机械设计课程设计
计算说明书
| 题 目： | 带式输送机传动系统设计 |
| 学 院： | 机电工程学院 |
| 班 级： | |
| 姓 名： | |
| 学 号： | |
| 指导教师： |
一、课程设计任务书 1
（一）设计目的 1
（二）设计题目 1
（三）设计内容 2
二、设计要求 2
三、设计步骤 2
（一）传动装置总体设计方案 3
（二）电动机的选择 3
（三）计算传动装置的总传动比、并分配传动比 4
（四）计算传动装置的运动和动力参数 4
（五）V带传动设计计算 5
（六）各级齿轮传动设计计算 7
1、减速器高速级齿轮的设计 7
2、减速器低速级齿轮的设计 11
3、四个齿轮的参数列表 15
4、验证两个大齿轮润滑的合理性 15
（七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核 16
1、初步确定轴的最小直径 16
2、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核 16
3、输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核 28
4、输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核 34
（八）箱体结构的设计 38
（九）润滑方式、润滑油牌号的选择及密封 39
（十）减速器附件的选择 40
四、设计总结 41
五、参考文献 42
六、致谢 42
| 设计内容 | 计算及说明 | 结果 | ||||
| 一、课程设计任务书 （一）设计目的 （二）设计题目：带式输送机传动系统设计 （三）设计内容 二、设计要求 三、设计步骤 （一）传动装置总体设计方案 1、本组设计数据：第4组数据 2、传动装置简图 （二）电动机的选择 1、选择电动机的类型 2、确定电动机功率 3、确定电动机的转速 （三）计算传动装置的总传动比 并分配传动比 1、传动装置的总传动比 2、分配传动装置的传动比 （四）计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 2、各轴输入功率 3、 各轴转矩 （五）V带的设计计算 1、确定计算功率 2、选择V带的带型 3、确定带轮基准直径d，并验算带速v 4、确定v带中心距a和基准长度 5、验算小带轮包角 6、计算单根v带的额定功率 7、计算带的概数z 8、计算单根V带的初拉力的最小值 9、计算作用在轴上的压轴力 （六）各级齿轮传动设计计算 1、减速器高速级齿轮的设计 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （2）按齿面接触强度设计 1）确定公式内的各计算数值 2）设计计算 （3）按齿根弯曲强度设计 1）确定计算参数 2）设计计算 （4）几何尺寸计算 1）计算中心距 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4）计算齿宽 5）结构设计 2、减速器低速级齿轮的设计 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （2）按齿面接触强度设计 1）确定公式内的各计算数值 2）设计计算 （3）按齿根弯曲强度设计 1）确定计算参数 2）设计计算 （4）几何尺寸计算 1）计算中心距 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4）计算齿宽 5）结构设计 3、四个齿轮的参数列表 4、验证两个大齿轮润滑的合理性 （七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核 1、初步确定轴的最小直径 2、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核 （1）中间轴上的功率，转速，转矩 （2）求作用在齿轮上的力 （3）轴的结构设计 2）拟定轴上零件的装配方案 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4）轴上零件的周向定位 5）确定轴上圆角和倒角尺寸 （4）求轴上的载荷 （5）计算支承反力 （6）画弯矩图 (7)画转矩图。 (8) 按弯扭合成应力校核轴的强度 (9) 精确校核该轴的疲劳强度 1）判断危险截面 2）V面的精确校核 3）面的精确校核 (10) 校核轴承寿命 1) 计算轴承的轴向力 2) 计算当量动载荷 3) 校核轴承寿命 （11）轴上键校核 3、输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核 （1）输出轴上的功率，转速，转矩 （2）求作用在齿轮上的力 （3）轴的结构设计 1）前面算得轴的最小直径 2）选联轴器 3）拟定轴上零件的装配方案 4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5）轴上零件的周向定位 6）确定轴上圆角和倒角尺寸 （4）求轴上的载荷 （5）计算支承反力 （6）画弯矩图 (7)画转矩图 (8) 按弯扭合成应力校核轴的强度 (9) 校核轴承寿命 1) 计算轴承的轴向力 （10）轴上键校核 4、输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核 （1）输入轴上的功率，转速，转矩 （2）求作用在齿轮上的力 （3）轴的结构设计 1）由前面算得轴的最小直径 2）拟定轴上零件的装配方案 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4）轴上零件的周向定位 5）确定轴上圆角和倒角尺寸 （4）求轴上的载荷 （5）计算支承反力 （6）画弯矩图 (7)画转矩图 (8) 按弯扭合成应力校核轴的强度 (9) 校核轴承寿命 1) 计算轴承的轴向力 2) 计算当量动载荷 3) 校核轴承寿命 （10）轴上键校核 （八）箱体结构的设计 （九）润滑方式、润滑油牌号的选择及密封 （十）减速器附件的选择 1、选择检查孔及检查孔盖 2、选择通气器 3、选择放油孔及放油螺塞 4、选择油面指示器 5、选择吊耳和吊钩 6、选择定位销 7、选择起盖螺钉 四、设计总结 | 一、课程设计任务书 （一）设计目的 1、提高零部件的设计计算能力； 2、熟悉查阅资料和设计手册； 3、综合运用前期课程的理论，进行一次理论联系实际的全面锻炼。 （二）设计题目：带式输送机传动系统设计 带式输送机传动系统简图如图1所示。 1—电动机 2—V带传动 3—减速器4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带 7—滑动轴承 图1 传动方案示意图 原始设计参数如表1所示。 表1 项 目 | 设 计 方 案 | ||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | ||
| 输送带曳引力F(N) | 3500 | 4200 | 4400 | 5400 | 5500 | |
| 输送带速度V(m/s) | 0.58 | 0.55 | 0.48 | 0.41 | 0.40 | |
| 鼓轮直径D1=D2(mm) | 450 | 400 | 350 | 320 | 380 | |
| 每天工作时数（h） | 16 | 16 | 16 | 16 | 16 | |
| 传动系统工作年限（y） | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | |
| 项 目 | 设 计 方 案 | |||||
| 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | ||
| 输送带曳引力F(N) | 3700 | 4000 | 4600 | 4800 | 5000 | |
| 输送带速度V(m/s) | 0.57 | 0.56 | 0.46 | 0.45 | 0.44 | |
| 鼓轮直径D1=D2(mm) | 430 | 420 | 340 | 335 | 330 | |
| 每天工作时数（h） | 16 | 16 | 16 | 16 | 16 | |
| 传动系统工作年限（y） | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | |
| 项 目 | 设 计 方 案 | |||||
| 11 | 12 | 13 | 14 | 15 | ||
| 输送带曳引力F(N) | 5200 | 5700 | 5900 | 3300 | 3000 | |
| 输送带速度V(m/s) | 0.43 | 0.37 | 0.36 | 0.60 | 0.62 | |
| 鼓轮直径D1=D2(mm) | 325 | 310 | 300 | 470 | 480 | |
| 每天工作时数（h） | 16 | 16 | 16 | 16 | 16 | |
| 传动系统工作年限（y） | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | |
（三）设计内容
1、基础计算部分
（1）电动机选择—根据电动机计算功率确定其型号、额定功率及满载转速。
（2）分配传动系统的传动比。
（3）运动参数计算—确定减速器各轴所传递的功率、转矩及转速。
2、V带传动设计计算。
3、各级齿轮传动设计计算。
4、轴的结构设计及校核计算（按弯扭合成应力校核各轴的强度，并对中间轴进行疲劳强度精确校核）。
5、滚动轴承的校核计算（预期额定寿命2年左右）。
6、联轴器的选择。
7、润滑方法及润滑油的选择。
二、设计要求
（一） 绘制减速器装配总图一张（M1:1 ，0号图纸或M1:2 ，1号图纸）。
（二）绘制中间轴大齿轮及输出轴零件工作图各一张（3号图纸）。
（三）编写设计计算说明书一份，按课程设计指导书要求的格式书写，并要求书写清晰工整。
三、设计步骤
（一）传动装置总体设计方案
1、本组设计数据：第4组数据
| 输送带曳引力F(N)： | 5400 |
| 输送带速度V/(m/s)： | 0.41 |
| 鼓轮直径D1=D2(mm)： | 320 |
| 每天工作时数（h）： | 16 |
| 传动系统工作年限（y）： | 10 |
2、传动装置简图如下：
1—电动机 2—V带传动 3—减速器4—联轴器
5—鼓轮 6—输送带 7—滑动轴承
（二）电动机的选择
1、选择电动机的类型
按已知工作要求和工作条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷三相笼型异步电动机。
2、确定电动机功率
查《机械设计课程设计》P18表2-4选取
：V带传动效率0.96；
：联轴器传动效率 0.993（弹性联轴器）；
：滚动轴承效率 0.995（球轴承）；
：齿轮传动效率 0.98（7级精度一般齿轮传动）。
工作装置所需功率：
电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率η：
电机所需的工作功率：
因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可。
查《机械设计课程设计》P327表8-184选取电动机额定功率
3、确定电动机的转速
卷筒轴作为工作轴，其转速为：
查《机械设计课程设计》P11表2-1,V带传动的传动比范围为，由P13表2-3，两级展开式圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为
查《机械设计课程设计》P327表8-184，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机，满载转速1430r/min的Y100L2-4型电动机，质量35kg, 其主要性能如下表：
电动机
| 型号 | 额定功 率kw | 满载转速 (r/min) | ||
| Y100L2-4 | 3 | 1430 | 2.2 | 2.2 |
（三）计算传动装置的总传动比 并分配传动比
1、传动装置的总传动比
2、分配传动装置的传动比
由，式中,，分别为带传动，高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，而，取,则:
，，。
（四）计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速
高速轴为I轴，中间轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为：
2、 各轴输入功率
按电动机所需的工作功率计算各轴输入功率：
3、 各轴转矩
电动机输出的转矩为：
将以上计算得到的运动和动力参数列表如下：
轴名
| 参数 | 电机轴 | 轴 | 轴 | 轴 | 工作轴 | ||
| 转速（r/min） | 1430 | 476.67 | 94.7233 | 24.4708 | 24.4708 | ||
| 功率（kw） | 2.485 | 2.3856 | 2.3262 | 2.2683 | 2.241 | ||
| 转矩（N•m） | 16.5956 | 47.7951 | 234.5274 | 885.2291 | 874.575 | ||
| 传动比i | 3 | 5.0322 | 3.8709 | 1 | |||
| 效率 | 0.96 | 0.9751 | 0.9751 | 0.988 | |||
1、确定计算功率
由《机械设计》P156表8-7，查的工作情况系数。计算功率
2、选择V带的带型
由 ，,查《机械设计》P157图8-11，选用A型带。
3、确定带轮基准直径d，并验算带速v
(1）初选小带轮的基准直径
由《机械设计》P155表8-6，A型带轮 ，由《机械设计》P157表8-8取小带轮基准直径 。
(2）验算带速V,
,故带速合适。
(3）计算大带轮的基准直径 ，由《机械设计》P157表8-8，圆整为,传动比误差为,符合条件。
4、确定v带中心距a和基准长度
(1）由于,
所以初步，
(2）带所需基准长度为
查《机械设计》P146表8-2选取基准长度，带长修正系数。
(3）计算实际中心距
中心距变化范围为：。
5、验算小带轮包角
，包角合适。
6、计算单根v带的额定功率
由，,查《机械设计》P152表8-4a得。
由，和A型带，查《机械设计》P153表8-4b得
△查《机械设计》P155表8-5得，又有，则=（P0+△P0）=（1.00+0.1684）×0.951× 1.01=1.1837kw
7、计算带的概数z
由《机械设计》P158公式8-26得
故选Z=3根带。
8、计算单根V带的初拉力的最小值
查《机械设计》P149表8-3可得,
故单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
应使带的实际初拉力
9、计算作用在轴上的压轴力
利用《机械设计》P159公式8-28可得:
压轴力的最小值为677.96N
（六）各级齿轮传动设计计算
1、减速器高速级齿轮的设计
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按图1所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
3）材料选择。由《机械设计》P191表10-1选择小齿轮材料为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，
大齿轮齿数取。
5）选取螺旋角。初选螺旋角
（2）按齿面接触强度设计
由《机械设计》P218公式10-21试算，即
1）确定公式内的各计算数值
选载荷系数
。
由《机械设计》P217图10-30，取区域系数
。
由《机械设计》P215图10-26，查得
,，
则。
小齿轮传递的转矩
。
由《机械设计》P205表10-7取齿宽系数
。
由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数
。
由《机械设计》P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
⑧由《机械设计》P206式10-13计算应力循环次数
⑨由《机械设计》P207图10-19查得接触疲劳寿命系数
，
⑩计算接触疲劳应力。取失效概率为1％，安全系数S=1，由《机械设计》P205式10-12得：
2）设计计算
试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：
计算圆周速度
计算齿宽b及模数
计算纵向重合度
计算载荷系数
查《机械设计》P193表10-2得载荷系数。
根据，7级精度，由《机械设计》 P194图10-8查得动载荷系数。由《机械设计》P196表10-4查得：，由《机械设计》P198图10-13查得。由《机械设计》P195表10-3查得。故载荷系数
。
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由《机械设计》P204式(10-10a)得
计算模数
（3）按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》P216式（10-17）
1）确定计算参数
①计算载荷系数
②根据纵向重合度，从《机械设计》P217图10-28查得螺旋角影响系数。
③计算当量齿数
④查取齿形系数
由《机械设计》P200表10-5查得
⑤查取应力校正系数
由《机械设计》P200表 10-5查得
⑥由《机械设计》P208图10-20C查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
⑦由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
，
⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》P205式10-12得：
⑨计算小、大齿轮的加以比较
大齿轮的数值较大。
2）设计计算
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，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由：
取，则,取
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距
将中心距圆整为163mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
4）计算齿宽
圆整后取；。
5）结构设计
小齿轮齿顶圆直径<16Omm且满足齿根圆到键槽底部的距离e<2,故小齿轮为齿轮轴结构。因大齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计。大小齿轮齿根圆直径为
大小齿轮齿顶圆直径为
绘制大齿轮零件图如下。
2、减速器低速级齿轮的设计
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按图1所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故仍选用7级精度（GB10095-88）。
3）材料选择。由《机械设计》P191表10-1选择小齿轮材料为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，
大齿轮齿数取。
5）选取螺旋角。初选螺旋角
（2）按齿面接触强度设计
由《机械设计》P218公式10-21试算，即
1）确定公式内的各计算数值
选载荷系数。
由《机械设计》P217图10-30，取区域系数
。
由《机械设计》P215图10-26，查得
,，
则。
小齿轮传递的转矩
。
由《机械设计》P205表10-7取齿宽系数
。
由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数
。
由《机械设计》P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
⑧由《机械设计》P206式10-13计算应力循环次数
⑨由《机械设计》P207图10-19查得接触疲劳寿命系数
，
⑩计算接触疲劳应力。取失效概率为1％，安全系数S=1，由《机械设计》P205式10-12得：
2）设计计算
试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：
计算圆周速度
计算齿宽b及模数
计算纵向重合度
计算载荷系数
查《机械设计》P193表10-2得载荷系数。
根据，7级精度，由《机械设计》 P194图10-8查得动载荷系数。由《机械设计》P196表10-4查得：，由《机械设计》P198图10-13查得。由《机械设计》P195表10-3查得。故载荷系数
。
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由《机械设计》P204式(10-10a)得
计算模数
（3）按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》P216式（10-17）
1）确定计算参数
①计算载荷系数
②根据纵向重合度，从《机械设计》 P217图10-28查得螺旋角影响系数。
③计算当量齿数
④查取齿形系数
由《机械设计》P200表10-5查得
⑤查取应力校正系数
由《机械设计》P200表 10-5查得
⑥由《机械设计》P208图10-20C查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
⑦由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
，
⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》P205式10-12得：
⑨计算小、大齿轮的加以比较
大齿轮的数值较大。
2）设计计算
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，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由：
取，则,取
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距
将中心距圆整为187mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
4）计算齿宽：
圆整后取；。
5）结构设计
因大齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计。
因此，大小齿轮齿根圆直径为
大小齿轮齿顶圆直径为
3、四个齿轮的参数列表如下表
齿轮
| 参数 | 高速级小齿轮 | 高速级大齿轮 | 低速级小齿轮 | 低速级大齿轮 |
| 旋向 | 右 | 左 | 左 | 右 |
| 齿宽B | ||||
| 轮毂L | ||||
| 材质 | 40Cr | 45钢 | 40Cr | 45钢 |
| 热处理 | 调质 | 调质 | 调质 | 调质 |
| 结构形式 | 实体式 | 腹板式 | 实体式 | 腹板式 |
| 硬度 | 280HBS | 240HBS | 280HBS | 240HBS |
齿轮
| 参数 | 高速级小齿轮 | 高速级大齿轮 | 低速级小齿轮 | 低速级大齿轮 |
| 模数 | 1.5 | 1.5 | 2 | 2 |
| 齿数Z | 35 | 176 | 37 | 144 |
| 压力角 | ||||
| 螺旋角 | ||||
| 分度圆直径 | ||||
| 齿顶圆直径 | ||||
| 齿根圆直径 |
4、验证两个大齿轮润滑的合理性
两个大齿轮直径分别为：
，
浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm，小于三个全齿高。斜齿轮4的全齿高：
即三个全齿高。
由图，验证可以知道，两个齿轮可以同时满足浸油条件。
（七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核
1、初步确定轴的最小直径
按《机械设计》P370式（15－2）初步计算轴的最小直径，选取I轴的材料为40Cr,选取II、III轴的材料为45钢,调质处理。根据资料1表15-3，取，于是得
三根轴的最小直径确定:
考虑到键对轴强度的削弱、轴承寿命的要求及联轴器对轴径的要求，将直径增大5%，则
2、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核
（1）中间轴上的功率，转速，转矩,由前面算得：
（2）求作用在齿轮上的力
已知第（）轴上高速级大齿轮分度圆直径
式中：——齿轮所受的圆周力，
——齿轮所受的径向力，
——齿轮所受的轴向力；
已知第（）轴上低速级小齿轮分度圆直径
式中：——齿轮所受的圆周力，
——齿轮所受的径向力，
——齿轮所受的轴向力；
（3）轴的结构设计
1）由前面算得轴的最小直径为
即为安装轴承处轴的最小直径。
2）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7007AC，其尺寸为
，
故；
②取安装大齿轮处的轴端的直径；大齿轮的左端与左轴承之间采用封油环定位。已知大齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。
③取安装小齿轮处的轴端的直径；大齿轮的右端与右轴承之间采用封油环定位。已知大齿轮轮毂的跨度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。
④取大齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则
至此，已初步确定了轴的各段和长度。
故各段轴直径的确定如表
| 位置 | 直径（mm） | 长度（mm） |
| 35 | 38.5 | |
| 40 | 51 | |
| 48 | 12 | |
| 40 | 81 | |
| 35 | 36 |
大齿轮的周向定位采用平键连接。按由《机械设计》P106表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，小齿轮与轴的连接，选用平键为，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
5）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》P365表15-2，取轴端圆角。各轴肩处的圆角半径见图。
（4）求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由《机械设计课程设计》P300表8-159，对于7007AC型角接触球轴承，。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距
（5）计算支承反力
在水平面上
在垂直平面上
轴承3的总支承反力：
轴承4的总支承反力：
（6）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面右侧：
a-a剖面左侧：
b-b剖面右侧：
b-b剖面左侧：
在垂直平面上，弯矩为
合成弯矩，a-a剖面右侧：
合成弯矩，a-a剖面左侧：
合成弯矩，b-b剖面右侧：
合成弯矩，b-b剖面左侧：
(7)画转矩图。
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
中间轴的弯矩图和扭矩图
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a是轴的危险截面。现将计算处的截面a处的、及的值列于下表。
| 载荷 | 水平面 | 垂直面 |
| 支反力 | ||
| 弯矩 | ||
| 总弯矩 | ||
| 扭矩 | ||
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由合成弯矩图和转矩图知，a处右侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故a截面为危险截面。由《机械设计》P373式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力
，因此，故安全。
(9) 精确校核该轴的疲劳强度
1）判断危险截面
从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面，，，处应力集中的影响接近，但截面处轴径也比，处轴径大。所以校核，截面就行了。由于截面处受力大些，所以需要校核左右截面。截面受较大的弯矩和扭矩，故也需校核截面。
2）V面的精确校核
①截面V左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧的弯矩为
截面上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》P362表15-1查得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由《机械设计》P40附表3-2查取。
因，，经插值可查得
，
又由《机械设计》P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为
，
故有效应力集中系数由《机械设计》P42式（附3-4）为
由《机械设计》P42附图3-2尺寸系数，又由《机械设计》P43附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由《机械设计》P44附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及，按《机械设计》P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为
由《机械设计》§3-1及§3-2得碳的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数 值，按《机械设计》P374式（15-6）~（15-8）则得
故可知其安全。
②截面V右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧的弯矩为
截面上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》P362表15-1查得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由《机械设计》P40附表3-2查取。
因，，经插值可查得
，
又由《机械设计》P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为
，
故有效应力集中系数由《机械设计》P42式（附3-4）为
由《机械设计》P42附图3-2尺寸系数，又由《机械设计》P43附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由《机械设计》P44附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及，按《机械设计》P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为
由《机械设计》§3-1及§3-2得碳的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数 值，按《机械设计》P374式（15-6）~（15-8）则得
故该轴在截面V右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。
3）面的精确校核
①截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧的弯矩为
截面上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》P362表15-1查得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由《机械设计》P40附表3-2查取。
因，，经插值可查得
，
又由《机械设计》P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为
，
故有效应力集中系数由《机械设计》P42式（附3-4）为
由《机械设计》P42附图3-2尺寸系数，又由《机械设计》P43附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由《机械设计》P44附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及，按《机械设计》P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为
由《机械设计》§3-1及§3-2得碳的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数 值，按《机械设计》P374式（15-6）~（15-8）则得
故可知其安全。
②截面右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧的弯矩为
截面上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》P362表15-1查得，， 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由《机械设计》P40附表3-2查取。
因，，经插值可查得
，
又由《机械设计》P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为
，
故有效应力集中系数由《机械设计》P42式（附3-4）为
由《机械设计》P42附图3-2尺寸系数，又由《机械设计》P43附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由《机械设计》P44附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及，按《机械设计》P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为
由《机械设计》§3-1及§3-2得碳的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数 值，按《机械设计》P374式（15-6）~（15-8）则得
故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。
(10) 校核轴承寿命
由《机械设计课程设计》P298表8-158查得7007AC轴承的
1) 计算轴承的轴向力
轴承3的总支承反力：
轴承4的总支承反力：
轴承3、4内部轴向力分别为
比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承3。
2) 计算当量动载荷
由且工作平稳，取，由《机械设计》P320式13-8a
3) 校核轴承寿命
轴承在以下工作，由《机械设计》P320表13-4查得
轴承3的寿命为
已知滚动轴承预期额定寿命2年，则预期寿命为
，故轴承寿命充裕。
（11）轴上键校核
计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取需满足
大齿轮的平键截面，长为，小齿轮的平键为，长为。
故键强度满足要求。
3、输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核
（1）输出轴上的功率，转速，转矩，由前面算得：
（2）求作用在齿轮上的力
已知第（I）轴上低速级大齿轮分度圆直径
式中：——齿轮所受的圆周力，
——齿轮所受的径向力，
——齿轮所受的轴向力；
（3）轴的结构设计
1）由前面算得轴的最小直径为
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
2）选联轴器
联轴器的计算转矩,查《机械设计》 P351表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取,则，
查《机械设计课程设计》，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器
与轴配合的毂孔长度。
3）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7013AC，其尺寸为
，
故。取
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7013AC型轴承的定位轴肩高度，因此取。
③取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用封油环定位。已知齿轮轮毂的跨度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。
④轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。
⑤取大齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，高速级大齿轮轮毂长度，则
至此，已初步确定了轴的各段和长度。
故各段轴直径的确定如表
| 位置 | 直径（mm） | 长度（mm） |
| 55 | 82 | |
| 62 | 50 | |
| 65 | 36 | |
| 77 | 60 | |
| 82 | 12 | |
| 70 | 76 | |
| 65 | 42.5 |
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由《机械设计》P106表6-1查得大齿轮平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
6）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》P365表15-2，取轴端圆角。各轴肩处的圆角半径见图。
（4）求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由《机械设计课程设计》P300表8-159，对于7013AC型角接触球轴承，。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距
（5）计算支承反力
在水平面上
在垂直平面上
轴承1的总支承反力：
轴承2的总支承反力：
（6）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面右侧：
a-a剖面左侧：
在垂直平面上，弯矩为
合成弯矩，a-a剖面右侧：
合成弯矩，a-a剖面左侧：
(7)画转矩图
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a是轴的危险截面。现将计算处的截面a处的、及的值列于下表。
| 载荷 | 水平面 | 垂直面 |
| 支反力 | ||
| 弯矩M | ||
| 总弯矩 | ||
| 扭矩 | ||
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由合成弯矩图和转矩图知，a处右侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故a截面为危险截面。由《机械设计》P373式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力
，因此，故安全。
绘制输出轴的零件图如下
(9) 校核轴承寿命
由《机械设计课程设计》P298表8-158查得7007AC轴承的
1) 计算轴承的轴向力
轴承1的总支承反力：
轴承2的总支承反力：
轴承1、2内部轴向力分别为
比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承1。
2) 计算当量动载荷
由,且工作平稳，取，由《机械设计》P320式13-9a
3) 校核轴承寿命
轴承在以下工作，由《机械设计》P320表13-4查得
轴承1的寿命为
已知滚动轴承预期额定寿命2年，则预期寿命为
，故轴承寿命充裕。
（10）轴上键校核
计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足
大齿轮的平键截面，长为，同样，半联轴器的平键为，长为。
故键强度满足要求。
4、输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核
（1）输入轴上的功率，转速，转矩，
由前面算得：
（2）求作用在齿轮上的力
已知第（I）轴上高速级小齿轮分度圆直径
式中：——齿轮所受的圆周力，
——齿轮所受的径向力，
——齿轮所受的轴向力；
（3）轴的结构设计
1）由前面算得轴的最小直径为
输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径。
2）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足带轮的尺寸关系，选，
②取轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离为：，故。
由，取
③初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7007AC，其尺寸为
，
故；
取，。
④已知小齿轮轮毂的跨度为60mm，故取。
⑤取小齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则
至此，已初步确定了轴的各段和长度。
| 位置 | 直径（mm） | 长度（mm） |
| 26 | 50 | |
| 30 | 50 | |
| 35 | 32 | |
| 40 | 94.5 | |
| 60 | ||
| 35 | 32 |
带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由《机械设计》P106表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
5）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》P365表15-2，取轴端圆角。各轴肩处的圆角半径见图。
（4）求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由《机械设计课程设计》P298表8-158，对于7007AC型角接触球轴承， 。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距
（5）计算支承反力
在水平面上
在垂直面上
轴承1的总支承反力：
轴承2的总支承反力：
（6）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧：
a-a剖面右侧：
在垂直平面上，弯矩为
合成弯矩，a-a剖面左侧：
合成弯矩，a-a剖面右侧：
(7)画转矩图
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a是轴的危险截面。现将计算处的截面a处的、及的值列于下表。
| 载荷 | 水平面 | 垂直面 |
| 支反力 | ||
| 弯矩 | ||
| 总弯矩 | ||
| 扭矩 | ||
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由合成弯矩图和转矩图知，a处右侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故a截面为危险截面。由《机械设计》P373式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力
前面已经选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由《机械设计》P362表15-1查得，因此，故安全。
(9) 校核轴承寿命
由《机械设计课程设计》P298表8-158查得7007AC轴承的
1) 计算轴承的轴向力
轴承6的总支承反力：
轴承5的总支承反力：
轴承5、6内部轴向力分别为
比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承6。
2) 计算当量动载荷
由,且工作平稳，取，由《机械设计》P320式13-9a
3) 校核轴承寿命
轴承在以下工作，由《机械设计》P320表13-4查得
轴承6的寿命为
已知滚动轴承预期额定寿命2年，则预期寿命为
，故轴承寿命充裕。
（10）轴上键校核
计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足
半联轴器的平键为，长为。
故键强度满足要求。
（八）箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。
机体结构有良好的工艺性，铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。
减速器机体结构尺寸如下：
| 名称 | 代号 | 尺寸 |
| 箱座壁厚 | 8 | |
| 箱盖壁厚 | 8 | |
| 箱座凸缘厚度 | 12 | |
| 箱盖凸缘厚度 | 12 | |
| 箱座底凸缘厚度 | 20 | |
| 箱座上的肋厚 | m | 7 |
| 箱盖上的肋厚 | m1 | 7 |
| 两级圆柱齿轮减速器中心距之和 | 350 | |
| 轴承旁连接螺栓直径 | M12 | |
| 轴承旁连接螺栓通孔直径 | 13.5 | |
| 轴承旁连接螺栓沉头座直径 | 26 | |
| 轴承旁凸台的凸缘尺寸 | 18 | |
| 16 | ||
| 上下箱连接螺栓直径 | M10 | |
| 上下箱连接螺栓通孔直径 | 11 | |
| 上下箱连接螺栓沉头座直径 | 22 | |
| 箱缘尺寸 | C1 | 16 |
| C2 | 14 | |
| 地脚螺栓直径 | M16 | |
| 地脚螺栓孔直径 | 17.5 | |
| 地脚螺栓沉头座直径 | 33 | |
| 底脚凸缘尺寸 | 22 | |
| 20 | ||
| 地脚螺栓数目 | 6 | |
| 轴承端盖螺钉直径 | M 8/ M 8/ M 10 | |
| 轴承端盖螺钉数目 | 4 | |
| 检查孔盖连接螺栓直径 | M8 | |
| 圆锥定位销直径 | 8 | |
| 减速器中心高 | 220 | |
| 轴承旁凸台高度 | 38 | |
| 轴承旁凸台半径 | 16 | |
| 轴承端盖外径 | 102/102/150 | |
| 轴承旁连接螺栓距离 | 102 | |
| 箱体外壁至轴承座端面的距离 | 40 | |
| 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 | Δ1 | 10 |
| 齿轮端面与箱体内壁间的距离 | Δ2 | 10 |
由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业闭式齿轮油（GB/T5903—1995），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68—80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SH0380—1992）。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。采用密封圈实现密封。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。
（十）减速器附件的选择
1、检查孔及检查孔盖：由于受集体内壁间距的，检查孔的大小选择为长150mm，宽120mm。盖板尺寸选择为长200mm，宽170mm。盖板周围分布4个M8×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。
2、通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在检查孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M24×1.5。
3、放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。
4、油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M20。
5、吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。
6、定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-2000 8×40。
7、起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×20。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个4mm长的圆柱。
四、设计总结
在设计过程中，通过大量查阅资料以及跟同学交流，我学到了很多相关知识，这些是在平时课堂上学不到的。我认识到上课的时间有限，老师也不可能更多展开的去讲这些知识，所以我们需要自己用时间去钻研学习。
我的设计中存在很多不完善、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我对于自己真正的能够设计出一个机器出来感到开心。人无完人，设计也是，没有完美，只有更完善。从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的：
第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。
第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。
第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。
另外，通过这次课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。
参考文献
1、《机械设计》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年
2、《机械设计课程设计》第三版 陈秀宁 施高义 编著 浙江大学出版社2007年
3、《计算机绘图》 管殿柱 主编 机械工业出版社2011年
4、《机械原理》 师忠秀 主编 机械工业出版社2012年
5、《工程图学基础》 张轩 管殿柱 主编 机械工业出版社2011年
致谢
在课程设计完成之际，我要特别感谢我的指导老师：王继荣老师的热情关怀和悉心指导。在我设计的过程中，倾注了大量的心血和汗水，在设计相关参数的选择、设计过程中应当注意事项和资料的收集等方面，我都得到了老师们悉心细致的教诲和无私的帮助，特别是他们广博的学识、深厚的学术素养、严谨的治学精神和一丝不苟的工作作风使我终生受益，在此表示真诚地感谢和深深的谢意。
| 在设计的过程中，通过与同学的交流，也得到了许多同学的宝贵建议、支持和帮助，在此一并致以诚挚的谢意。感谢所有关心、支持、帮助过我的良师益友。 | 选定Y100L2-4型电动机 V带选用A型 P0=1.0kw △P0=0.1684kw Z=3 两个齿轮可以同时满足浸油条件。 选用角接触球轴承7007AC 长为 长为 截面a是轴的危险截面 故安全。 故可知其安全。 故该轴截面V的强度满足要求 故可知其安全 故该轴截面的强度满足要求 ，故轴承寿命充裕。 故键强度满足要求。 选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 选择角接触球轴承7013AC 齿轮 长为 半联轴器 长为 截面a是轴的危险截面 故安全。 ，故轴承寿命充裕。 故键强度满足要求 选择角接触球轴承7007AC 带轮与轴的平键 长为 截面a是轴的危险截面 故安全 ，故轴承寿命充裕 故键强度满足要求 轴承的润滑方式选用脂润滑 润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB/T5903—1995） 轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SH0380—1992） 检查孔的大小选择为长150mm，宽120mm。盖板尺寸选择为长200mm，宽170mm。盖板周围分布4个M8×16的全螺纹螺栓 通气器选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M24×1.5。 选择放油螺塞规格为M20×1.5 油标尺型号选择为M20。 圆锥销型号选用GB117-2000 8×40 起盖螺钉规格为M10×22 |
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