3）计算大带轮的基准直径d=i d=112×2=224mm （4）确定V带的中心距a和基准长度L1)初选中心距a=3002）基准长度L＝2a+( d+ d)+ ＝1138.24mm根据课本表8-2取Ld=1250mm3)计算实际中心距a及其变化范围a≈a0+(Ld-Ld0)/2=(300+(1120-1079.57)/2) ≈355.9mm考虑各种误差a=a-0.015 L=355.9-0.015×1250=337.1mma=a+0.03 L=355.9+0.03×1250=393.4mm(5)验算小带轮上的包角αα＝180－（ d－d）×57.3°/ a≈162°≥90°(6)计算带的根数1）计算单根带的额定功率P由d=112mm和n=960r/min 课本表8-4a得P=0.96KW根据课本表8-4b△P0=0.11KW根据课本表8-5得k=0.96根据课本表8-2得K=0.93于是： z== 3.29 ｛其中P=（P+△P）k K=0.96｝所以选用4根V带(7)计算V带的初拉力由课本表8-3查得q=0. 10kg/m，单根V带的初拉力：所以 （F）=500×（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv =128.4N 应使带的实际初拉力F0≥（F）(8)计算压轴力： (F)=2z（F）sin=1014.6N(9)带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计 由 n= 960 r/min选择小带轮的材料为铸钢； 由d=100mm,2.2D< d<300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。
2）大带轮的结构设计 由 n=480 r/min 选择大带轮的材料为HT200；d=200mm，且根据后面轴的设计，d-d=100mm,所以选孔板式带轮五、齿轮的设计 (一) 一级齿轮的设计1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）运输机为一般工作器，速度不高，故选七级精度（GB10095-88）3）材料选择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钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS4）选小齿轮齿数Z2=24，大齿轮齿数Z2=3.52×24=84.48≈852、按齿面接触强度设计 由设计计算公式，即d1t≥2.32（1） 确定公式内各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105P1=95.5×105×2.525×0.99÷480=4.973×104N﹒mm3） 由课本表10-7选取齿宽系数φ= 1.04） 由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 1/25） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600 Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550 Mpa6） 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×480×1×（2×8×365×10）=1.682×109N2=1.682×109/3.52=4.778×1087)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98 KHN2=1.058）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得［］1=KHN1/S=0.98×600=588 Mpa［］2=KHN2/S=1.05×550=577.5Mpa(2)计算 1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入［］中较小值 d1t≥=2.32=48.199 2)计算圆周速度v 3) 计算齿宽b=d=1×48.199=48.1994) 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25×m=2.25×2.008=4.518 =48.199/4.518=10.67 5)计算载荷系数K根据v=1.211m/s,七级精度，由图10-8查的动载系数kv=1.06 直齿轮K=K=1.0 由表10-2使用系数查得K=1 由表10-4用插值法查得七级精度 ，小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.418由=10.67，K=1.418，查图10-13得，K=1.35，故载荷系数K==1×1.06×1.0×1.418=1.503 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得 7）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 由式１０－１７ （1）确定计算参数1）由图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2）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式１０－１２得 4）计算载荷系数 5）查取齿形系数由表１０－５查得 （5）6）查取应力校正系数 由表１０－５查得 7）计算大小齿轮的并加以比较： 大齿轮的数值大2）设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度说决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，故取弯曲强度算得的模数1.596并就近圆整为 m=2.0 按接触强度算得的分度圆直径d1=50.588mm,算出小齿轮齿数Z1= d1/m=50.588/2.026,大齿轮齿数 Z2=3.52×26=91.52,取z=92 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿轮接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸设计 （1）计算分度圆直径 d1=z1m=26×2.0=52mm d2=z2m=92×2.0=184mm (2)计算中心距 a= (d1+d2)/2=(52+184)/2=118mm (3)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×52=52mm 取 b2=52mm b1=60mm （二）二级齿轮的计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）运输机为一般工作器，速度不高，故选八级精度（GB10095-88）3）材料选择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钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS4）选小齿轮齿数Z2=24，大齿轮齿数Z2=2.52×24=60.48≈612、按齿面接触强度设计 由设计计算公式，即dˊ1t≥2.32（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩Tˊ1=95.5×105P2/n2=95.5×105×2.425×0.99÷136.4=1.681×105N﹒mm3)由课本表10-7选取齿宽系数φ= 1.04)由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 1/25)由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600 Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550 Mpa6)计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×480×1×（2×8×365×10）=1.682×109N2=1.647×109/3.18=4.778×1087)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98 KHN2=1.058）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得［］1=KHN1/S=0.98×600=588 Mpa［］2=KHN2/S=1.05×550=577.5Mpa(2)计算 1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入［］中较小值 dˊ1t≥=2.32=74.394 2)计算圆周速度v 3) 计算齿宽b= dˊ1t =1×74.394=74.3944) 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25×m=2.25×3.1=6.975 =74.394/6.975=10.67 5)计算载荷系数K根据v=0.531m/s,八级精度，由图10-8查的动载系数kv=1.08 直齿轮K=K=1.0 由表10-2使用系数查得K=1 由表10-4用插值法查得八级精度 ，小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.458由=10.67，K=1.458，查图10-13得，K=1.38，故载荷系数K==1×1.08×1.0×1.458=1.5756）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得 7）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 由式１０－１７ （1）确定计算参数1）由图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2）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式１０－１２得 4）计算载荷系数 5）查取齿形系数由表１０－５查得 6）查取应力校正系数 由表１０－５查得 7）计算大小齿轮的并加以比较： 大齿轮的数值大 （2）设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度说决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，故取弯曲强度算得的模数2.43并就近圆整为 m=2.5 按接触强度算得的分度圆直径d1=79.308mm,算出小齿轮齿数Z1= d1/m=79.308/2.5 32,大齿轮齿数 Z2=2.52×32=79.94,取z2=80 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿轮接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸设计 （1）计算分度圆直径 d1=z1m=32×2.5=80mm d2=z2m=80×2.5=200mm (2)计算中心距 a= (d1+d2)/2=(80+200)/2=140mm (3)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×80=80mm 取 b2=80mm b1=85mm 六.轴的设计 1. Ⅰ轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 P1= 2.525kw n1=480 r/min T1=49.73 N•m 选取轴的材料选用45调质处理, σS=355MPa σB=640MB 查表 15-3 取A0=102d≥＝=17.74m考虑有键槽，将直径增大5%，则d=17.74×(1+5%)mm=18.6mm 取整d=24 2.求作用在齿轮上的受力 Ft= 2T1/d小齿轮=1913 N Fr=Fttan ɑ=1913×tan 20=696.27N 3.轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 二级减速器中可将齿轮安排在远离输入端，相对两轴承不对称分布，由于该轴受尺寸限制，所以采用齿轮轴的形式，轴上零件分布由右到左依次为带轮、轴承端盖、轴承、齿轮、套筒、轴承、轴端挡圈。
（2）确定轴各段直径和长度 d1=24mm L1=60mm d2=28mm L2=20mm d3=35mm L3=25mm d4=42mm L4=96mm d5=48mm L5=60mm d6=42mm L6=14mm d7=35mm L7=25mm 初选深沟球轴承6207 d=35 D=72 B=17 Cr=25.7 简图如下：（长度标识见零件图） 从右到左1）第一段轴用于安装带轮（经过受力分析满足要求），外形尺寸为:d=24mm，即直径为24mm，长度为60mm2）第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为28mm，长度为20mm3）第三段用于安装深沟球轴承6207，取直径为35mm,长度为25mm,由于使用脂润滑，长度大于轴承宽度17mm4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为42mm，长度为96mm.5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，齿顶圆直径为48mm，长度为60mm6）第六段为一轴肩，对轴承6207进行轴向定位，直径为42 mm，长度为14 mm7）第七段安装轴承6207，直径为35mm，由于脂润滑，考虑挡板长度 故长度大于轴承17mm ，长度为25mm。
4.载荷分析 将带轮的压轴力Fp看作水平在水平面内，Fp=1.5（Fp）min=1.5×1014.6=1521.9 N Ft = 2T1/d轴=4144.16N Fr=Fttan ɑ=4144.16×tan 20=1508.35N受力分析图如下： 计算出FNH1=2075.3 N FNH2=553.4 N M1= FNH1×113=2075.3×125=259411N﹒mm M2= FNH2×141=553.4×86=47588N﹒mmMp= Fp×233.5=1078.5×233.5=92411.2N﹒mmMH=M1+M2+Mp=83122.65 N﹒mm在垂直面，Fr=Fttan ɑ=4144.16×tan 20=1508.35N F NV1=438NF NV2=183.3N MV1= F NV1×59=438×59=25842 N﹒mmMV2= F NV2×141=183.3×141=25845.3 N﹒mm总弯矩M1= M1=扭矩T1=40.96×103N﹒mmσca=因选定的材料为45钢,调质处理,由15-1查得［σ-1］=60Mpa 因此σca＜［σ-1］故安全.2. Ⅱ轴的设计计算1、按扭矩初算轴径 P2= 2.425kw n2=136.4r/min T2=169.78 N•m选取轴的材料选用40Cr调质处理, σS=550MPa σB=735MB。
查表15-3取A0=102d2≥＝=26.62mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=26.62×(1+5%)mm=27.95mm取d=30mm2.轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 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 d1=40mm L1=37mm d2=46mm L2=85mm d3=52mm L3=8mm d4=46mm L=50mm d5=40mm L5=37mm初选深沟球轴承6208 d=40 D=80 B=18 Cr=29. 5从右到左1）第一段轴用于安装深沟球轴承6208，且以挡油环用于对轴承和齿轮进行轴向固定，挡油，外形尺寸为:d=40mm，长度为37mm2）第二段用于安装实心式小齿轮，取直径为46mm,长度为85mm3）第三段为轴肩，为左右两个齿轮定位，直径为52mm，长度为8mm.4）第四段安装大齿轮，直径为46mm,长度为50mm5）第五段安装深沟球轴承6208，以挡油环用于对轴承和齿轮进行轴向固定，挡油，直径为40mm，长度为37mm。
且轴Ⅱ验算符合要求3. Ⅲ轴的设计计算1、按扭矩初算轴径 P3= 2.329kw n3=54.1r/min T3=411.12 N•m选取轴的材料选用40Cr调质处理, σS=550MPa σB=735MB查表15-3取A0=112d3≥＝=39.25mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=39.25×(1+5%)mm=41.21mm 取d=42初选深沟球轴承6210 d=50 D=90 B=20 Cr=35.12.轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 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 d1=50mm L1=21mm d2=57mm L2=23mm d3=65mm L3=78mm d4=74mm L4=8mm d5=62mm L5=60mm d6=50mm L6=33mm d7=44mm L7=37mm d8=40mm L8=60mm 从右到左1）第一段轴用于安装轴承6210，外形尺寸为:d1=50mm，即直径为50mm，由于轴承宽度B=20mm，所以长度为21mm。
2）第二段轴肩用于对轴程6210进行轴向固定，取直径为57mm，长度为23mm3）第三段为安装低速级大齿轮的轴段，直径为65mm，长度为78mm4）第四段为轴环，为低速级大齿轮进行轴向定位，直径为74mm，长度为8mm5）第五段左端为轴承进行轴向定位，长度为60mm6）第六段轴用于安装轴承6210，直径为50mm，长度为33mm由于轴承宽度为20mm，所以没安装轴承部分长度也为13mm7）第八段为安装联轴器的轴段，直径为40mm查表查得选用GY7型凸缘联轴器，符合要求,且轴Ⅲ经验算符合要求七.滚动轴承的选择与设计计算输入轴承选用深沟球承6205 d=25 D=52 B=15 Cr=14根据条件，轴承预计寿命L=10×365×2×8=58400小时（1）已知n1=480r/min两轴承径向反力：FNV1=438N FNV2=183.3N初先两轴承为6206型深沟球轴承根据公式ε 已知 球轴承 ε=3 C=40.8KN 且P=2.525kN 因而 L=ε=65621h>L1轴Ⅰ符合要求，则轴Ⅱ与轴Ⅲ上的滚动轴承也将同样符合要求八、键联接的选择和计算 1、带轮与Ⅰ轴采用平键连接轴径d=18mm, 查表查得 b=6 h=6L’=(1.5~2)d 这样 取L’=36mm 即键的长度为36mm校核计算 σp==2×49.73×103÷0.5÷6÷32÷18=47.4MPa < [σp]故 选用圆头普通平键用于轴端，选用A型平键，得：b×h=6×6 L =36mm 2、Ⅱ轴与大齿轮联接采用平键连接轴径d=46mm L=46mm 选A型平键取 b×h=10×8 L’=38mm 校核σp==2×169.78×103÷0.5÷8÷36÷35=50.1 MPa < [σp]符合要求故 选用圆头普通平键用于轴端，选用A型平键，得：3、Ⅲ轴与大齿轮联接用平键联接轴径d=65mm L=78mm 选A型平键取 b×h=20×12 L’=56mm 校核σp==2×411.12×103÷0.5÷10÷56÷55=34.78MPa < [σp]符合要求故 选用圆头普通平键用于轴端，选用A型平键，得：b×h=16×10 L ’=120mm4、Ⅲ轴与联轴器联接用平键联接轴径d=40mm L=60mm 选A型平键取 b×h=12×8 L’=48mm 校核σp==2×267.84×103÷0.5÷10÷50÷38=86.56MPa < [σp]符合要求故 选用圆头普通平键用于轴端，选用A型平键，得：b×h=12×8 L ’=48mm九、联轴器的选择与计算联轴器计算转矩 由于转矩变化小 取KA=1.5 故 Tca=KAT=1.5×411.12=616.68N•m 查表查得选用LH3型弹性柱销联轴器，取d1=40mm符合要求。
十、箱体整体及附件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.名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M12轴承旁联接螺栓直径M10机盖与机座联接螺栓直径=（0.5~0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）M5视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）6定位销直径=（0.7~0.8）10，，至外机壁距离查机械课程设计指导书表419.516.510，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表410.58.5外机壁至轴承座端面距离=++（8~12）36大齿轮顶圆与内机壁距离≥1.29.5齿轮端面与内机壁距离≥11.5机盖，机座肋厚16 16轴承端盖外径+（5~5.5） I： 80 II： 90III： 110轴承旁联结螺栓距离 I： 80 II： 90III： 1101、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为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3、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。
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M6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 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 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.G 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.十一、机械设计课程设计感想 本次课程设计时间为两周，在这两周间，计算，校核，制图与修改的工作反复进行，首先，由于缺少必要的资料，系统的整体结构设计错误，不得不重新开始计算。
在后期，尤其在轴的设计中，反复变更数据，而且在轴的校核之后，在轴承的校核中又发现轴的设计不正确，于是又重新对轴进行修改 设计中由于对于专业知识掌握的不是很踏实，在设计中会经常翻阅以前的教材，因此有一部分设计并不是很完美，但却是认真的查阅了手册以及教材所进行的认真的设计，所以通过这次设计也使我对专业知识有了更进一步的了解，并对以后的工作奠定了一定基础总的来说，课程设计这次的课程设计是我第一次做的设完整计，期间经历的困难不言而喻，但也让我了解到了设计必须要具备的严谨的态度，我也会继续将这种态度用在以后的工作与学习中 十二 参考文献：1、《机械原理》（第七版） 高等教育出版社 孙桓 陈作模 主编2、《机械设计》（第八版） 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚 主编3、《机械设计》（第四版） 高等教育出版社 邱宣怀 主编4、《互换性与测量技术基础》（第五版）机械工业出版社 李根硕 杨兴骏 主编5、《机械设计课程设计指导书》 高等教育出版社 宋宝玉 主编6、《材料力学》（第四版） 高等教育出版社 刘鸿文 主编7、《简明机械实用手册》 科学出版社 杨晓辉 主编8、《机械制图》 中国建材工业出版社 张 琳 杨月英 主编 9、《中文版AutoCAD 2008机械制图（含上机指导）》 机械工业出版社 张 琳 杨月英 主编10、机械设计图册 电子版 η=0.808Pd=2.63Kwi=17.74i=2i=3.52i=2.52n= 960 r/min n=480 r/min nⅡ= 136.4 r/min nⅢ =54.1 r/minP=2.63KwP=2.525KwPⅡ=2.425 KwPⅢ=2.329KwP卷=2.283KwT=26.16 N•mT=50.24N•mT=169.78 N•mT=403.01N•m P=3.156kwd=112mmd=224mmL=1250mma=355.9mmα=162°z=3.10 选用4根V带(F)=1014.6NAd=85 d1=52mmb= d1φd=52mm=48000ha=118mmb=52mmσHlim1=750Mpa σHlim2=500Mpad2=70mmb= 70mmm=2.5mmZ1= 24Z2=iZ1=61K= 1.575a=140mmb= 80d1=24mm L1=60mmd2=28mm L2=20mmd3=35mm L3=25mmd4=42mm L4=96mmd5=48mm L5=60mmd6=42mm L6=14mmd7=35mm L7=25mmd1=40mm L1=37mmd2=46mm L2=85mmd3=52mm L3=8mmd4=46mm L4=50mmd5=40mm L5=37mmd1=50mm L1=21mmd2=57mm L2=23mmd3=65mm L3=78mmd4=74mm L4=8mmd5=62mm L5=60mmd6=50mm L6=33mmd7=44mm L7=37mmd8=40mm L8=60mm22。