机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置.docx

机械设计课程设计
计算说明书

题 目 设计带式运输机传动装置
专业班级 14机制1141
学 号
学生姓名
指导教师

2017年 1 月 6 日
机 械 与 动 力 工 程 学 院

机械设计课程设计任务书

学生姓名 黄俊 专业班级 14机制1141 学 号 2014111411109
题目 设计带式运输机传动装置
传动系统图：

原始数据：

运输带工作力矩T/NM
运输带工作速度
卷筒直径D/mm
620
0.9
360

工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为
要求完成：
1.部件装配图1张（A0）
2.零件工作图2张（齿轮轴和高速轴轴轴承端盖）。
3.设计说明书1份，6000-8000字。
开始日期 2016年12月5日 完成日期 2017年1月6日

机械设计课程设计

目 录

1 传动装置总体分析 1
1.1 原始数据 1
1.2 方案分析 1
2 电动机的选择及传动比的分配 2
2.1 电动机的选择 2
2.1.1 传动装置的总效率 2
2.1.2工作机所需的输入功率 2
2.1.3确定电动机转速 2
2.1.4确定电动机型号 3
2.2计算总传动比及分配各级的传动比 3
2.2.1总传动比 3
2.2.2分配各级传动比 3
2.3 传动装置的运动和动力参数计算 4
2.3.1各轴转速的计算 4
2.3.2各轴输入输出功率的计算 4
2.3.3各轴的输入输出转矩的计算 4
3 V带设计 6
3.1 确定带轮 6
3.1.1 确定计算功率P 6
3.1.2选取v带带型 6
3.1.3确定带轮的基本直径并验算带速v 6
3.2确定v带的中心距和基准长度 7
3.3 验算小带轮上的包角 7
3.4 计算带的根数Z。 7
3.5 计算单根v带初拉力的最小值 8
3.6计算压轴力 8
4 齿轮的设计 9
4.1高速级齿轮传动的计算设计 9
4.1.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 9
4.1.2按齿面接触疲劳强度设计 9
4.1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计 11
4.1.4几何尺寸计算 13
4.2 低速级齿轮传动的设计 13
4.2.1选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 13
4.2.2按齿面接触疲劳强度设计 14
4.1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计 16
4.1.4几何尺寸计算 17
5 轴的设计 20
5.1 输出轴的设计 20
5.1.1 求输出轴上的功率，转速，转矩 20
5.1.2 求作用在齿轮上的力 20
5.1.3初步确定轴的最小直径 20
5.1.4轴的结构设计 20
5.1.5轴的各段直径 21
5.1.6确定轴的各段长度 21
5.1.7轴上零件的周向定位 21
5.1.8输出轴的强度校核 22
5.1.9轴上键校核 23
5.1.10轴承寿命计算 21
5.2 高速轴的设计 23
5.2.1 求输出轴上的功率，转速，转矩 24
5.2.2 求作用在齿轮上的力 24
5.2.3初步确定轴的最小直径 24
5.2.4轴的结构设计 24
5.2.5轴的各段直径 25
5.2.6确定轴的各段长度 25
5.2.7轴上零件的周向定位 25
5.2.8输出轴的强度校核 25
5.2.9轴上键校核 26
5.2.10轴承寿命计算 27
5.3 中间轴的设计 27
5.3.1 求输出轴上的功率，转速，转矩 27
5.3.2 求作用在齿轮上的力 27
5.3.3初步确定轴的最小直径 28
5.3.4轴的结构设计 28
5.3.5轴的各段直径 28
5.3.6确定轴的各段长度 28
5.3.7轴上零件的周向定位 29
5.3.8输出轴的强度校核 29
5.3.9轴上键校核 30
5.3.10轴承寿命计算 30
6箱体的设计及其附件的选择 31
6.1 箱体的设计 31
6.2 润滑方式的选择 32
6.2.1高速级齿轮的圆周速 32
6.2.2滚动轴承的润滑 32
6.2.3齿轮的润滑 32
6.2.4密封方式选取 32
6.3 减速器附件的选择 32
设计小结 34
参考资料 34

3
机械与动力工程学院 2014级机械设计制造及其自动化专业

1 传动装置总体分析
1.1 原始数据
（1）运输带工作拉力 ；
（2）运输带工作速度 ；
（3）卷筒直径 ；
（4）工作寿命 10年单班制；
（5）工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动。
（6）传动系统图

图1-1
1.2 方案分析
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为二级圆柱齿轮减速器。
　　带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
　　齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长。本设计采用的是展开式两级圆柱斜齿轮传动。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低且传动效率高。
2 电动机的选择及传动比的分配
2.1 电动机的选择
2.1.1 传动装置的总效率

其中为工作机传动效率。为了计算电动机所需功率,需确定传动装置总功率η。
根据《课程设计》表12-8取 　,
设各效率分别为：、η1（V带传动效率）、η2（滚子轴承）、η3（闭式齿轮传动效率，精度为8级）、（齿式刚性联轴器效率），查表得：，，,。
则传动装置的总效率为：
=0.95×0.984×0.972×0.98=0.808
2.1.2工作机所需的输入功率
工作机所需要的有效功率为：
=；
电动机所需功率为： 。
2.1.3确定电动机转速
根据《课程设计》表2-1,,表2-2得,,,所以,电动机的转速为

2.1.4确定电动机型号
根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由《课程设计》查表19-1,得电动机的额定功率P＝7.5KW，电机型号有三种，现将三种方案列表如下

表1-1 三种电动机的数据比较

方案
电动机型号
额定功率（kw）
同步转速
（r min-1）
满载
（）
价格
Ⅰ
Y132M2-6
5.5
1000
960
中
Ⅱ
Y132S-4
5.5
1500
1440
便宜
Ⅲ
Y132S1-2
5.5
3000
2920
中
由上表可知方案更好，装置结构紧凑，因此选用方案Ⅰ。
确定电动机的外形及安装尺寸
根据课程设计表19-3列出Y132M2-6的外形尺寸如下表
表1-2 Y160-6的外形及安装尺寸
中心高
外形尺寸
底角安装尺寸
地角螺栓孔径
轴伸尺寸
装键部位尺寸
H
L×(AB／2)×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
515×140×315
216×178
12
38×80
10×33

2.2计算总传动比及分配各级的传动比
2.2.1总传动比

2.2.2分配各级传动比
根据《课程设计》表2-1带传动范围为2～4，取ID=2.67,则减速器传动比i=ia／ID=7.49
则由
式中 i1—高速传动比
i—减速器传动比

所以：i1=3.12,则减速级传动比i2=i／i1=2.40
2.3 传动装置的运动和动力参数计算
2.3.1各轴转速的计算

2.3.2各轴输入输出功率的计算

2.3.3各轴的输入输出转矩的计算

将各轴的运动和动力参数列于表2。

表1-2 各轴的运动和动力参数
轴名
转速(r/min)
转矩
（）
传动比
i
效率

电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
滚筒轴
960
360
115
48
48
99.2
99.2
295.6
672.5
646.6
2.67
0.931
3.12
0.950
2．40
0.950
1
0.960

3 V带设计
3.1 确定带轮
电动机功率P=5.5kw, 转速n=960r／min, 传动比i=2.67，单班制工作，有轻微震动。
3.1.1 确定计算功率
由《机械设计》表8-7查得工作情况系数，故

3.1.2选取v带带型
根据、由图8-11选用A型。
3.1.3确定带轮的基本直径并验算带速v
初选小带轮的基准直径。由《机械设计》表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径，取118mm；验算带速v；按《机械设计》式8-13验算带的速度 ；
因为5m/s<v<30m/s,故带速合适；计算带轮的基准直径；根据式8-15a，计算大带轮的基准直径；根据《机械设计》表8-8，圆整取dd=315mm.
3.2确定v带的中心距和基准长度
根据《机械设计》式8-20 初定中心距;
由式8-22计算带所需的基准长度

由《机械设计》表8-2选带的基准长度；
按式《机械设计》8-23计算实际中心距

由式8-24

得中心距的变化范围为594-681mm。
3.3 验算小带轮上的包角
。
3.4 计算带的根数Z。
计算单个v带的额定功率。由，查《机械设计》表8-4a得。
根据
查表《机械设计》8-5得，《机械设计》表8-2得，于是

计算v带的根数z

所以取五根。
3.5 计算单根v带初拉力的最小值
由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量,所以

应使带的初拉力。
3.6计算压轴力
压轴力的最小值为

4 齿轮的设计
4.1高速级斜齿轮传动的计算设计
输入功率5.12Kw,转速n=360r／min,传动比i=3.12,工作寿命10年（设每年工作300天），单班制工作。
4.1.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
（2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。
（3）材料选择 由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，平均硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。
（4）选小齿轮齿数， 则：取。
（5）初选螺旋角。
4.1.2按齿面接触疲劳强度设计

（1)确定公式内的各项数值
1）试选载荷系数
2）查《机械设计》表10-20选取区域系数
3）由式（10-21)计算接触疲劳强度用重合度

4）由式（10-23）可得螺旋角系数

5）小齿轮传递的转矩

6）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。
7）由表查得弹性影响系数
⑦查《机械设计》图10-21d，按齿面硬度查取齿轮接触疲劳强度极限
小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮接触疲劳强度极限。
⑧由式10-13计算应力循环次数

⑨查《机械设计》图10-19得接触疲劳寿命系数
⑩计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，
，

取较小值，MPa
(2)计算
①计算小齿轮分度圆直径
=56.854mm
②计算圆周速度v==
③计算齿宽b及模数

计算实际载荷系数
查《机械设计》表10-2得：使用系数；

根据、8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系数；
齿轮的圆周力

查《机械设计》表10-3得；
查表10-4调质小齿轮支承非对称布置、8级精度利用插值法计算得

查《机械设计》表10-13根据、
故载荷系数
⑦按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：

⑧计算模数mm
4.1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）确定计算参数
①试选
②根据式10-18

查《机械设计》图10-28得螺旋角影响系数
③计算当量齿数，
④查取齿数系数及应力校正系数
查表10-15得：，
⑤查《机械设计》图10-21C按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
小齿轮的弯曲强度极限
⑥查《机械设计》图10-18得弯曲疲劳寿命系数

⑦计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数

⑧计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大
（2）按大齿轮计算；

=

2，调整模数
1） 计算实际载荷系数前的数据准备：
圆周速度v
③计算齿宽b及模数

计算实际载荷系数
根据、8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系数；
齿轮的圆周力

查《机械设计》表10-3得；
查表10-4调质小齿轮支承非对称布置、8级精度利用插值法计算得

查《机械设计》表10-13根据、
故载荷系数
由式（10-13），可得按实际载荷系数算得齿轮模数
对比计算结果，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，故可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值，而按接触强度算得的分度圆直径=66.920mm。于是有
，
取
4.1.4几何尺寸计算
（1）中心距计算
将中心距圆整为140mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

由于值变化不大，故参数， k,不必再进行修正
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度，
圆整后取

（5）主要设计结论：齿数模数m=2mm，压力角=20，螺旋角=13729，变位系数为0，中心距a=140mm，齿宽，小齿轮用40Cr（调质），大齿轮45钢（调质），8级精度，，。
4.2 低速级齿轮传动的设计
4.2.1选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）材料选择同高速级齿轮等同，选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，平均硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。
（3）齿轮精度仍为8级。
（4）选小齿轮齿数， 则：取。
4.2.2按齿面接触疲劳强度设计

（1)确定公式内的各项数值
①试选载荷系数
②计算小齿轮传递的转矩
③查《机械设计》表10-6选取材料的弹性系数（大小齿轮均采用锻造）为
由式（10-21)计算接触疲劳强度用重合度

4）小齿轮传递的转矩

5）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。

⑦查《机械设计》图10-21d，按齿面硬度查取齿轮的接触疲劳强度极限
小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮接触疲劳强度极限。
⑧由式10-13计算应力循环次数

⑨查《机械设计》图10-19得接触疲劳寿命系数
⑩计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，
，

取小值，
(2)计算
①计算小齿轮分度圆直径
=91.352mm
②计算圆周速度v==
③计算齿宽b及模数

（2)计算实际载荷系数

1)由表10-2查得使用系数=1
2）根据v=0.55m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数=1.02
3）齿轮的圆周力=/=

查表10-3得出齿间配合系数
4）由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对非支承对称布置时得出齿向载荷分布系数得到实际载荷系数
⑦按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：

⑧计算模数
4.2.3、按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）确定计算参数
①试选
②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度重合度系数
③计算，
④查取齿数系数及应力校正系数
查表10-17得：，由表10-18得
⑤查《机械设计》图10-21C按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
小齿轮的弯曲强度极限
⑥查《机械设计》图10-18得弯曲疲劳寿命系数

⑦计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数

⑧计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大，所以取
（2）按小齿轮计算；

=
3调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备
3.1.1圆周速度v =2.423x24=60.240mm
v==
3.1.2 齿宽b=
宽高比:

2）计算载荷系数
3.2.1查《机械设计》表10-2得：使用系数；
根据、8级精度，查《机械设计》图10-8得动载系数；
3.2.23.2.3查《机械设计》表10-3得；
查表10-4调质小齿轮支承非对称布置、8级精度利用插值法计算得

查《机械设计》表10-13根据、
故载荷系数

3）由式（10-13）按实际的载荷系数校正所算得的齿轮模数：

计算模数
对比计算结果，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，故可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值，而按接触强度算得的分度圆直径=106.846mm。算出小齿轮模数，取
4.2.4几何尺寸计算
（1）分度圆直径
（2）中心距计算
（3）计算齿轮宽度，则
（4）主要设计结论：，模数m=3,中心距a=183.5mm，齿宽，小齿轮用40Cr（调质），大齿轮用45钢（调质），选用8级精

齿轮参数表格

高速级斜齿轮
低速级斜齿轮
高速级直齿轮
低速级直齿轮
模数
2
2
3
3
齿数
33
103
35
84
压力角
20°
齿顶高
2
2
3
3
齿根高
2.5
2.5
3.75
3.75
全齿高
5
5
6．75
6．75
分度圆直径
67.94
212.06
115
252
齿顶圆直径
71.94
216.06
121
258
齿根圆直径
62.94
207.06
109
246
中心距
140
183.5
螺旋角
13.729°

齿宽
75
68
120
115

5 轴的设计
5.1 输出轴的设计
5.1.1 求输出轴上的功率，转速，转矩
P=3.38KW =48/min =672.5N．m
5.1.2 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=252
而 F=5140.87N
F= F
5.1.3初步确定轴的最小直径
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，取，于是得。
输出轴的最小直径显然是安装联轴器出的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器轴径
根据联轴器的计算公式，查《机械设计》表14-1，取;则有
，查《机械设计》表17-2，选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm。
5.1.4轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

图5-1
（2）初步选择深沟球轴承
根据工作条件选用。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、标准精度等级的型号6011。其尺寸为
。
5.1.5轴的各段直径
半联轴器孔径ｄ１＝50ｍｍ；伸出来的轴径ｄ２＝5２ｍｍ；与滚动轴承连接的轴的直径ｄ３＝5５ｍｍ；箱体内轴的直径ｄ４＝６5ｍｍ；轴肩的轴径取ｄ５＝７5ｍｍ；与齿轮连接轴的轴径ｄ６＝６5ｍｍ；ｄ７＝55ｍｍ．
5.1.6确定轴的各段长度
根据根据轴向定位的要求确定轴的各段长度，取L7=45.5mm； L6=112mm；L5为轴肩宽度L5=10mm; L4=94.5mm；L3为安装深沟球轴承宽度，取L3=17mm；L2为联轴器到轴承距离L2=79mm；L1为比联轴器轴孔长度略长L1=114mm.
5.1.7 轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。根据由《课程设计》表14-24查得平键截面；同样，齿轮与轴的联接，选用平键为。

5.1.8 输出轴的强度校核

（1）根据已知受力进行受力分析如图
图5-2
（2）水平面支撑反力

（3）垂直面支撑反力

（4）水平面弯矩

（5）垂直面弯矩
（6）总弯矩
根据教材p246，单向运转，取
==MPa
查《机械设计》p368表14-3得[]=60MP
，此轴合理安全。
5.1.9 轴上键校核
键材料选择45钢，查《机械设计》表6-2得[σp]=110MPa
根据《机械设计》式6-1进行
σp=4000Thld=4000×67250011×97×65=52.25MPa
所以键符合要求
5.1.10 轴承寿命计算
根据指导书查得已选的深沟球轴承6011的额定动载荷
由上述可知=632.04N，=1239.50N，而且该轴只受径向力，当量动载荷P等于，可见轴承2所受力大于轴承1受力，所以只需算轴承2
根据教材p279取温度系数，载荷系数，ε=103
>24000=10年
5.2 高速轴的设计
5.2.1 高速轴上的功率，转速，转矩
=3.74KW =360/min =99.2N．m
5.2.2 求作用在齿轮上的力
已知该轴上斜齿轮的分度圆直径d=67.94mm
而 =2920.22N
= tanαncosβ=2920.22×tan20°cos13.729°=1094.13N
=tanβ=2920.22×tan13.729°=713.44N
5.2.3初步确定轴的最小直径
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，取，于是得。
5.2.4轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

图5-3
（2）初步选择角接触球轴承
根据工作条件选用。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、标准精度等级的型号7209。其尺寸为
。

5.2.5轴的各段直径
根据轴承宽度取ｄ１＝45ｍｍ，ｄ４＝６5ｍｍ；定位轴肩ｄ２＝52ｍｍ；为了加工方便ｄ３＝52ｍｍ；取ｄ５＝42ｍｍ；ｄ６＝35ｍｍ．
5.2.6确定轴的各段长度
根据根据轴向定位的要求确定轴的各段长度，取L1=18mm； L2=20mm；L3=,147mm; 齿轮宽度为75，L4=18mm；L5=18mm； L6=80mm.
5.2.7 轴上零件的周向定位
带轮与轴的周向定位采用平键连接。根据由《课程设计》表14-24查得平键截面；键长为76mm。
5.2.8 输出轴的强度校核
（1）根据已知受力进行受力分析如图

图5-4

（2）该轴还承受带轮对轴的径向力为Fd=1488N
所以水平面支撑反力
=1965.79 N

（3）垂直面支撑反力

（4）水平面弯矩
（5）垂直面弯矩
（6）总弯矩
根据教材p246，单向运转，取
=MPa
查《机械设计》p368表14-3得[]=60MP
，此轴合理安全。
5.2.9 轴上键校核
键材料选择45钢，查《机械设计》表6-2得[σp]=110MPa
根据《机械设计》式6-1进行
σp=4000Thld=4000×992007×72×35=30.28MPa
所以键符合要求

5.2.10 轴承寿命计算
根据指导书查得已选的角接触球轴承7209的额定动载荷
由上述可知Fr1=Fv12+FH12=1571.822+1543.322=2202.80N
Fr2=Fv22+FH22=1965.792+13772=2102.20N，轴向力
=713.44N，查《机械设计》表13-7，Fd=0.68Fr
Fd1=0.68×2208.80=1497.90N，
Fd2=0.68×2102.20=1429.50N，
Fd1<Fd2+Fa所以Fa1=Fd2+Fa=2142.94NFa2=Fd2=1429.50N
轴承当量动载荷P1和P1
Fa1Fr1=0.97>0.68 Fa2Fr2=0.68，查《机械设计》表13-5得
X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0。
查表13-6,轻微冲击，取fd=1.1则P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=1.1×0.41×2202.08+0.81×2142.94=3044.26N，P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.1×1×2102.20+0×1429.50=2312.42N
所以取大值P1进行验算寿命
根据教材p279取温度系数，载荷系数，ε=103
>24000=10年
轴承满足要求。
5.3 中间轴的设计
5.3.1 中间轴上的功率，转速，转矩
=3.56KW =115/min =295.6N．m
5.3.2 求作用在齿轮上的力
已知该轴上大斜齿轮和小直齿轮所受力与其啮合斜齿受力大小相同，方向相反。所以
Fr1=1094.13N，Fr2=1871.12N，Ft1=2920.22N，Ft2=5140.87N
5.3.3初步确定轴的最小直径
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，取，于是得。
5.3.4轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

图5-5
（2）初步选择角接触球轴承
根据工作条件选用。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、标准精度等级的型号7209。其尺寸为
。
5.3.5轴的各段直径
根据轴承宽度取ｄ１＝45ｍｍ，ｄ６＝45ｍｍ；为了加工方便ｄ３＝ｄ２＝ｄ５＝48ｍｍ；定位轴肩取ｄ４＝60ｍｍ．
5.3.6确定轴的各段长度
根据根据轴向定位的要求确定轴的各段长度，取L1=20mm； L2=22mm；L3=,118mm;，L4=10.5mm；L5=66mm； L6=45.5mm.
5.3.7 轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键连接。根据由《课程设计》表14-24查得平键截面；键长分别为63mm和115mm。
5.3.8 输出轴的强度校核
（1）根据已知受力进行受力分析如图

图5-6
（2）水平面支撑反力
=947.22N

（3）垂直面支撑反力
=2624.53N
403.88N

（4）水平面弯矩
，
（5）垂直面弯矩

（6）总弯矩
根据教材p246，单向运转，取
=MPa
查《机械设计》p368表14-3得[]=60MP
，此轴合理安全。
5.3.9 轴上键校核
键材料选择45钢，查《机械设计》表6-2得[σp]=110MPa
根据《机械设计》式6-1进行
σp1=4000Thld=4000×29560010×47×48=44.9MPa
σp2=4000Thld=4000×29560010×99×48=25.2MPa
所以键符合要求
5.3.10 轴承寿命计算
之前轴承寿命超20倍而载荷变化不大，易知寿命满足，轴承合格。

6箱体的设计及其附件的选择
6.1 箱体的设计
箱座壁厚：，取 。
箱盖壁厚：，取。
箱座、箱盖、凸缘的厚度：b=b1=,取b=b1=12mm
箱底座凸缘的厚度：b2=2.5，b2=20mm
箱座、箱盖的肋厚：取m=10mm
地脚螺钉的直径：
取df= 20mm；数目：n=6
轴承旁联接螺栓的直径：，d1=16；
箱盖、箱座联接螺栓的直径：，取d2=10 mm，间距
l=150~200mm
轴承盖螺钉的直径：，取d3=10 mm；
窥视孔盖板螺钉的直径：，d4=8mm;
定位销直径：d=10mm
轴承旁凸台的半径：
至箱外壁的距离：
至凸缘边缘的距离：。
外箱壁到轴承座端面的距离：=52mm。
齿轮顶圆与内箱壁距离：，取：=8mm。
齿轮端面与内箱壁距离：，取：=10mm。
轴承盖外径：（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。
高速轴：
中间轴：
低速轴：
6.2 润滑方式的选择
6.2.1高速级齿轮的圆周速
v==
所以，轴承采用脂润滑；高速级小齿轮处用封油盘。
6.2.2滚动轴承的润滑
采用脂润滑，并在靠近箱体内壁处加封油板。
6.2.3齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约为0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

6.2.4密封方式选取
选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定

6.3 减速器附件的选择
6.3.1通气器 由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M161.5
6.3.2油面指示器 选用油标尺，规格M12
6.3.3起吊装置 采用箱盖吊耳，箱座吊钩
6.3.4放油螺塞装置 选用外六角细牙螺塞及垫片M161.5
6.3.5窥视孔及视孔盖 选用板结构的视孔盖
6.3.6键的选择 选普A型通平键，铸铁键，所有齿轮与轴的联接中可采用此平键。

设计小结
这是我们大学的第一次课程设计，这次设计对我们大学所学知识是一次很好的考察和复习，为以后的专业课程设计和毕业设计做准备，同时对我们的能力也是一次很好的锻炼。最开始拿到这个题目是一头雾水，不知道如何下手，通过查取一些资料，对机械设计重新学习，终于对这个大作业有了整体的认识。选电机、设计齿轮、轴、箱体、画图，每一个过程对我来说都是一个大的提高。
写说明书和画图前后经历10多天，有时感叹这可真是一个大作业啊，其内容涉及广泛，包括机械设计基础、画法几何与工程制图、互换性与技术测量、AutoCAD的各方面知识。在设计的过程中，也出现了很多错误，比如再设计轴的结构过程中，真的是一改再改，图都画好了，但尺寸还是有误，所以屡经更改，煞费苦心。
初次做设计真的是一路上跌跌撞撞，千波万折，在设计过程中要兼顾到很多方面，而由于时间有限难免会有很多失误的地方，比如在设计高速轴的Ⅱ-Ⅲ段时，要考虑到轴承座的宽度，还有轴承盖的厚度等，而在设计时我还没有我还没有设计箱体，所以就很茫然的设计成30mm，但后来在画箱体时才发现30mm是不够的，于是又回头改零件图改说明书设计成50mm。我感受到了要把一件事做到面面俱到真的很难，这就是一个不断出错不断完善的过程。
总之，在课程设计中我学习了很多，要强调的是虽然我无数次的改正错误但还是存在很多问题，比如由于选的带传动比太小，导致最后的减速器结构尺寸也很大。还是得多积累经验。

参考资料
[1]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，陈国定主编，2013年5月第九版；
[2]《机械设计课程设计》，机械工业出版社，陆玉主编，2016年5月第四版；
[3]《机械设计课程设计手册》，国防工业出版社，张龙主编2006年5月第一版。
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