方案设计
1.1 课程设计的原始数据
已知条件：①运输带的扭矩：T=380N·m；
②运输带的工作速度：v=0.35m/s；
③卷筒直径：D=360mm；
④使用寿命：10年（轴承的寿命为3年以上），每年工作日300天，两班制，每班8小时。
1.2 课程设计的工作条件
设计要求：
1误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；
2 工作情况：连续单向运转，载荷平稳；
3制造情况：小批量生产
1.3 课程设计的设计内容
带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。带传动平稳、吸震且能器过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动和运输带之间布置一台二级斜齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。

图1-3 双击斜齿圆柱齿轮减速器

1-电动机；2-传动带；3-减速器；4-联轴器；5-卷轴；6-运输带

二. 电动机的选择
2.1 选择电动机的类型
按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。
2.2选择电动机的容量
2.2.1工作机所需的有效功率
运输带扭矩计算公式：

式中：P—工作机所需的有效功率（KW）
T—运输带所需扭矩（N·m）
n—运输带的转动速度（r/min）
2.2.1电动机的输出功率
卷筒轴工作的转速，

传动装置总效率，

其中，根据文献查得
—传动装置总效率
—v带效率，
—滚动轴承（一对）效率，
—齿轮传动效率，
—联轴器效率，
—卷筒效率，
P=0.76Kw
故：
因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献表8-53所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。 .
2.3确定电动机的转速
查1得按推荐的传动比合理范围，V带传动比i=2-4,二级圆柱斜齿轮传动比i=8-40,则总传动比i∑=16-160,已知工作转速n=19.11r/min,电动机转速范围为
=(16-160)×19.11=305.76-3057.6r/min
符合这一范围的同步转速的只有1500r/min，再由3.2中的电动机的额定功率，可根据文献中表19-1查得，可选取Y90S-4型号的电动机，其数据列于表1中。
表2-3 电动机型号
电动机型号
额定功率/Kw
满载转速/(r/min)
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
Y802-4
0.75
1390
2.2
2.2
Y90S-4
1.1
1400
2.2
2.2
Y90L-4
1.5
1400
2.2
2.2
三． 确定总传动比及分配各级传动比
3.1传动装置的总传动比

式中：—总传动比
—电动机的满载转速（r/min）
3.2 分配传动比
带传动的传动比取为i1=3,则减速器的总传动比为

则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为

低速级传动比为

3.3 各轴的转速计算

3.4 各轴输入功率计算

3.5 各轴输入扭矩计算

将结果列入表3-1中
表3-5 各轴运动与力学参数
轴号
转速n/(r/min)
功率P/kw
扭矩T/(N.m)
I
466.67
1.07
21.9
II
83.33
1.03
118.04
III
19.11
0.96
479.75
IV
19.11
0.89
444.77

四． V带传动的设计计算
4.1 电动机所需功率Pca和满载转速n
由文献【1】表8-7查得工作情况系数KA=1.2,故 Pca=KAP1=1.32kw nm=140 0r/min
4.2 带轮基准直径dd1、dd2；
由文献【1】中图8-11得基准直径dd1=50-71mm,且V带带型为Z；
得 dd2=idd1=150-213mm;
取dd1=63mm，得dd2=189mm
4.3 验算带速

验算得v在5-25m/s内。
4.4 中心距a和带的基准长度Ld
由文献【1】中式8-20得
得；取
由文献【1】式8-22计算所需的基准长度

由表8-2选带的基准长度Ld=1120mm。
按式8-23计算实际中心距a。

4.5 小带轮包角α1
由文献【1】式8-7计算轮包角α1为

4.6 带的根数Z
单根V带的额定功率Pr：
由文献【1】中表8-4a得P0=0.25kw
优表8-4b查的△P0=0.03kw;
查表8-5得Kα=0.96;查表8-2得KL=1.11;
于是：
V带的根数Z为：

取4根
4.7单根v带初拉力
由文献【1】中表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以单根v带的初拉力的最小值（F0）min为：

应使带的实际初拉力F0>(F0)min。
4.8轴压力Fp;
轴压力的最小值为

五.齿轮传动的设计计算

斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。
5.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
5.1.1选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：
根据[1]P102表8-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；
大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。
5.1.2 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选
=24
==5.278924=126.7249
取大齿轮齿数=127，则齿数比（即实际传动比）为=/=127/24=5.2917。与原要求仅差(5.2917-5.2789)/5.2917=0.2166%，故可以满足要求。
5.1.3 选择螺旋角β：
按经验 ，8°<<20°,现初选=13°
5.1.4 计算当量齿数，查齿形系数：
z= z/cosβ=24/ cos13°=25.9441
z= z/cosβ=122/ cos13°=135.2878
由[1]P111表8-8线性差值求得：

5.1.5 选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表8-5，选择为0.7～1.15，现选=0.9
5.1.6选择载荷系数：
参考[1]P106表8-3，由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
取K=1.3。
5.1.7计算I号齿轮轴上的扭矩TI :
21896.6629 N·m
5.1.8 计算几何参数：
tg=tg/ cos=tg20°/ cos13°=0.3735
=20.4829°=
sin= sincos== sin13°cos20°=0.2114
=12.2035°=
=1.6742
=1/z1tg=1/3.141590.924tg13°=1.5873
5.1.9 按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数： 2.4420
弹性影响系数: Z=189.8

由[1]P109表8-6取安全系数S=1.0
许用接触应力：

小齿轮分度圆直径：
计算法面模数m
m=cosd/z=cos13°34.9323/24=1.4182 mm
5.1.10 按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y,因＝1.6238>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.9981
计算齿形系数与许用应力之比值：

Y/[]=2.7380/148.9744=0.0184
Y/[]=2.1424/137.1795=0.0156
由于Y/[]较大，用小齿轮的参数Y/[]代入公式，计算齿轮所需的法面模数：

5.1.11 决定模数
由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn≥1.3693mm为准。根据标准模数表，暂定模数为：
m=2.0mm
5.1.12 初算中心距：
2.0(24+127)/2cos12°=154.9719mm
标准化后取 a=155mm
5.1.13 修正螺旋角β
按标准中心距修正β：

5.1.14计算端面模数：

5.1.15 计算传动的其他尺寸：

5.1.16 计算齿面上的载荷：

5.1.17 选择精度等级
齿轮的圆周转速：
1.2039 m/s
对照[1]P107表8-4,因传送清洁机为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级是合宜的。

5.1.18齿轮图：

5.2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算
5.2.1 选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：
根据[1]P102表8-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；
大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。
5.2.2 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选
=31
==4.0617231=125.9126
取大齿轮齿数z=126，则齿数比（即实际传动比）为=z/z1=126/31=4.0645。与原要求仅差(4.0645-4.0617)/4.0645=0.5343%，故可以满足要求。
5.2.3选择螺旋角β：
按经验 ，8°<<20°,现初选
=11°
5.2.4计算当量齿数，查齿形系数：
z= 1 /cos=31/ cos11°=32.7734
z= /cos=101/ cos10°=133.2081
由[1]P111表8-8线性差值求得：

5.2.5 选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表8-5，选择为0.7～1.15，现选=0.95
5.2.6选择载荷系数：
参考[1]P106表8-3，由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
取K=1.3。
5.2.7计算II号齿轮轴上的扭矩TII:
118042.721 N·m
5.2.8 计算几何参数：
tg=tg/ cos=tg20°/ cos11°=0.3708
=20.3439°=
sin= sincos= sin11°cos20° =0.1793
=10.3291°=

=1.7200
=1/z1tg=1/3.141590.9531tg11°=1.8222
5.2.9 按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数： Z==2.4569
弹性影响系数: Z=189.8
K＝１　　＝501.3333 MPa S=1.0
许用接触应力：

小齿轮分度圆直径：
计算法面模数m:
m=cosd/z=cos11°59.3720/31=1.8800mm
5.2.10 按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y,因＝1.9181>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.9984
计算齿形系数与许用应力之比值：
Y/[]=2.597/148.9744=0.0172
Y/[]=2.177/137.1795=0.0156
由于Y/[]较大，用大齿轮的参数Y/[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数：

5.2.11 按接触强度决定模数值：
取
m=2.0mm
5.2.12 初算中心距：
a=m(z1+ z)/2cos=2.0(231+126)/2cos11°=159.9385 mm
标准化后取 a=160 mm
5.2.13 修正螺旋角β：
按标准中心距修正β：

5.2.14 计算端面模数：

5.2.15计算传动的其他尺寸：

5.2.15 计算齿面上的载荷：

齿轮的主要参数

高速级
低速级
齿数
24
127
31
130
中心距
155
160
法面模数
2.0
2.0
端面模数
2.0530
2.0382
螺旋角

法面压力角

端面压力角

齿宽b
52
44
68
60
齿根高系数标准值
1
1
齿顶高系数
0.9742
0.9813
齿顶系数标准值
0.25
0.25
当量齿数
26
138
33
134
分度圆直径
50
261
64
257
齿顶高
2.0
2.0
齿根高
2.5
2.5
齿全高
4.5
4.5
齿顶圆直径
54
265
68
261
齿根圆直径
45
256
59
252
基圆直径
46
245
59
241

六.轴的结构设计和计算
轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体——轴系部件。
6.1轴的材料选取
轴类零件应根据不同的工作条件和使用要求选用不同的材料并采用不同的热处理规范（如调质、正火、淬火等），以获得一定的强度、韧性和耐磨性。
  45钢是轴类零件的常用材料，它价格便宜经过调质（或正火）后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能，淬火后表面硬度可达45～52HRC。
40Cr等合金结构钢适用于中等精度而转速较高的轴类零件，这类钢经调质和淬火后，具有较好的综合机械性能。
  轴承钢GCr15和弹簧钢65Mn，经调质和表面高频淬火后，表面硬度可达50～58HRC，并具有较高的耐疲劳性能和较好的耐磨性能，可制造较高精度的轴。
  精密机床的主轴（例如磨床砂轮轴、坐标镗床主轴）可选用38CrMoAIA氮化钢。这种钢经调质和表面氮化后，不仅能获得很高的表面硬度，而且能保持较软的芯部，因此耐冲击韧性好。与渗碳淬火钢比较，它有热处理变形很小，硬度更高的特性。
45钢是轴类零件的常用材料，它价格便宜经过调质后，可得到较好的切削性能，而且能够获得较高的强度和韧性等综合机械性能，调质后表面硬度可达220-240HBS。
根据传动轴的制造材料（45钢），毛坯类型可采用型材和锻件，现选用锻件；毛坯采用自由锻造。
6.2 轴的结构设计———— 高速轴：
6.2.1 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2，取A=112

考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5%，即
dmin =11.21(1+5%)=11.77mm
减速器高速轴外伸端用联轴器与电动机相连，外伸端轴径用电动机轴直径D估算：
d=(0.8～1.2)D=0.838=30.4 mm
圆整后
为了使所选的外伸端轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器：
由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器。
选择联轴器的型号：
联轴器的计算转矩T=,查[1]P193表11—1，取=1.5，则
T==1=1.521900=32850.256 N.mm
由[2]P131表13-7选联轴器型号为HL3，联轴器的许用转矩[T]=630Nm，半联轴器的外孔径d=30mm,故取与输入轴相连处d1-2=30mm,半联轴器长度L=82mm（J型孔），与轴段连接处长度L=60mm.
6.2.2 按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1） 考虑联轴器的定位要求，1—2轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=2.25mm (h>0.07d)，则d=34.5mm；联轴器左端用螺栓紧固轴端挡圈定位，由[3]P207表7-6按轴端直径取挡圈直径D = 38 。半联轴器与轴配合长度L=60mm，为了保证轴端挡圈压紧半联轴器，故1-2轴段的长度应比L略短一些，故L1-2=58mm
2） 轴段2-3的直径需对1-2轴段有定位轴肩，故d2-3=35mm。轴承端盖的总宽度为38mm（由减速器及轴承端盖的结构设计决定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=18mm,故取L=56mm。
3） 初步选择滚动轴承，由于主要承受径向载荷，所以选用深沟球轴承，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径d=d=35mm,由[3]P252表8-23选取6207型深沟球轴承，其尺寸为，其内径，外径,宽度，安装尺寸，。
4） 对4-5段，由中间轴可知 L=89 mm,由轴肩定位可得d=42mm。
5） 取安装齿轮处的轴段5-6的直径，由于高速级齿轮df1=44.2715,则取d5-6=44mm，由于高速轴为齿轮轴，所以齿轮的右端无须轴肩定位，L5-6=56mm。
6） 取小齿轮距箱体内壁的距离Δ=8 mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s，现取s=5mm,则 L=Δ+s=8+5=13mm，右端轴承的轴肩定位从手册中查得6207型的安装尺寸，因此d6-7=42mm。
6.3轴的结构设计————中间轴：
6.3.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2，取A=112

6.3.2 按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1） 初步选择滚动轴承。由于主要承受径向载荷，所以选用深沟球轴承，取安装轴承段直径d1-2=d7-8=40mm,选取6208型深沟球轴承，其尺寸为，，安装尺寸47mm，73mm。轴段L1-2=L7-8=18mm.
2） 由于轴承的安装尺寸47mm，现取d2-3=47mm，低速级小齿轮距箱体内壁的距离Δ=10mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，现取s=5mm,则 L2-3=Δ+s=10+5=15mm
3） 由于低速级小齿轮df3=58.1847,则取d3-4=58mm，由于高速轴为齿轮轴，所以齿轮的右端无须轴肩定位，由于低速级小齿轮齿宽为68 mm，所以L3-4=68 mm。
4） 中间轴的两齿轮间轴段4-5的直径d4-5=54mm，L4-5=12mm。
5） 取安装齿轮处的轴段5-6的直径d5-6=46mm，由于高速级大齿轮的轮毂宽为44 mm，且由于高速级大齿轮左端与轴承右端之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L5-6=42mm。
6） 高速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14 mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=5mm，由于高速级大齿轮左端与轴承右端之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L6-7=19.5 mm，d6-7=40mm。
6.4 轴的结构设计————低速轴：
6.4.11初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2，取A=116

输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。
联轴器的计算转矩T=,查[1]P193表11—1，取=1.5，则
T==3=1.547975.231=71962.8465N.mm
根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，由[2]P131表13-7选联轴器型号为HL4，联轴器的许用转矩[T]=1250Nm，半联轴器的外孔径d=40mm,故取与输出轴相连处d1-2=40mm,半联轴器长度L=112mm（J型孔），与轴段长度L=84mm.
6.4.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1） 考虑联轴器的定位要求，1—2轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=3mm则d=46mm；联轴器左端用螺栓紧固轴端挡圈定位，由[3]P207表7-6按轴端直径取挡圈直径D = 50 ；半联轴器与轴配合长度L=84mm，为了保证轴端挡圈压紧半联轴器，故1-2轴段的长度应比L略短一些，故L1-2=82mm
2） 轴段2-3的直径需对1-2轴段有定位轴肩，故d2-3=48mm。轴承端盖的总宽度为35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计决定）,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=18mm,故取L=53mm。
3） 初步选择滚动轴承。因轴承受径向载荷较大，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径d=d8-9=50mm,选取6210型深沟球轴承，其尺寸为，，轴段L=L8-9=20mm。
4） 对4-4＇段，查得手册6210型深沟球轴承的定位轴肩高度为h=3.5mm，取d4-4＇=57mm，L4-4＇=7 mm。对4＇-5轴段，d4＇-5=48mm，由中间轴可知L4＇-5=65 mm，对5-6轴段，为右侧齿轮的定位轴肩，取d5-6=65mm，L5-6=7 mm。
5） 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=57mm，由于低速级大齿轮的轮毂宽为60 mm，且由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L6-7=58 mm。
6） 低速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14 mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=5mm，由于低速级大齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L7’-8=19.5 mm，d7-8=50mm。

根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下：

6.5中间轴的校核：
1) 中间轴的各参数如下：
=122.0375N·m =181.856r/min =2.3239kW
2) 中间轴上的各力：
低速级小齿轮：Ft1=3844.1790N Fr1=1420.7542N Fa1=687.6465N d1=63.4921
高速级大齿：Ft2=1022.1324N Fr1=385.1495N Fa1270.7271N d2=252.4137
3）绘制轴的计算简图
水平面（H）

铅垂面（V平面）：

弯矩图：

6.6 校核轴的强度
（1）计算支反力

（2）计算弯矩

（3）合成弯矩

（4）计算扭矩

减速器单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力，取系数α=0.59，则

（5）计算弯矩

判断危险截面：
由计算弯矩图可见，C剖面处得计算弯矩最大，该处得计算应力为：，查表轴的材料为45号钢调质，可知：
七．键联接的选择及计算
键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用平键联接。
7.1键的选择
取中间轴段的普通平键进行说明，具体结构：

据中间轴尺寸d=46mm，由[3]P144表5-73中查得键尺寸：键宽b=14 mm,键高h=9mm,由轴毂宽B=50mm并参考键的长度系列，取键长L=32mm，选圆头普通平键（A型）。
7.2键的校核
键与轮毂键槽的接触高度k等于0.5h =4.5mm,键的工作长度=L-b=12 mm，由[3]P143表5-72，由于键承受轻微冲击，许用挤压应力，取中间值=110，可知： 90.1873

该平键联接的强度是足够的。按照同样的方法选择其它键，具体主要参数如下：

轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸b×h
键长 L
键的标记
宽度b
深度
公称尺寸b
极限偏差
轴 t
榖 t1
一般键联接
轴N9
榖JS9
>22～30
8×7
50
键 C8×50 GB1096-2003
8
0
0.018
4
3.3
-0.036
-0.018
>38～44
12×8
32
键 12×32 GB1096-2003
12
0
0.0215
5
3.3
-0.043
-0.0215
>50～58
16×10
45
键 16×45 GB1096-2003
16
0
0.0215
6
4.3
-0.043
-0.0215
>38～44
12×8
70
键 C12×70 GB1096-2003
12
0
0.0215
5
3.3
-0.043
-0.0215

八． 滚动轴承的选择及计算
轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。
与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。
8.1轴承的选择与结构设计
由于转速较高，轴向力又比较小，主要承受径向载荷，故选用深沟球轴承。下面以中间轴为例初选轴承型号为6208型。：
根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。轴承具体结构如下
8.2轴承的校核
（1）轴承的固定方式为全固式，故轴向外载荷F全部由轴承1承受具体如下图：
1
2
R1
R2
FA

（2）轴承的校核
以中间轴为例
由[2]P117表12-5查得Cr = 29500N ，=18000N，[2]P159表8-151.0，对于球轴承3
计算当量动载荷P：
装轴承处的轴径 D=40mm （中间轴上有两个齿轮）
低速级小齿轮 Ft1=3862.0920N，Fa1=758.6007N, Fr1=1431.9950N,
高速级大齿轮 Ft2=986.7112N, Fa2=228.6145N, Fr2=368.5798 N
则 =
插值法求的e=0.2259 ，Y=1.408

计算当量动载荷
h〉12000h
即所选轴承满足工作要求。
具体参数如下表。

轴承型号系列
基本尺寸
安装尺寸
d
D
B
da
6207
35
72
17
42
6208
40
80
18
47
7210C
50
90
20
57

九． 联轴器的选择及计算
联轴器是连接两轴和回转件，在传递运动和动力过程中使他们一同回转而不脱开的一种装置。联轴器还具有补偿两轴相对位移、缓冲和减振以及安全防护等功能.
9.1联轴器的选择和结构设计
以输入轴为例进行联轴器的介绍：
根据所选电动机的公称直径38mm和设计所要求的机械特性选择弹性柱销联轴器。因其结构简单装配维护方便使用寿命长和应用较广。

9.2联轴器的校核
校核公式： =
查机械设计手册得，查表11-1得=1.5
=1.5 x24.3084=36.4626≤[T]
所以经校核后符合设计的要求，具体参数如下

型号
公称转矩
许用转矩
轴孔直径
轴孔长度
钢
J型
HL3
630
5000
30，32，35， 38
82
Hl4
1250
2800
40，42，45，48，50，55，56
112

十．箱体及附件的结构设计与选择
10.1确定减速器铸造箱体的结构尺寸
减速器箱体是用以支承轴系零件，保证传动件的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件，本系统箱体的主要尺寸如下表所示

名称
尺寸（mm）
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
8
地脚螺钉直径
15
地脚螺钉数目
6
轴承旁连接螺栓直径
8
箱盖、箱座连接螺栓直径
12
连接螺栓直径
10
连接螺栓通孔直径
11
连接螺栓数目
6
窥视孔盖螺钉直径
7
定位销直径
6.5
连接螺栓的凸缘尺寸C1、C2
18、14
箱座、箱盖上的肋板厚
8
底座凸缘尺寸C1、C2
25、23
外箱壁至轴承座端面的距离
45
大齿轮顶圆至箱壁的距离
12
齿轮端面距箱体内壁距离
12
箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度
12、12、20
减速器铸造箱体的结构尺寸

10.2视孔和视孔盖
为了便于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔用视孔盖盖住，视孔盖与上箱盖用螺钉连接，其下有密封垫，以防漏油或污物进入。具体尺寸参照《机械设计课程设计》表19-4如图所示：

图10-2

10.3通气器
因减速器运转时，会因为摩擦发热而使箱内温度升高、气体膨胀从而使箱内压强升高。为使含油受热膨胀气体能自由的排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体接合面、轴外伸处及其他缝隙漏出，应在视孔盖上设置通气孔。其具体尺寸详见装配图。

10.4起吊装置
起吊装置有吊环螺钉、吊耳、吊钩等，供搬运减速器之用。吊环螺钉（或吊耳）设在箱盖上，通常用于吊运箱盖，也用于吊运轻型减速器；吊钩铸在箱座两端的凸缘下面，用于吊运整台减速器。

10.5油面指示器的确定
油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等。其中，带有螺纹的游标尺结构简单，在减速器中应用较多。油标上有两条刻度线，分别表示最高油面和最低油面的位置。检查油面高度时拔出油标尺，以尺上油痕判断油面高度。其结构尺寸参照《机械设计课程设计》表19-12如图所示。

10.6放油孔和螺塞
放油孔应设置在箱座内底面最低处，能将污油放尽。在油孔附近应做成凹坑，以便为了更换减速器箱体内的污油聚集而排尽。平时，排油孔用油塞堵住，并用封油圈以加强密封。螺塞直径可按减速器箱座壁厚2或2.5倍选取。

10.7起盖螺钉
减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开。为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。

10.8定位销的确定
为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时候的位置精度，箱盖与箱座需用两个圆锥销定位。定位削孔是在减速器箱盖与箱座用螺栓联接紧固后，镗削轴承座孔之前加工的。

十一.设计小结
经过四个星期的努力, 我们自己动手设计了一个机械装置（减速器），终于将机械设计课程设计做完了.在这次设计过程中, 第一阶段进行各类零件的计算、校核与尺寸定位的时候，因感觉时间紧迫，为了节省时间，我是一边进行设计一边编写计算说明书的。到进行轴的设计的时候，突然发现自己定的很多尺寸未能考虑到装配的因素，导致很多尺寸都不对。因此又花了很多的时间来修改。
在编制设计说明书的时候需要大家一起讨论查表来确定数据。尤其是在查表方面，我们在图书馆里面借来了好多的关于机械设计书籍和手册，翻阅了大量的书籍来找我们需要的装置，比如电动机装置的确定等。整个设计过程下来，给我感触最深的就是查表与画图。几乎每一个零件都需要通过查表确定尺寸，同时对于重要零件还要进行相应的强度、寿命的校核。仅此一个课程设计我几乎将大学三年以来与机械有关的所有书籍全都找了出来，可以说这两个星期的设计过程让我系统的复习了三年来所学的机械知识。对于我们的专业有了更进一步地了解与感悟。而画图过程，可以说是最为复杂，最为辛苦的一个阶段。在整个画图过程中通过与小组同学的交流，很多以前忽视的小问题都被找了出来，通过多次的修改，最终完成了整个装配图的绘制。
虽然我们大家一次一次的遇到困难，但是我们还是通过查阅书籍和网上浏览资料，来克服这些困难。通过这次设计，我觉得我们应该好好 学习我们的专业知识，这样才能熟练的运用机械方面的知识。当然我们要重视画图工具，尤其是我们机械常见的Auto CAD这个软件是要好好的练习一下。在画图过程中发现自己好多的用法都忘了，还需要加强。总的来说，我们小组没人都为这次课程设计做出了很大的努力。并且也学到了好多知识。

十二.参考文献
[1] 濮良贵，陈庚梅主编.机械设计教程，第二版.西安：西北工业大学出版社，2003年2月
[2] 唐增宝，常建娥主编.机械设计课程设计，第3版.武汉：华中科技大学出版社，2006年4月
[3]机械设计课程设计；王洪、刘杨主编 银金光主审；北京交通大学出版社。
[4]第八版 机械设计；濮良贵 纪名刚主编；高等教育出版社。
[5]机械原理；朱理主编；高等教育出版社。
[6]第二版 互换性与测量技术基础 ；徐学林主编； 湖南大学出版社。
[7]工程制图；赵大兴主编；工高等教育出版社。
[8] 周凤云主编.工程材料及应用，第二版.武汉：华中科技大学出版社，2002年11月
[9] 孙开元，李长娜主编.机械标准图样AutoCAD2