圆柱齿轮减速器课程设计感想[推荐]

第一篇：圆柱齿轮减速器课程设计感想[推荐]

齿轮减速器课程设计的感想

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。

通过两三个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，基本掌握了一般机械设计的过程，还培养了我们的基本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

一分耕耘一分收获，虽然两周的设计时间很紧迫，每天都要计算、画图到深夜，但是我们的收获也是很巨大的，相信这次的课程设计必将是我们走向成功的一个坚实基础。

在本次设计过程中得到了各位指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师们的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

第二篇：一级圆柱齿轮减速器

一、电动机的选择 1)选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2)选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=F•v=2.2×1.5=3.3 kW

i=0 从电动机到工作机传送带间的总效率为η。

η=η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^3×0.97^1×0.99^1×0.96^1=0.859

i=1 由《机械设计课程上机与设计》可知： η1：V 带传动效率 0.96 η2：滚动轴承效率 0.99(球轴承)η3：齿轮传动效率 0.97(7 级精度一般齿轮传动)η4：联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)η5：卷筒传动效率 0.96 所以电动机所需工作功率为：

Pd = Pw /η= 3.3/0.859=3.84 kW

i=2

式中：Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW； P w——工作机所需输入功率。kW；

η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。3)确定电动机转速

按推荐的传动比合理范围，V带传动≤(2～4)，一级圆柱齿轮传动≤5，两级圆柱齿轮传动为(5～40)。

因为 nw=v •60/(π•D)=(1.5×60)/(π×240)=119.37 r/min

i=3

nd=i•nw=(2～20)•119.37=(238.74～2387.4)r/min

i=4 所以电动机转速的可选范围为：(238.74～2387.4)r/min

i=5 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 1000 r/min

i=6 电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1).总传动比i为

i=nm/nw= 960/119.37=8.04

i=7 2).分配传动比

i=i0•i1=8.04

i=9

考虑润滑条件等因素，初定 i0——为V型带传动比 i1——为第一组齿轮传动比 i2——为第二组齿轮传动比 当为两级传动时：

i1=(1.3～1.4)•i2 取1.4，i0=2 当为一级传动时：

i1=i/i0

i0=3 所以经过计算以后可得：

i1=8.04/2=2.68

i=12(1).各轴的转速

电动机轴：nm=960 r/min

i=13 Ⅰ轴

：nⅠ=960/3=320 r/min

i=14 Ⅱ轴

：nⅡ=320/2.68=119.4 r/min

i=15 卷筒轴

：nw= nⅡ=119.4/1=119.4 r/min

i=18(2).各轴的输入功率

电动机轴： Pd=4 kW

i=19 Ⅰ轴

： PⅠ=Pd•η1•η2= 4×0.99×0.96=3.8 kW

i=20 Ⅱ轴

： PⅡ=PⅠ•η2•η3=3.8×0.99×0.97=3.65

kW

i=21 卷筒轴

： Pw= PⅡ•η2•η4=3.65×0.99×0.99=3.58

kW

i=24(3).各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td为：

Td=9550×Pd/nm=9550×4/960=39.79

N•m

i=25 电动机轴： Td=39.79

N•m

i=26 Ⅰ轴

： TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×3.8/320=113.41

N•m

i=27 Ⅱ轴

： TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×3.65/119.4=291.94

N•m

i=28 卷筒轴

： Tw=9550×Pw/nw=9550×3.58/119.4=286.34

N•m

i=31

三、V带设计 1)求计算功率Pc 查表得

Ka=1.2

i=32 故

Pc=Ka•Pd=1.2×3.84=4.61 kW

i=33 2)选V带型号

可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。根据Pc=1.2×3.84=4.61 kW

i=34

nd=960 n/min

i=35 查图查出此坐标点位于图中

A型带

i=36 所以现在暂选用

A型带

i=37 3)求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表 dl1应不小于75 mm

i=38 取(标准)dl1= 100 mm

i=39 dl2=nd/nⅠ•dl1•(1-ε)= 960/320×100×(1-ε)=294 mm

i=40 ε一般为0.02。查表得取(虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5%

i=41)取标准dl2=300 mm

i=42 4)验算带速v

v=π•dl1•nd/(60×1000)=π•100•960/(60×1000)=5.03 m/s

i=43 带速在5～25 m/s范围内，合适。5)求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距

a0=1.5•(dl1+dl2)=1.5•(100+300)=600 mm

i=44 取

a0=600 mm

i=45 符合a0=0.7•(dl1+dl2)～2•(dl1+dl2)。

L0=2•a0+π/2•(dl1+dl2)+(dl2-dl1)^2/(4×a0)=2•600+π/2•(100+300)+(300-100)^2/(4×600)=1844.99 mm

i=46 查《机械设计基础》表13-2，对所选的A型带

i=47 所以

Ld=2000 mm

i=48 则中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1844.99)/2=678

i=49 6)验算小带轮包角α1

α1=180°-(dl2-dl1)/a×57.3°=180°-(300-100)/678×57.3°=163.1°

i=50 此结果大于120°所以合适 7)求V型带根数z

z=Pc/((P0+ΔP0)•Ka•KL)

查表得查《机械设计基础》表13-3得

P0=1.14 kW

i=51 两轮之间的传动比i=dl2/(dl1•(1-ε))=300/(100•(1-0.02))=3.06

i=52 查表13-5得ΔP0=0.11

i=53 查表13-7得Ka=0.89

i=54 查表13-2KL=1.03

i=55 由此可得

z=4.61/((1.14+0.11)×0.89×1.03)=4.02

i=56 取 z=5

i=57 8)求作用在带轮轴上的压力FQ 查《机械设计基础》表13-1 得q=0.1 kg/m

i=58 故得单根V带的初拉力

F0=500•Pc/(z•v)•(2.5/Ka-1)+q•v^2=500•4.61/(5•5.03)•(2.5/0.89-1)+0.1×5.03^2=168.32 N

i=59 V型带的尺寸大小见表格3 作用在轴上的压力

FQ=2•z•F0•sin(α1/2)=2•5•168.32•sin(163.1°/2)=1664.93 N

i=60

四、齿轮的设计 1)齿轮1、2的设计

(1)选择材料及确定许用应力 因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合；小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa。取SF=1.25，SH=1(表11-5)取ZH=2.5，ZE=189.8（表11-4)

i=113 [σF1]=[σF2]=0.7•σFE1/SF=0.7×850/1.25=476 MPa

i=115 σH1]=[σH2]=σHlim1/SH=1500/1=1500 MPa

i=116(2)按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5

i=117 齿宽系数Φd=0.6

i=118 初选螺旋角

β=15° 齿数

取z1=30

i=119 则z2=2.68×30=80.4

i=120 取z2=80

i=121 齿形系数

Zv1=z1/((cos 15°)^3)=30/((cos 15°)^3)=33.29

i=122 Zv2=z2/((cos 15°)^3)=80/((cos 15°)^3)=88.77

i=123 查图11-8得YFa1=2.5

i=124 YFa2=2.22

i=125 由图11-9得YSa1=1.63

i=126 YSa2=1.61

i=127 因YFa1•YSa1/[σF1]=2.5×1.63/476=0.0086

i=128 YFa2•YSa2/[σF2]=2.22×1.61/476=0.0075

i=129 故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮1

i=130 法向模数 mn≥((2•K•TⅠ•YFa1•YSa1•(cosβ)^2)/(φd•(z1)^2•[σF1]))^(1/3)=((2•1.5•113.41•2.5•1.63•(cos 14.81^2))/(0.6•(30)^2•476))^(1/3)=2.2392973446735 mm

i=131 由表4-1取mn=2.25 mm

i=132 中心距

a=mn•(z1+z2)/(2•cosβ)=2.25•(30+80)/(2•cos 15°)=128.115427325748 mm

i=133 取 a=128 mm

i=134 确定螺旋角

β=arccos(mn•(z1+z2)/(2•a))=arccos(2.25•(30+80)/(2•128 mm))=14.81°

i=135 齿轮分度圆直径

d1=mn•z1/cosβ=2.25•30/cos14.81°=69.82 mm

i=136

d2=mn•z2/cosβ=2.25•80/cos14.81°=186.19 mm

i=137 齿宽

b=φd•d1=0.6•69.82=41.89 mm

i=138 取

b1=40 mm

i=139 b2=30 mm

i=140(3)验算齿面接触强度 将各参数代入式(11-8)得

σH=ZE•ZH•ZB•(2•K•TⅠ•(i1+1)/(b1•d1^2•i1))^(1/2)=189.8×2.5×(cos)14.81^(1/2)×(2×1.5•113.41•(2.68+1)/(40•69.82^2•2.68))^(1/2)=722.16

MPa≤[σH1]

i=141 所以安全。

(4)齿轮的圆周速度

v1=π•d1•nⅠ/(60×1000)=π•69.82•320/(60×1000)=1.17 m/s

i=142 对照表11-2，选8级精度是合宜的。

i=143

五、轴的设计

1)轴Ⅰ的设计

i=198 圆周力： Ft1=2TⅠ/d1=2×113.41/0.06982=3248.64 N

i=200 径向力： Fr1=Ft1•tanα=3248.64•tan20°=1223.04 N

i=201 轴向力： Fa1=Ft/cos 20°=3248.64/cos 20°=859 N

i=202 2)初步确定轴Ⅰ的最小直径

材料为45钢，正火处理。根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•(PⅠ/nⅠ)^(1/3)=110×(3.8/320)^(1/3)=25.1 mm

i=203 由于键槽的影响，故最小直径为：26 mm

i=204 显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴Ⅰ的最小最小直径d1=38 mm

i=205 根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=76 mm

i=206 3)轴Ⅰ的结构设计

(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=46.5 mm

i=207(2).初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d2=46.5 mm

i=208 查手册选取单列角接触球轴承7011AC

i=209 其尺寸为d×D×B=55×90×18 mm

i=210 故

d3=d7=55 mm

i=211 故

l7=B=18 mm

i=212(3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=59 mm

i=213 故 l4=38 mm

i=214 由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d5=67 mm

i=215 则d6=59 mm

i=216 则l6=10 mm

i=217(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l2=73 mm

i=218(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=40 mm

i=219 至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图1

i=220 4).轴Ⅰ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=98 mm

i=221 取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=120 mm

i=222 取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=49 mm

i=223(1).求垂直面得支撑反力图1-a F1v=(Fr1*L3-Fa1•d1/2)/L=(1223.04×0.049-859•0.06982/2)/0.098=305.52 N

i=224 F2v=Fr1-F1v=1223.04-305.52=917.52 N

i=225(2).求水平的支撑反力图1-b F1H=Ft1•L3/L=3248.64•0.049/98=1624.32 N

i=226 F2H=Ft1-F1H=3248.64-1624.32=1624.32 N

i=227(3).V型带拉力产生的支撑反力图1-c F1F=FQ•(L2+L)/L=1664.93×(0.12+0.098)/0.098=3703.62

N

i=228 F2F=F1F-FQ=3703.62-1664.93=2038.69

N

i=229(4).绘垂直面得弯矩图图1-d Mav=F2v•L3=3703.62-1664.93=44.96

N•m

i=230 M'av=F1v•(L-L3)=305.52×(0.098-0.049)14.97

N•m

i=231(5).绘水平面的弯矩图图1-e MaH=F1H•L3=1624.32×0.049=79.59 N•m

i=232

M'aH=F1H•(L-L3)=1624.32•(0.098-0.049)=79.59

N•m

i=233(6).带轮拉力产生的弯矩图图1-f M1F=FQ•L2=1664.93•0.12=199.79 N•m

i=234 MaF=F2F•L3=2038.69•0.049=99.9

N•m

i=235(7).求合成弯矩图图1-g 考虑到最不利的情况。

Ma=(Mav^2+MaH^2)^(1/2)+MaF=(44.96^2+79.59^2)^(1/2)99.9=191.31

N•m

i=236 M'a=(M'av^2+M'aH^2)^(1/2)+MaF=(14.97^2+79.59^2)^(1/2)99.9=181

N•m

i=237 M1=M1F=199.79

N•m

i=238 所以危险截面为：轴承1

i=239(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为 Me=(M^2+(α•TⅠ)^2)^(1/2)取α=0.6.可得：

Me=(199.79^2+(0.6×113.41)^2)^(1/2)=211.06

N•m

i=240(9).计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则 d≥(Me/(0.1•[σ_1b]))^(1/3)=(211.06/(0.1×60))^(1/3)=32.77 mm

i=241 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故 d≥1.05×32.77=34.41 mm

i=242 查看草图说明当初估算的直径是合理。

i=243 5).轴Ⅱ的设计

i=244 圆周力： Ft2=2TⅡ/d2=2×291.94/0.18619=3135.94 N

i=245 径向力： Fr2=Ft•tanα=3135.94•tan20°=1180.61 N

i=246 轴向力： Fa2=Ft/cos 20°=3918.66/cos 20°=1042 N

i=247 6)初步确定轴Ⅱ的最小直径

材料为45钢，正火处理。根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•(PⅡ/nⅡ)^(1/3)=36 mm

i=248 由于键槽的影响，故最小直径为：42 mm

i=249 显然最小值的轴颈肯定是安在联轴器(取标准)故轴Ⅱ的最小直径d7=42 mm

i=250 根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l7=84 mm

i=251 7)轴Ⅱ的结构设计

(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d6=42 mm

i=252(2).初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d6=42 mm

i=253 查手册选取单列角接触球轴承7012AC

i=254 其尺寸为d×D×B=60×95×18

i=255 故

d5=d1=60 mm

i=256 故

l1=B=18 mm

i=257(3).由齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=64 mm

i=258 故 l4=28 mm

i=259 由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d3=72 mm

i=260 故 d2=64 mm

i=261 故 l2=16 mm

i=262(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l6=83 mm

i=263(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l5=45 mm

i=264 至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图2

i=265 8).轴Ⅱ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=99 mm

i=266 取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=134 mm

i=267 取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=49.5 mm

i=268(1).求垂直面得支撑反力图2-a F3v=(Fr2•L3-Fa2•d2/2)/L=(1180.61×0.0495-829×0.18619/2)/0.099=-189.25 N

i=269 F4v=Fr2-F3v=1180.61--189.25=1369.86 N

i=270(2).求水平的支撑反力图2-b F3H=Ft2•L3/L=3918.66×0.0495/0.099=1567.97 N

i=271 F2H=Ft2-F3H=3918.66-1567.97=1567.97 N

i=272(3).V型带拉力产生的支撑反力图2-c F3F=Fw•L2/L=2200×0.134/0.099=2977.78 N

i=273 F4F=F3F+Fw=2977.78+2200=5177.78 N

i=274(4).绘垂直面得弯矩图图2-d Mbv=F4v•L3=1369.86×0.0495=67.81 N

i=275 M'bv=F3v•(L-L3)=-189.25×(0.099-0.0495)=-9.37 N•m

i=276(5).绘水平面的弯矩图图2-e MbH=F4H•L3=1567.97×0.0495=-9.37 N•m

i=277 M'bH=F3H•(L-L3)=1567.97×(0.099-0.0495)=77.61 N•m

i=278(6).带轮拉力产生的弯矩图图2-f M4F=Fw•L2=2200×120,134=294.8 N•m

i=279 MbF=F3F•(L-L3)=2977.78×(0.099-0.0495)=147.4 N•m

i=280(7).求合成弯矩图图2-g 考虑到最不利的情况。

Mb=(Mbv^2+MbH^2)^(1/2)+MbF=(67.81^2+77.61^2)^(1/2)+147.4=250.46 N•m

i=281 M'b=(M'bv^2+M'bH^2)^(1/2)+MbF=(-9.37^2+77.61^2)^(1/2)+147.4=226 N•m

i=282 M4=M4F=294.8 N•m

i=283 所以危险截面为：轴承4

i=284(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为 Me=(M^2+(α•TⅡ)^2)^(1/2)取α=0.6.可得：

Me=(294.8^2+(0.6×291.94)^2)^(1/2)=342.91 N•m

i=285(9).计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则 d≥(Me/(0.1•[σ_1b]))^(1/3)=(342.91×1000/(0.1×60))^(1/3)=38.52 mm

i=286 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故 d≥1.05×38.52=40.45 mm

i=287 查看草图说明当初估算的直径是合理。

i=288

六、滚动轴承的校核

i=376 轴承的预计寿命L'H=48000 h

i=378 1)轴承1、2的计算

(1).计算径向反力和轴向反力 FR1=F1v=305.52 N

i=379 FR2=F2v=917.52 N

i=380 由初步选定的角接触球轴承7011AC

i=381，轴承内部的轴向力Fs=0.68•Fr Fs1=0.68•FR1=0.68•305.52=207.75 N

i=382 Fs2=0.68•FR2=0.68•917.52=623.91 N

i=383 FA1=Fs1=207.75 N

i=384 FA2=Fs1+Fa=207.75+859=1066.75 N

i=385(2).计算轴承1、2的当量动载荷

由《机械设计基础》表16-11 查得e=0.68

i=386 FA1/Fr1=207.75/305.52=0.68

i=387 FA2/Fr2=1066.75/917.52=1.16

i=388 查表16-11 可得X1=1

i=389 Y1=0

i=390 X2=0.41

i=391 Y2=0.87

i=392 故 当量动载荷为：

P3=X1•Fr1+Y1•FA1=1•305.52+0•207.75=305.52 N

i=393 P2=X2•Fr2+Y2•FA2=0.41•917.52+0.87•1066.75=1304.26 N

i=394(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为305.52小于1304.26

i=395 故即为径向当量动载荷的依据为P2

i=396 根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5

i=397 工作温度正常，查表16-8的ft=1

i=398(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷

Cr2=fp•P2/ft•(60•n•Lh/1000000)^(1/3)=1.5•1304.26/1•(60•320•48000/1000000)^(1/3)=19038.65 N

i=399 查表得所选的轴承Cr=35.2 kN

i=400 因为小于Cr,所以所选的轴承适用。

i=401(5).轴承寿命的计算

已知ε=3 LH2=1000000/(60•n)•(fp•C/(fp•p))^3=1000000/(60•320)•(1•35.2/(1.5•1304.26))^3=303361.5 h>48000 h

i=402 所以寿命是合格的。

i=403 2)轴承3、4的计算

(1).计算径向反力和轴向反力 FR3=F3v=189.25 N

i=404 FR4=F4v=1369.86 N

i=405 由初步选定的角接触球轴承7012AC

i=406，轴承内部的轴向力Fs=0.68•Fr Fs3=0.68•FR3=0.68•-189.25=128.69 N

i=407 Fs4=0.68•FR4=0.68•1369.86=931.5 N

i=408 FA3=Fs4+Fa=931.5+829=1760.5 N

i=409 FA4=Fs4=931.5 N

i=410(2).计算轴承3、4的当量动载荷

由《机械设计基础》表16-11 查得e=0.68

i=411 FA3/Fr3=1760.5/-189.25=-9.3

i=412 FA4/Fr4=931.5/1369.86=0.68

i=413 查表16-11 可得X3=1

i=414 Y3=0

i=415 X4=1

i=416 Y4=0

i=417 故 当量动载荷为：

P3=X3•Fr3+Y3•FA3=1•-189.25+0•1760.5=-189.25 N

i=418 P4=X4•Fr4+Y4•FA4=1•1369.86+0•931.5=1369.86 N

i=419(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为-189.25小于1369.86

i=420 故即为径向当量动载荷的依据为P4

i=421 根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5

i=422 工作温度正常，查表16-8的ft=1

i=423 所以(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷

Cr4=fp•P4/ft•(60•n•Lh/1000000)^(1/3)=1.5•1369.86/1•(60•119.4•48000/1000000)^(1/3)=14395.71 N

i=424 查表得所选的轴承Cr=36.2 kN

i=425 因为小于Cr,所以所选的轴承适用。

i=426(5).轴承寿命的计算

已知ε=3 LH4=1000000/(60•n)•(fp•C/(fp•p))^3=1000000/(60•119.4)•(1•36.2/(1.5•1369.86))^3=763251.74 h>48000 h

i=427 所以寿命是合格的。

i=428

七、键的设计

1).轴Ⅰ键的设计

i=480(1).带轮键的设计

已知轴径d=38 mm

i=482 轮毂长度L=76 mm

i=483 查手册，选A型平键，其尺寸为b=10 mm

i=484 h=8 mm

i=485 L= 56 mm

i=486 σp= 4•T/(d•h•l)=4×113410/(38×8×56)=26.65 MPa

i=487

查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

(2).齿轮1键的设计

已知轴径d=59 mm

i=496 轮毂长度L=38 mm

i=497 查手册，选A型平键，其尺寸为b=18 mm

i=498 h=11 mm

i=499 L= 28 mm

i=500 σp= 4•T/(d•h•l)=4×113410/(59×11×28)=24.96 MPa

i=501 查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

2).轴Ⅱ键的设计

i=503(1).齿轮2键的设计

已知轴径d=64 mm

i=504 轮毂长度L=28 mm

i=505 查手册，选A型平键，其尺寸为b=18 mm

i=506 h=11 mm

i=507 L= 18 mm

i=508 σp= 4•T/(d•h•l)=4×291940/(64×11×18)=92.15 MPa

i=509 查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

(2).联轴器键的设计

已知轴径d=42 mm

i=511 轮毂长度L=84 mm

i=512 查手册，选A型平键，其尺寸为b=12 mm

i=513 h=8 mm

i=514 L= 70 mm

i=515 σp= 4•T/(d•h•l)=4×291940/(42×8×70)=49.65 MPa

i=516

查手册的[σp]=110MPa,因为σp小于[σp]，故键符合强度要求。

八、箱体结构的设计

1).减速箱的尺寸见表格5。

i=540 2).减速器说明

i=488 i=502 i=510 i=517

1.减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖式结构为了保证齿轮佳合质量。1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 大于40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3 ∀ 3.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.4.对附件设计

A 视孔盖和窥视孔：

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8 紧固。B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油,放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。F吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。

i=542

第三篇：兰州工业学院一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。1、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）、电动机功率选择： ①传动装置的总效率： =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率： =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW。⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速： =（60×v）/（2π×D/2）=（60×2）/（2π×0.2）=96r/min 由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速 1440r/min。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。2 ,计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15（2）、分配各级传动比： 根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）=15/5=3 3、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速（r/min）=960r/min =1440/3=480(r/min)=480/5=96(r/min)⑵计算各轴的功率（KW）电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m =9550×4.138/96 =411.645N•m =9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数： =5×20=100，所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用 齿数比： u=i 取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°； 则 h *m=3，h）m=3.75

h=（2 h）m=6.75，c= c 分度圆直径：d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 指导书取 φ 齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm，b 齿顶圆直径：d）=66，d 齿根圆直径：d）=52.5，d）=295.5 基圆直径： d cos =56.38，d cos =284.73(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算 1、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据指导书并查表，取c=110 所以 d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 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中央，相对两轴承对称分布，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大筒定位，则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d =25mm，L =（1.5～3）d，所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 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。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L =（2+20+55）=77mm III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.=d=35mm，L =T=18.25mm，取L Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm 1 长度与右面的套筒相同，即L Ⅴ段直径：d =50mm.，长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径：d =41mm，L Ⅶ段直径：d =35mm，L ＜L3，取L 2、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110 =110×(2.168/76.4)=38.57mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则 d =42mm

L = 50mm

L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L

四、滚动轴承的选择 1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。根据轴径d =42mm，L =65mm 查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56 2、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45 3、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50 4、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖 主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计 1、挡圈 ：GB886-86 查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58 2、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D 3、角螺塞 M18 × 1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11 目录

一、设计说明书目录………………………………………1

二、机械零件课程设计任务书……………………………2

三、机械传动装置设计……………………………………3

1、确定传动方案………………………………………3

2、选择电动机…………………………………………4

3、计算传动装置总传动比并分配各级的传动比……5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数……………6

四、传动零件的设计计算…………………………………7

1、皮带轮传动的设计计算……………………………7

2、减速器齿轮传动设计计算…………………………9

3、轴的设计计算………………………………………11

五、传动装置零件图及装配图……………………………13

1、总体设计简图………………………………………13

2、一级齿轮减速器装配图……………………………14

3、齿轮减速器零件图…………………………………16

二、机械零件课程设计任务书

1、时间：2009年6月8日至2009年6月19日

2、设计题目：带式输送机传动装置设计及电动机选择

3、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空 载起动；使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%；输送带效率η=0.94-0.96;工作环境为室内，环境温度30°左右；小批量制 造。

4、输送机应达到的要求： 输送带的拉力F=3000N 输送带速度V=2.8m/s 输送带滚筒直径D=380mm

5、完成设计任务工作量： ①设计说明书一份 ②带式输送机传动方案简图 1张 ③齿轮减速器总装图1张 ④齿轮减速器零件图2-3张

三、机械传动装置设计

1、确定传动方案

（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限

10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差±5％。

（2）原始数据：工作拉力F=3000N；带速V=2.8m/s；滚筒直径D=380mm。

2、选择电动机

（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率选择： ① 传动装置的总效率：η总

=η带×η轴承2×η齿轮×η联器

= 0.95×0.992×0.97×0.99= 0.89 ② 电机所需的工作功率：P0 = FV/1000η总= 3000×2.8/（1000×0.89）=8.8KW 选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1~1.3）P0=8.8（1~1.3）=8.8~11.44查表2-1取Pm=11。③ 确定电动机滚筒转速：n筒 = 60×1000V/πD

= 60×1000×2.8/（3.14×380）= 140r/min

按指导书P10表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减

速器传动比范围 I a’ =3~5。取V带传动比I1’ =2~4，则总传动比理时范围为I a’ =6~20。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~20）×140=840~2800r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有

三种传动比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min ④

确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机

型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：P=11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。

3、计算机械传动装置总传动比并分配各级的传动比

（1）总传动比： i总=n电动/n筒=1460/140=10.4（2）分配各级传动比 ①据指导书，取齿轮传动比：

i带=3 ② ∵i总=i齿轮×I带

∴i齿轮=i总/i带=10.4/3=3.5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数（1）计算各轴转速（r/min）：

n1（输入轴）= n电机=1460r/min n2（输出轴）= n1/i带=1460/3=487(r/min)n3（滚筒轴）= n2/i齿轮=487/3.5=139(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）：

P1（输入轴）

= P0η带＝8.8×0.95=8.36 KW

P2（输出轴）= P1×η带=8.36×0.95=7.9KW

P3（滚筒轴）= P2×η轴承×η齿轮=7.9×0.99×0.97=7.6KW（3）计算轴扭矩（N·mm）：

T0（电机轴）= 9.55×106P0/n电动 = 9.55×106×8.8/1460 = 57562N·mm T1（输入轴）

= T0i带η带 = 57562×2.08×0.95

= 113743N·mm T2（输出轴）= T1i齿轮η轴承×η齿轮

=113743×5×0.99×0.97=546137N·mm

T3（滚筒轴）= T2×η轴承η联轴器 = 546137×0.99×0.99

=535269N·mm

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带截型

由课本表得：kA = 1.2 理论传递功率 P=11KW

Pc= KAP =1.2×11=13.2KW

由课本得：选用B型V带

②确定带轮基准直径，并验算带速

由机械基础课本得，推荐的小带轮基准直径为125~280mm，则取

dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=（1460/487）×160=480mm

查机械基础课本P228表9-8，取dd2=500mm

实际从动轮转速：n2’= n1dd1/dd2=1460×160/500

=467r/min

转速误差为：（n2-n2’）/n2 =（487－467）/487

= 0.04<0.05(允许)

带速V：

V = πdd1n1/60×1000 = π×160×1460/60×100 = 12.2m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。③确定带长和中心矩

1）根据机械基础课本P228(9-11)公式得，0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(160+500)≤a0≤2×(160+500)

∴得460mm≤a0≤1320mm

2）由机械基础课本P228课本得：

L0 =2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×1000+1.57×(160+500)+(500-160)2/（4×1000）=3065mm

根据机械基础课本P226表9-6取，Ld = 3150mm ∴ a ≈ a0+（Ld-L0/2）=1000+（3150-3065）/2

= 1043mm ④验算小带轮包角： α1 = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（500-160）/1043 = 161.30>1200（适用）

⑤确定带的根数：

根据机械基础课本P224图 9-3，得 P1=3.64KW

根据机械基础课本P224图 9-4，得 △P1=0.46KW

根据机械基础课本P225图 9-5，得

Kα=0.95

根据机械基础课本P226图 9-6，得

K1=1.07

根据机械基础课本P230图中公式：

Z = Pc/[P1]= Pc /[(P1+△P1)KαK1] = 11/[(3.64+0.46)×0.95×1.07] ≈2.64

∴取Z=3 ⑥计算轴上压力

由机械基础课本P219图 9-1，查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0 = 500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV= [500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N

= 160N

则作用在轴承的压力FQ，FQ = 2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2= 1250N

2、减速器齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料和热处理方法

采用软齿面闭式齿轮减速器

小齿轮 45号钢 调质 HBS=220

大齿轮 45号钢 正火 HBS=190 硬度由《机械基础》课本P181表 6-3查得。

（2）齿轮的许用接触应力 ① 由《机械基础》课本P181表 6-3查得

σH lim1=550Mpa，σH lim2=530Mpa ② 软齿面齿的接触安全系数SH=1.0：1.1，取SH=1.05 ③ [σH]1=σH lim1/S[σH=550/1.05=523.8Mpa H]2=σH lim2/SH=530/1.05=504.7 Mpa 用其中的小值作为[σH]2=504.7 Mpa（3）齿轮系数

ψ=中心距/齿宽=a/b，由《机械基础》课本P183表 6-6取ψa=0.4（4）载荷系数K 由《机械基础》课本P183表 6-5，取K=1.2（5）小齿轮轴上传递的扭矩T1 P小=P电×η带=11×0.95=10.45KW n1=1460r/i带=1460/3=487r/min ∴ T1 = 9.550×106 P1/n1=9.550×106×（7.9/487）N.mm=154918N.mm a≥(u+1)[（334/[σH]2）2×（KT1/ψau）]1/3 a≥193mm

齿轮尺寸的强度计算以中心距校核

（6）确定齿轮的主要参数

①确定小齿轮齿数

因为是闭式软齿轮而齿轮其失效形式为点蚀，所以取齿数不能太小，故在（20-40）范围内，取Z1=30,.式中Z2=Z1×i齿=30×3.5=105 ②确定模数

amin=（d1+d2）/2=m（Z1+Z2）/2 m=2amin/（Z1+Z2）=2×193/（30+105）=2.8mm ∴

取模数 m=3 ③齿轮的几何尺寸

齿距：

P=πm=3.14×3=9.42mm

齿厚：

S =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿宽：

e =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿顶高： ha =ha*m=1×3=3 mm 齿根高： hf =(ha*+c*)m=（1+0.25）×3=3.75mm 全齿高： h =ha+hf=3+3.75=6.75 mm 分度圆直径： d1 =mz1=3×30=90 mm d2 =mz2=3×105=315 mm 齿顶圆直径： da1 =d1+2ha=90+2×3=96 mm da2 =d2+2ha=315+2×3=321 mm 齿根直径：

df1 =d1-2hf=90-2×3.75=82.5 mm

df2 =d2-2hf=315-2×3.75=307.5 mm 中心距：

a =（m/2）×（Z1+Z2）

=（3/2）×（30+105）=202.5mm ④齿轮宽度

查《机械基础》课本P183表 6-6，得ψd=1.2由b=ψd1.2×60=72mm 取b2=72mm得 b1=b2+5=72+5=77mm

3、轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径

① 材质：选用45#调质，硬度217~255HBS ② 根据课本并查表，取材料系数c=115 ③ 大带轮轴的最小直径d≥3√9.55*106P/(0.2tn)=28mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=28×(1+5%)mm=29.4mm ∴

取d=30mm（2）轴的结构设计

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中央，相对两轴承对称分布，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大筒定位，则采用过渡配合固定。

②确定轴各段直径和长度

1）工段：d1=30mm 长度取L1=20mm

∵h=2c，c=1mm，II段:d2=d1+2h=30+2×2×1=34mm ∴d2=34mm

初选用7307c型角接触球轴承，其内径为35mm, 宽度为21mm.2）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。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长

L2 =（2+20+21+55）=98mm 3）同理 H = 2c，c=1mm，d3 = d2+2h=34+2*2*1=38mm 得

L3 = L1-L=20-2=18mm 4）又 h=2c=2×1=2mm，c = 1mm，d4 = d3+2h=38+2×2=42mm

∵长度与右面的套筒相同

即

L4=20mm 5）但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应

按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得总长：L总= L2＋L3＋L4＋L5=98＋18＋20＋19= 155mm 5

第四篇：一级圆柱齿轮减速器课程设计心得

一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。

通过两个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，基本掌握了一般机械设计的过程，还培养了我们的基本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

一分耕耘一分收获，虽然两周的设计时间很紧迫，每天都要计算、画图到深夜，但是我们的收获也是很巨大的，相信这次的课程设计必将是我们走向成功的一个坚实基础。

在本次设计过程中得到了各位指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师们的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

第五篇：一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得

《一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得》

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1、机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2、这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4、本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5、设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。