单级圆柱齿轮减速器课程设计

                                    

设计题目：单级圆柱齿轮减速器

姓    名：  

学    院：  

专业班级：  

学    号:   

指导老师： 

设计任务书………………………………………………2

电动机的选择……………………………………………4

总传动比及各级传动比、参数的确定…………………6

传动零件的设计计算……………………………………7

轴、轴承的设计计算……………………………………12

联接键的选择与校核……………………………………22

联轴器的选择……………………………………………23

减速器的润滑……………………………………………24

附  录……………………………………………………25

设计心得…………………………………………………27

课程设计说明书

——单级圆柱直齿轮减速器

一、设计任务书

（1）工作条件：用于胶带运输的单级圆柱齿轮减速器，传送带允许的速度误差为±5%。双班制工作，有轻微振动，批量生产。

（2）原始数据：运输带曳引力F=3.5KN；

运输带速度  V=1.3(m/s)；

滚筒直径D=350mm；

使用年限：5年。

（3）基本设计图：

（4）设计目的、任务与要求：

、课程设计的目的

机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的最后一个教学环节，是对学生进行的第一次较为全面的设计训练，其目的是：

1、培养学生综合运用学过的理论知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力；

2、学习掌握机械设计的一般方法，了解简单机械传动装置的设计步骤和设计方法；

3、熟悉和使用设计资料、手册、标准和规范；

4、为未来的专业设计和毕业设计打下基础。

、课程设计的内容

机械设计基础课程设计题目为通用机构的传动装置设计，机械设计基础课程设计题目及设计参数见设计题目清单。

课程设计内容：

A、电动机的选择；

B、传动装置运动和动力参数的确定和计算；

C、主要零件的设计计算；

D、减速器装配图和零件工作图的绘制；

E、设计说明书的编写。

设计工作量：

A、减速器装配图         1张（0号）；

B、主要零件工作图       2张（1个齿轮和1根轴）；

C、设计说明书           1 份。

二、电动机选择

1、计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×1.3/（π×350）

=70.94r/min

2、滚筒轴所需输入的功率：

3、传动装置的效率：

η总=η带×η2滚动轴承×η齿轮×η联轴器×η滑动轴承

     

4、确定电动机功率：

   η总

5、电动机转速的确定：

对于此一级减速器查机械设计手册得：

V带传动比I1=2~4，圆柱齿轮传动比I2=3~6，总传动比理时范围为Ia=6~24。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（6~20）×70.94=425.~1702.56（r/min）

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

6、确定电动机型号

首先综合考虑选择Y系列三相交流异步电动机。再根据以上参数有以下几组符合要求;

方案	型号	额定功率	转速		电机质量
			同步	满载
（1）	Y132 S-4	5.5 KW	1500 r/min	1440 r/min	68 KG
（2）	Y132 M2-6	5.5 KW	1000 r/min	960 r/min	84 KG
（3）	Y160 M2-8	5.5 KW	750 r/min	720 r/min	119 KG

综合考虑选择方案（2）即：

（2）

Y132 M2-6

5.5 KW

1000 r/min

960 r/min

84 KG

三、总传动比及各级传动比、参数的确定

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/70.94=13.53

2、分配各级传动比

取V带传动比iV=3（V带i=2~4合理）

I齿轮=i总/iV=13.53/3=4.51（齿轮i=3~6合理）

3、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=960（r/min）

n=nI/i带=960/3=320 (r/min)

n=n/i齿轮=320/4.51=70.95 (r/min)

4、计算各轴的输入功率（KW）

P=P电机= 5.5（KW）

P=P×η带=5.5×0.94=5.17（KW）

P=P×η轴承×η齿轮=5.17×0.99×0.96

                 =4.91（KW）

5、计算各轴扭矩（N·m）

TI = 9550×P/n=9550×5.5/960

= 54.7（N·m）

TI=9550×PI/nI=9550×5.17/320

=154.3 (N·m)

TI=9550×PI/nI

=9550×4.91/70.95

  =660. (N·m)

四、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

查课本表13-8知

       kA=1.2

PC=KAP=1.2×5.17=6.204（KW）

又∵=960（r/min）

∴由课本图13-15知选用B型V带

（2）确定大小带轮基准直径，并验算带速

小带轮基准直径d1 =112~140mm 并且

dmin =125mm，

   则取dd1=140mm>dmin

   dd2 =n1/n2·d1 （1-ε）

=3*140*（1-0.02）=411.6mm

取dd2=420（mm）

实际带速V=πn1d1/dd2=7.04 m/s

可知带速V在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定V带基准长度Ld，中心距a

1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

1.7(140+420)≤a0≤2×(140+420)

   所以有：392mm≤a0≤1120mm

   暂选a0 =800mm

则L0=2a0+π/2*(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0

 =2×800+1.57(140+420)+(420-140)2/（4×800）=2504.15（mm）

查表（13-2）取Ld=2500mm

可知：

a≈a0+Ld-L0/2=800-(2504.15-2500)/2

            =798mm

(4)   验算小带轮包角α1

α1=1800-（dd2-dd1 ）/a×57.30

   =1800-（420-140）/798×57.30

    =159.90>1200（适用）

（5）  确定带的根数

根据课本

∵ n1=960 r/min，d1=140mm

∴查表知 P0=2.08 KW

另外可知传动比i=3，得：

         △P0=0.30 KW

由α1 =159.90             得：

Kα=0.95     KL=1.03

得

Z=PC/P’=PC/[(P1+△P1)KαKL ]

 =6.204/[(2.08+0.30) ×0.95×1.03]

 =2.7

所以带取三根。

(6)计算轴上压力FQ

查得q=0.17kg/m，

则单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×6.204/（3×7.04）×(2.5/0.95-1)+0.17×7.042]N

  =248.1 N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×248.1sin(160/2)

=1466 N

  (7)   带轮相关参数：

大带轮：

由于D>400，故采用椭圆轮辐式

查机械设计手册知;

带宽B=63mm，轮毂长=65mm,

带轮最小内径dmin=32mm。

2、齿轮传动的设计计算

  （1）选择齿轮材料及精度等级

由于传动比i=4.51，故而可以采用直齿轮

由于传递扭矩、功率不高，所以齿轮可以采用软齿面齿轮，即I类齿轮。小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用45号钢，调质，齿面硬度220HBS；根据设计手册选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm 

查课本表11-1得：

对于小齿轮：σHlim1 =724，  σFE1 =597

对于大齿轮：σHlim2 =567，  σFE2 =427

最小安全系数选一般安全度：

SH=1.1，     SF=1.25

（2）许用接触应力[σH]：

[σH]= σHlim/SH

[σH]1=σHlim1/SH=724/1.1Mpa

=658.2 Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=567/1.1Mpa

=515.5 Mpa

(3) 许用弯曲应力[σF]

[σF]= σFE /SF

[σF]1=σFE1 /SF=597/1.25 Mpa

=477.6  Mpa

[σF]2=σFE2 /SF =427/1.25 Mpa

=341.6  Mpa

   (4)按齿面接触疲劳强度设计

有本题要求知可以有微小振动，

取载荷系数K=1.1，  齿宽系数φd =0.83

小齿轮转矩T1=154.3 N·m    ZE=188.0

因为所选齿轮是标准齿轮，所以ZH=2.5

又已知i=u=4.51

  ∴由 d1≥ 

 得小齿轮最小直径：

d1≥

≈70.1

∴d2 ≥d1 ·i =70.1*4.51=316.2

∴其中心距a≥（70.1+316.2）/2=193.2mm

由机械设计手册一级齿轮传动标准中心距查表得;

a可以取265mm。

●模数的确定：

由机械设计手册I类齿轮检验公式得：

m≈0.015*a=3.95mm

综合考虑取模数m=5mm；

∵ 齿轮传动比 i =4.51     a =265mm

∴

●齿数的确定：

      

查机械设计手册可知小齿轮齿数范围为;

，所以齿数设计合理。

●实际传动比及其齿轮尺寸：

   

   综合可知实际总的传动比为;

I总 =4.57*3=13.7

所以可知此时n筒=70.，误差μ=（70.94-70.）/70.94=0.4%<5%

可知误差在控制范围内，所以合理

齿轮尺寸;

     a=265mm

 (5)校核齿轮弯曲强度

取齿宽系数φd =0.8  

则    

查课本知齿形系数YFa和应力修正系数YSa：

YFa1=2.6            YSa1=1.63

YFa2=2.19           YSa2=1.83

σF1=(2kT1 YFa1 YSa1/bm2Z1)

  =(2*1.1*1.543*105*2.6*1.63)/(75*32*30)

  =74MPa<[σF]1

σF2 =σF1·YFa2 YSa2 /YFa1 YSa1

      =83.77MPa<[σF]2

故轮齿弯曲疲劳强度足够所以可知安全。

（6）齿轮的圆周速度

  

（7）齿轮外形的设计与确定

●由小齿轮的分度圆直径可知小齿轮选用实心式，齿宽B1=85mm，轮毂长L1=88mm

●大齿轮同理查手册可知选用腹板式，齿宽B2=79mm， 轮毂长L2=82mm。

五、轴、轴承的设计计算

(一) 高速轴的设计计算

1、分析题目设计轴的大致外形如下图：

从左至右依次装配：带轮、轴承盖、轴承、挡油板、套筒、齿轮、轴环、挡油板、轴承。

直径分别为d1~d6，长度分别为L1~L6。

2、选用45#调质，硬度217~255HBS

3、按转矩初算轴径

根据设计手册例题，并查机械设计手册，取c=115，

d≥=115 (5.17/320)1/3mm=29.1mm

考虑有键槽且d<30，所以将直径增大7%，则

d=29.1×(1+7%)mm=31.1mm，

再综合前面带轮最小内径，

∴选d1=32mm。

4、轴的设计计算

（1）轴上零件的定位，固定和装配

  单级减速器中可将齿轮安排在箱体，相对两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定

●各段轴直径的确定：

由机械设计手册表5-1-4查知：

轴肩高度a=0.07~0.1d

∴综合考虑到此处的毛毡圈内径有标准值，所以取d2=32+6=38mm，

由于轴三、轴六固定轴承为标准件，

∴d6=d3=45mm，

d4=45+7=52mm，    d5=60mm

●各段轴长度的确定：

L1由带轮宽确定：L1=65-2=63mm；

L2轴装轴承盖，综合密封件毛毡圈查表可知轴承盖宽度为11mm，考虑方便轴承盖固定螺钉的拆装，取L2=50mm；

L3轴上面装轴承、挡油板、套筒，先大致取轴各段长、总长以及受力，初步按照工作总寿命选出轴承，由于受力较大，所以初选轴承为：深沟球轴承6309系列，其主要参数如下：

内径d	外径D	宽度B	额定动载荷Cr	额定静载荷Cor
45mm	100mm	25mm	40.8KN	29.8KN

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒与挡油板总长为16mm，另外有3mm的齿轮则可知：L3=25+16+3=44mm；

L4装齿轮，所以总长L4=88-3=85mm；

L5轴环由公式L5=1.4*轴肩高得L5=6mm；

由于要把轴承放置到箱体的中间，所以由对称可知L6=38mm。综合得到下表：

d1=32mm	L1=63mm
d2=38mm	L2=50mm
d3=45mm	L3=44mm
d4=52mm	L4=85mm
d5=60mm	L5= 6mm
d6=45mm	L6=38mm
L总 = 286mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=147mm

 (2) 轴的受力分析

1)齿轮部分受力：

①求分度圆直径：已知d1=95mm

②求转矩：已知T2=154.3N·m

③求圆周力：Ft

Ft=2T2/d1=154.3*103/95=3.21KN

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=3.21×tan200=1.17 KN

⑤轴向力=0.

2)轴受带轮的力

水平面上 F=1.466 KN.

3)轴的受力简图及弯矩、扭矩图如下：

4)轴的弯矩复合强度校核计算

垂直面内的计算（如图a，b）

轴承支反力：

Ft1=Ft2=Ft/2=1.605KN

由两边对称，知截面B的弯矩也对称。截面B在垂直面弯矩为

Mv=Ft1LAB=1.605×73.5=117.6 N·m

水平面内的计算（如图c、d）

考虑在水平面内受力最恶劣的情况如图（c）受力分析；

用材料力学方法可以求出：

由水平方向弯矩图（如图d）可求出：

MHr1=139.27 N·m

MHr2=26.46 N·m

合成计算

由以上可知A、B两点的合成弯矩可能最大

MA= MHr1 =139.27 N·m

N·m

考虑到A截面宽度MB 

所以可知A截面是危险截面

转矩：T=154.3 N·m   弯矩图（如图e）

转矩产生的应力按照脉动循环变化，则取α=0.6，则截面A处的当量弯矩：

Me=[MA2+(αT)2]1/2

=[139.272+(0.6×154.3)2]1/2=167.2 N·m

 (3)校核危险截面A的强度

∵ 所选材料是45号钢调质，查表可知

σB =650 MPa    进而查得【σ-1b 】=60 MPa

∴由公式得：

而此处d3=45mm，且此轴最小直径是32mm>31mm,所以也不用再校核最小直径处的强度。

∴该轴强度足够。

（4）、此轴轴承的校核

由已知条件知轴承的最小寿命 【Lh】>365*16*5=29200(h);

由前面可知用深沟球轴承6309系列

由前面轴的受力分析可知A处轴承的受力最大，所以校核A处轴承：

Ft1=1.605KN       Fr1=2.950KN

所以可知F1=

∵此轴受力只有径向力而无轴向力

∴可知X=1，Y=0

即可知其当量载荷P= F1 =3.4 KN

查表取温度系数ft=0.9（150℃）

载荷系数fp=1.1

可知Lh=

∴可知预期寿命可以达到，即轴承合理。

  （二）、低速轴的设计计算

1、分析题目设计轴的大致外形如下图：

从左至右依次装配：轴承、挡油板、轴环、齿轮、套筒、轴承、轴承盖、外伸连接联轴器段。

直径分别为d5~d0，长度分别为L5~L0。

2、选用45#调质，硬度217~255HBS

3、按转矩初算轴径

根据设计手册例题，并查机械设计手册，取c=111，

d≥=111 (4.91/70.95)1/3mm=45.4mm

考虑有键槽且d>30mm，所以将直径增大5%，则

d=45.4×(1+5%)mm=48mm，

∴选d0=48mm。

4、轴的设计计算

（1）轴上零件的定位，固定和装配

  单级减速器中可将齿轮安排在箱体，相对两轴承对称分布，并且注意与高速轴的配合，保证齿轮在中心平面上准确啮合，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定

●各段轴直径的确定：

由机械设计手册表5-1-4查知：

轴肩高度a=0.07~0.1d

∴d1综合考虑毛毡圈的内径标准值取d1=55mm，

由于轴二、轴五固定轴承为标准件，

∴d2=d5=60mm，

d3=68mm，    d4=78mm

●各段轴长度的确定：

L0由所选联轴器的长度所确定：因为直径为48mm，所以初选联轴器为弹性套柱销联轴器TL8，Y型孔径，所以查表知L0=112mm；

L1轴装轴承盖，综合密封件毛毡圈查表可知轴承盖宽度为11mm，考虑方便轴承盖固定螺钉的拆装，以及为了保证与高速轴的尺寸配合，所以取L1=50mm；

L2轴上面装轴承、挡油板、套筒，先大致取轴各段长、总长以及受力，初步按照工作总寿命选出轴承，由于受力较大，所以初选轴承为：深沟球轴承6012系列，其主要参数如下：

内径d	外径D	宽度B	额定动载荷Cr	额定静载荷Cor
60mm	95mm	18mm	24.5KN	19.2KN

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。另外考虑到要让齿轮与前面高速轴的齿轮准确的在水平面内啮合，并且在箱体中心位置，所以可知两轴承的跨距应该相等，即跨距为147mm，所以计算得L2=42.5mm；

L4装齿轮，所以总长L3=82-2=80mm；

L4轴环由公式L4=1.4*轴肩高得，L4=6.5mm；

由于要把轴承放置到箱体的中间，与L2同理由对称可知L5=36mm。综合得到下表：

d0=48mm	L0=112mm
d1=55mm	L1=50mm
d2=60mm	L2=42.5mm
d3=68mm	L3=80mm
d4=78mm	L4= 6.5mm
d5=60mm	L5=36mm
L总 = 327mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=147mm

 (2) 轴的受力分析

1)齿轮部分受力：

①圆周力Ft=3.21KN

②径向力Fr=1.17KN

③轴向力=0.

2)轴的受力简图及弯矩、扭矩图如下：

3)轴的弯矩复合强度校核计算

垂直面内的计算（如图f，g）

轴承支反力：

Ft1=Ft2=Ft/2=1.605KN

由两边对称，知截面B的弯矩也对称。截面B在垂直面弯矩为

Mv=Ft1LAB=1.605×73.5=117.6 N·m

水平面内的计算（如图h、j）

考虑在水平面内受力情况分析；

用材料力学方法可以求出：

MH=71*0.585=43 N·m

合成计算

由以上可知B点的合成弯矩最大

N·m

转矩：

由于齿轮传动比有所改变所以对应的转速变为n=70.r/min，对应转矩也发生改变：

T=9550*4.91/70.=663.8 N·m   弯矩图（如图k）

转矩产生的应力按照脉动循环变化，则取α=0.6，则截面B处的当量弯矩：

Me=[MB2+(αT)2]1/2

=[125.62+(0.6×663.8)2]1/2=416.7 N·m

 (3)校核危险截面A的强度

∵ 所选材料是45号钢调质，查表可知

σB =650 MPa    进而查得【σ-1b 】=60 MPa

∴由公式得：

而此处d2=60mm，且此轴最小直径是48mm>41mm,所以也不用再校核最小直径处的强度。

∴该轴强度足够。

5、此轴轴承的校核

由已知条件知轴承的最小寿命 【Lh】>365*16*5=29200(h);

由前面轴的受力分析可知A、B两处轴承的受力相同，选取校核B处轴承：

Ft1=1.605KN       Fr1=0.585 KN

所以可知F1=

∵此轴受力只有径向力而无轴向力

∴可知X=1，Y=0

即可知其当量载荷P= F1 =1.7 KN

查表取温度系数ft=0.9（150℃）

载荷系数fp=1.1

可知Lh=

∴可知预期寿命可以达到，即轴承合理。

六、联接键的选择及校核

取键的材料为45号钢，查课本表10-10知：

【σp】=110 MPa

（一）、高速轴上的键

1、与带轮相连键

轴径d1=32mm,   L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键b×h =  8×7  GB1096-79

查键长标准系列综合取键长l=56mm

由以上所求知：T=154.3N·m      校核键： (110Mpa)

所以可知此键满足要求。

2、高速轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d4=52mm  L4=80mm  T=154.3N·m

查手册     选A型平键

键b×h =  16×10  GB1096-79

查键长标准系列综合取键长l=70mm

σp=4T/dhl=4×154.3×1000/52×10×70

  =17Mpa<【σp】(110Mpa)

所以可知高速轴键设置合理。

（二）、低速轴键的校核计算

1、与齿轮联接用平键联接

轴径d3=68mm   L3=80mm   T=663.8N·m

查手册选用A型平键

键b×h =  20×10  GB1096-79

查键长标准系列综合取键长l=63 mm   

校核：

σp=4T/dhl

=4×663.8×1000/68×12×63=52.25Mpa<【σp】

所以此键满足要求。

2、低速轴与联轴器相连的键的校核：

根据前面初选的联轴器为TL8,Y型轴孔系列，则

轴径d0=48mm   L0=112mm   T=663.8N·m

查手册选用C型平键

键b×h =  14×9  GB1096-79

查键长标准系列综合取键长l=100 mm   

校核：

σp=4T/dhl

=4×663.8×1000/48×9×100=61.2Mpa<【σp】

所以此键满足要求。

七、联轴器的选择

联轴器选择为TL8型弹性联轴器  GB4323-84

其主要参数如下：

型号	公称扭矩	需用转速	轴孔直径	轴孔长度（Y）
TL8	710	3000	48	112

与本减速器设计的各个参数对比可知满足要求。

八、减速器的润滑

1.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。润滑油牌号选用L-AN32;

   低速速齿轮浸入油里约为1个齿高但不小于10mm。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≤1.5～2m/s所以采用油脂润滑。润滑脂选用钠基润滑脂。

附录

主要尺寸及数据

●箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=12mm

箱盖凸缘厚度b1=12mm

箱座底凸缘厚度b2=20mm

地脚螺栓直径df=M24

地脚螺栓数目n=6

轴承旁联接螺栓直径d1=M16

联接箱盖、箱座螺栓d2的间距l=130mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=10mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=9mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=6.8mm

原始分配传动比为：i1=3    i2=4.51    

修正后     ：     i1=3    i2=4.57    

●齿轮的结构尺寸

小齿轮采用实心结构

大齿轮采用腹板式结构

齿轮z1尺寸

z=19    m=5  

ha=ha*m=1×5=5mm

    hf=( ha*+c*)3=(1+0.25)×5=6.25mm

    h=ha+hf=5+6.25=11.25mm

    da=d1＋2ha=95+2×5=105mm

    df=d1－2hf=95－2×6.25=82.5

齿轮z2的尺寸

    z2=87    m=5

    ha=ha*m=1×5=10mm       

hf=(1＋0.25)×2=6.25mm

    h=ha+hf=5+6.25=11.25mm

da=d2＋2ha=435＋2×5=445

df=d2－2hf=435－2×6.25=422.5     

设计心得

机械设计课程设计是机械原理与机械制造课程当中的最后一个环节也是一个重要环节的环节，通过了两周的课程设计使我从各个方面都受益匪浅，不论是在对于这门课程的理解认知层面，还是在做设计的思维方面都感觉有了质的飞跃，同时也较深刻的认识了机械设计的基本步骤，通过机械课程设计让我将以前学的相对、零散的零件知识有机的结合在了一起，对这门课程和机械制造行业也有了一个相对全面的认知。

由于这是我们第一次课程设计，在设计方面我们没有经验，理论知识学的比较零散，所以在设计中难免会出现这样那样的问题，如：刚开始做时根本就不知道从何下手；在做轴的设计的时候发现齿轮设计不合理；在校核轴承的时候发现所选轴承根本达不到要求；在画图的时候又发现轴各部分的长度设置有不利于箱体的对称布置等等问题。但我们遇到问题后没有放弃而是思考解决办法直到合理为止。因为我认为我们就是在不断地错误与修改的过程中真正学到属于自己的东西的。随着现在课程设计接近尾声，回首这十几天自己的收获，称之为在机械课程方面质的飞跃一点也不夸张。

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，由于这次设计是我们组五个同学同样的模型，所以在设计的过程中还培养出了我的团队意识，大家共同解决了许多个人想不到或很难解决的问题，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。另外，这次课程设计也同样激发了我们对研究的热情和拼搏精神，大家同一个宿舍的都齐心协力就一个问题讨论到深夜凌晨两三点也是习以为常的事情。虽然都感觉很累，但也有了心灵上的充实。

虽然本次设计是分组的，但由于所给数据不同，所以全部设计均是自己设计的，感觉学到了很多以前不知道的东西，对机械设计的国家标准也有了比较深刻的了解，也将理论知识应用到了实际中，通过这次设计之后，我想会对以后自己更好的设计、更全面的思考问题打下一个良好的基础。

由于这是我们首次做设计，也因为我们还对机械制造有些原则、流程和工艺不了解，所以难免出现所设计的减速器与制造层面不协调的现象存在，如在齿轮设计方面就没有全面的考虑到加工问题和传递功率的大小而轻易的定了齿轮副的中心距，和齿轮的模数，导致齿轮最终加工成本的无谓提高和齿轮的无谓增大。这也是我在整个设计中最大的考虑不周到的地方。但我认为这是我们首次的机械课程设计，失误与不足在所难免，学到知识，为以后的学习、设计工作打下坚实的基础才是这次课程设计的真正目的，所以我认为自己比较好的完成了为期两周机械课程设计。	F=3500N V=1.3m/s D=350mm N=5年 n滚筒=70.94r/min P筒需=4.55（KW） η总=0.84 Pd=5.4KW 电动机型号 Y132M2-6 i总=13.53 传动比分配： iV=3 I齿轮=4.51 nI =960（r/min） n=320 (r/min) n=70.95 (r/min) P = 5.5（KW） P=5.17（KW） P=4.91（KW）               TI = 54.7  N·m TI=154.3  N·m TI=660. N·m PC=6.204（KW） dd1=140mm dd2=420mm V=7.04 m/s 392mm≤a0≤1120mm 取a0=800 Ld=2500mm a=798 mm Z=3根 F0=248.1N FQ =1466N 大带轮尺寸： 带宽B=63mm 轮毂长=65mm 带轮最小内径dmin=32mm 小齿轮: σHlim1 =724 σFE1 =597 大齿轮： σHlim2 =567 σFE2 =427 [σH]1 =658.2 Mpa [σH]2 =515.5 Mpa [σF]1 =597/1.25 Mpa [σF]2 =341.6  Mpa a=265mm 模数m=5mm 实际传动比 YFa1=2.6 YSa1=1.63 YFa2=2.19 YSa2=1.83 σF1=74   MPa σF2 =83.77MPa 齿轮外形： 小齿轮实心式： B1=85mm L1=88mm 大齿轮腹板式： B2=79mm L2=82mm 轴承用深沟球轴承6309系列 d1=32mm
d2=38mm
d3=45mm
d4=52mm
d5=60mm
d6=45mm
L1=63mm
L2=50mm
L3=44mm
L4=85mm
L5= 6mm
L6=38mm

L总 = 286mm

轴支承跨距

L=147mm

Ft=3.21KN

Fr=1.17KN 

F=1.466 KN

Ft1=Ft2=1.605KN

Mv=117.6 N·m

MHr1=139.27 Nm

MHr2=26.46 N·m

MA

=139.27 N·m

MB

=126.69 N·m

T=154.3 N·m

Me=167.2 N·m

此轴轴承:

深沟球轴承6309

【Lh】>29200(h)

F1 =3.4KN

X=1，Y=0

P =3.4 KN

Lh=49214h

d0=48mm

低速轴轴承：

深沟球轴承6012系列

d0=48mm

d1=55mm

d2=60mm

d3=68mm

d4=78mm

d5=60mm

L0=112mm

L1=50mm

L2=42.5mm

L3=80mm

L4= 6.5mm

L5=36mm

轴承跨距：

L=147mm

Ft=3.21KN

Fr=1.17KN

Ft1=Ft2=1.605KN

Mv==117.6 N·m

MH=43 N·m

MB=125.6 N·m

T=663.8 N·m

Me=416.7 N·m

低速轴轴承校核

【Lh】>29200(h)

F1=1.7  KN

X=1，Y=0

P=1.7 KN

Lh=111826h

∴预期寿命足够

键的校核：

【σp】

=110 MPa

与带轮相连键

C型平键8×7

σp=43.9 MPa

与齿轮联键

A型平键16×10

σp=17Mpa

与齿轮联键

A型平键20×10

σp=52.25Mpa

与联轴器相连键

C型平键14×9

σp=61.2Mpa

联轴器

选择为TL8型弹性联轴器

减速器齿轮润滑

L-AN32润滑油

滚动轴承润滑

选用钠基润滑脂