机械设计课程设计设计计算说明书 设计题目： 玻璃瓶印花机构及传动装置 设 计 者： 杨春祥 学 号： 20120103 专业班级： 机械工程及其自动化3班 指导教师： 柴晓艳 完成日期： 2015年6月27日 天津理工大学机械工程学院目 录一 课程设计的任务……………………………………………………3二 电动机的选择………………………………………………………5三 传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………6四 传动装置的运动和动力参数的计算………………………………6五 传动零件的设计计算………………………………………………7六 轴的设计、校核……………………………………………………21七 滚动轴承的选择和计算……………………………………………28八 键连接的选择和计算………………………………………………30九 联轴器的选择………………………………………………………31十 润滑和密封的选择…………………………………………………31十一 设计总结…………………………………………………………32十二 参考资料…………………………………………………………35一、 课程设计的任务1．设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。
课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能2．设计题目：执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置原始数据：方 案 号12345678910分配轴转速n(r/min)60606050505045454545分配轴输入功率P（kw)1.41.31.21.21.11.01.11.00.90.8玻璃瓶单程移距（mm）120115110印花图章上下移距（mm）555250定位压块左右移距（mm）302520说明：（1）工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；（2）使用期限十年，大修期三年；（3）生产批量：小批量生产（<20台）；（4）带传动比i≤4；（5）采用Y型电动机驱动。
(6) 分配轴 ：与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）2、设计任务1）总体设计计算(1)选择电动型号计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；(2)计算传动装置的运动、动力参数；a.确定总传动比i，分配各级传动比；b.计算各轴转速n、转矩T；c.传动零件设计计算； d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度； 2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)； 3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）； 4）编写设计计算说明书3、传动装置部分简图二、电动机的选择1．电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动表 机座带底脚、端盖无凸缘Y系列电动机的安装及外形尺寸 mm机座号极数ABCDEFGHKABACADHDBBL802,41251005019+0.009-0.00440615.5801016516515017013028590S2,4,61405624508209018017515519031090L1251553352． 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/η 总效率η =η带·η3轴承·η2齿轮·η联轴器 查表可得：η带 =0.96， η轴承=0.99，η齿轮=0.96， η联轴器=0.99，则 η = 0.96×0.993×0.962×0.99=0.8499电动机所需的功率：Pd = Pw/η= 1.3/0.8499=1.53 KW3．确定电动机转速工作机转速nw nw= 60 r/min确定电动机转速可选范围:V带传动常用传动比范围为: i带=2～4，双级圆柱齿轮传动比范围为i减=14～18，则电动机转速可选范围为:n’d=nw i总=(2～4)( 14～18) nw =(28～72)× 60 = 1600 ～ 4320 r/min其中： i总= i带× i减=(2～4) ×(14～18) =28～72i减——减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 1000、1500 、3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。
4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由《机械设计手册 》或指导书选定电动机： Y90L-2型号数据如下: 额定功率P： 2.2 kw 满载转速：nm = 2840 r/min 同步转速： 3000 r/min电动机轴径: 24 mm电动机长度：50 mm电动机长度；三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1．传动装置的总传动比i总= i带× i减= nm/ nw =2840/ 60=47.33nw=60 r/min2．分配各级传动比为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=2.8左右 则：i减=i总/i带=47.33/2.8=16.9减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）i减=i高*i低i高——高速级传动比i低——低速级传动比建议取： i高=（1.3～1.5)i低 则： i减= （1.3～1.5) i2低 四、传动装置的运动和动力参数的计1．计算各轴的转速 Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：nⅠ=nm/i带= 2840/2.8=1014.28 r/minⅡ轴（中间轴）：nⅡ= nⅠ/ i高= 1014.28/4.7=215.80 r/minⅢ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低= 215.80/3.61=59.78 r/minⅣ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）: nW= nⅢ= 59.78 r/min2．计算各轴的输入功率和输出功率Ⅰ轴： PⅠ入=Pd·η带=1.53×0.96 =1.469kwPⅠ出= PⅠ入·η轴承= 1.469×0.99 = 1.454kwⅡ轴： PⅡ入= PⅠ出·η齿轮 = 1.454 ×0.96= 1.396kwPⅡ出= PⅡ入·η轴承 = 1.396×0.99 = 1.382 kwⅢ轴： PⅢ入= PⅡ出·η齿轮 = 1.382 ×0.96 =1.327kwPⅢ出= PⅢ入·η轴承 = 1.327×0.99 = 1.314 kwⅣ轴（分配轴）: PⅣ入= PⅢ出·η联轴器 = 1.314×0.99 = 1.300 kwPW=PⅣ出= PⅣ入·η轴承= 1.006×0.99 = 1.29 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55×106×Pd/n =5.145 x 103 (N·mm)Ⅰ轴： TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/ nⅠ=13.83×103(N·mm) TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/ nⅠ= 13.69×103(N·mm)Ⅱ轴： TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/ nⅡ=60.584×103(N·mm) TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/ nⅡ= 61.159×103(N·mm)Ⅲ轴： TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/ nⅢ= 211.214×103 (N·mm) TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/ nⅢ= 209.145×103(N·mm)Ⅳ轴： TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/ nⅢ= 206.917×103 (N·mm) TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/ nⅢ=205.325×103（N·mm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P（kw）转矩T （N·m）转速n（r/min）传动比i效率η输入输出输入输出电机轴2.228402.80.8499Ⅰ轴1.4691545 13.83×10313.69×103 1014.2854.70.9505Ⅱ轴1.3961.382 60.584×103 61.159×103215.803.610.9503Ⅲ轴1.3271.3211.214×103 209.145×10359.7810.9801分配轴1.3001.290206.917×103205.325×10359.78五、传动零件的设计计算1．V带传动的设计计算 1．V带传动的设计计算V带传动主要参数表名称结果名称结果名称结果带型Z型传动比2.8根数Z=3基准直径dd1=90 mm基准长度Ld=1600mm预紧力F0 min=48.03 Ndd2＝250 mm中心距a0=628.1mm压轴力Fpmin-=285.7 N计算项目计算内容计算结果定V带型号和带轮直径工作情况系数KA=1.2计算功率Pe= KAP=1.2×1.4981.8kw选带型号Z型计算项目小带轮直径计算内容Dmin=50 D1=90计算结果取D1=90mm大带轮直径 D2 =（1—）D1n1/n2 取D2=249.5 mm大带轮转速n2=1012.2 r/min计算带长求Dm=170Dm =170 mm求Δ=80Δ=80 mm初取中心距a=(D1+D2) ×2=(90+250)×2=680mm 0.55×(D1+D2)+h=204mm h取6mm a=620 mm带长L=πDm+2 +2/=π×170+2×620+80x80/620=1784.1226 mm由【机械设计教材】P179图11.4 L=1800 mm基准长度Ld=1800 mm求中心距和包角中心距a=628.1 mm小轮包角α1=164.71°>120° 求带根数带速v=13.376m/s带根数计算项目由【机械设计教材】表11.8、11.7、11.12、11.10P0=0.6kW ka=0.969kl=1.18 ΔP0=0.04kW计算内容取z=3根计算结果求轴上载荷张紧力q=0.06kg/mF=48.03 N轴上载荷FQ=285.7 N2．齿轮传动的设计计算建议：减速器中齿轮采用闭式软齿面斜齿轮传动。
一般大、小齿轮材料均可采用45钢（小齿轮也可采用合金钢），小齿轮调质，大齿轮正火，两齿轮齿面要有30-50的硬度差传动用模数mn≥2mm，β角方向确定应使中间轴的轴向力有所抵消；β=15°左右，Z1=20-40 ，Z2=iZ1求出后圆整；为使图面匀称，中心距：a高≤ 130mm，a低≤ 150mm，具体计算方法见“机械设计”教材相关内容及相应例题 该齿轮传动为闭式软齿面斜齿轮传动，大小齿轮的材料均为45钢，小齿轮调质，大齿轮正火 小齿轮的硬度： 229—286HB 平均取240HB 大齿轮的硬度： 169—217HB 平均取200HB计算项目齿面接触疲劳强度计算1. 初步计算转矩T1齿宽系数ψd接触疲劳极限σHlim初步计算的许用接触应力[σH]Ad值初步计算小齿轮的直径初步齿宽2.校核计算齿数Z模数m相对误差计算内容由表12.13（p222），取ψd=1由图12.17c（p223）由表12.16（p227）估计β=15°取Ad=82 d1 取Z1=21，Z2=i带z1=20x4.7=94(最好互为质数)i原-i实/i原5%计算结果T1=14283.24N.mψd=1Ad=82 取d1=42 mmb=42 mmZ1=21，Z2=95取mn=2mm（p206）相对误差<5%计算项目计算内容计算结果中心距a螺旋角β小齿轮的直径d1大齿轮的直径d2齿宽b圆周速度v精度等级使用系数KA动载荷系数KV齿间载荷分配系数KHα由表12.6（p207） 由表12.9（p215）由图12.9（p216）由表12.10 (p217)，先求取a=120mmβ=16.597°d1=41.739 mmd2=198.26 mm取b2=42mmv=2.23 m/s选8级精度KA=1.25KV=1.1计算项目计算内容计算结果齿向载荷分配系数KHβ载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Zε螺旋角系数Zβ接触最小安全系数SHmin总工作时间th应力循环次数NL 由表12.11（p218）由表12.12（p221）由图12.16（p222）由式12.31，因εβ>1，取εβ=1，故由表12.14（p225）由表12.15（p226），估计,则指数m=8.78原故计应力循环次数正确。
KHα=1.715KHβ=1.36K=3.273ZH=2.41Zε=0.782Zβ=0.978SHmin=1.05th=58400hNL1=计算项目接触寿命系数 ZN许用接触应力[σH]验算齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：应力修正系数Ysa：重合度系数Yε：螺旋角系数Yβ计算项目齿间载荷分配系数KFα计算项目齿向载荷分布系数KFβ载荷系数K：弯曲疲劳极限σFmin：弯曲最小安全系数SFmin应力循环次数NL弯曲寿命系数YN：尺寸系数Yx：许用弯曲应力[σF]计算项目验算计算内容由图12.18（p224） 由图12.21（p229）由图12.22（p230）计算内容 由表12.10注③（p217）计算内容故KFα=1.7815由参考资料图12.14b/h=42/(2X2.25)=9.33，KFβ=1.27由图12.23c(p231)σFmin1=580Mpa, σFmin2=360Mpa由表12.14（p225）SFmin=1.25由表12.15（p226）估计,则指数m=49.91原故计应力循环次数正确由图12,24（p232）YN1=0.92，YN2=0.97由图12.25（p232）Yx=1计算内容计算结果NL2=7.03ZN1=1.12ZN2=1.22[σH1]=618.67Mpa[σH2]=557.71MpaσH=436.6<[σH2]ZV1=22.723ZV2=104.527YFa1=2.66YFa2=2.18 Ysa1=1.54 Ysa2=1.82Yε=0.708计算结果Yβ=0.861计算结果KFα=1.7815KFβ=1.27K=3.207σFmin1=580MpaσFmin2=360MpaSFmin=1.25NL1=YN1=0.92YN2=0.97Yx=1[σF1]=426.88Mpa计算结果[σF2]=279.36MpaσF1< [σF1]σF2< [σF2]故满足要求计算项目计算内容计算结果σF2< [σF2]故满足要求低速级齿轮计算计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算2. 初步计算转矩T1齿宽系数ψd接触疲劳极限σHlim初步计算的许用接触应力[σH]Ad值初步计算小齿轮的直径2.校核计算齿数Z模数m由表12.13（p222），取ψd=1由图12.17c（p223）由表12.16（p227）估计β=15°取Ad=85取Z1=31，Z2=11261705N.mψd=1Ad=85取d1=54mm Z1=31，Z2=113取mn=2mm（p206）计算项目计算内容计算结果中心距a螺旋角β小齿轮的直径d1大齿轮的直径d2齿宽b圆周速度v精度等级传动比相对误差使用系数KA动载荷系数KV齿间载荷分配系数KHα 由表12.6（p207） 由表12.9（p215）由图12.9（p216）由表12.10 (p217)，先求取a=150mmβ=16.260°d1=64.58mmd2=235.42mm取b2=65mmb1=75mmv=0.731m/s选8级精度i=3.64相对误差<5%KA=1.25KV=1.05计算项目计算内容计算结果齿向载荷分配系数KHβ载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Zε螺旋角系数Zβ接触最小安全系数SHmin总工作时间th应力循环次数NL 由表12.11（p218）由表12.12（p221）由图12.16（p222）由式12.31，因εβ>1，取εβ=1，故由表12.14（p225）由表12.15（p226），估计,则指数m=8.78原故计应力循环次数正确。
KHα=1.873KHβ=1.370K=3.368ZH=2.41Zε=0.749Zβ=0.978SHmin=1.05th=58400hNL1=1.53x108计算项目计算内容计算结果接触寿命系数 ZN许用接触应力[σH]验算齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：应力修正系数Ysa：重合度系数Yε：螺旋角系数Yβ齿间载荷分配系数KFα由图12.18（p224）由图12.21（p229）由图12.22（p230）由表12.10注（p217）NL2=0.424x108ZN1=1.21ZN2=1.28[σH1]=707.05Mpa[σH2]=529.90MpaσH=468.85<[σH2]ZV1=35.038ZV2=127.722YFa1=2.45 YFa2=2.18 Ysa1=1.66 Ysa2=1.82Yε=0.696Yβ=0.859计算项目计算内容计算结果齿向载荷分布系数KFβ载荷系数K：弯曲疲劳极限σFmin：弯曲最小安全系数SFmin应力循环次数NL弯曲寿命系数YN：尺寸系数Yx：许用弯曲应力[σF]验算故KFα=1.804由图12.14（p219）b/h=65/(2.2*2.25)=14.444，KFβ=1.4由图12.23c(p231)σFmin1=600Mpa, σFmin2=450Mpa由表12.14（p225）SFmin=1.25由表12.15（p226）估计,则指数m=49.91原故计应力循环次数正确。
由图12,24（p232）YN1=1.20，YN2=1.29由图12.25（p232）Yx=1KFα=1.804KFβ=1.4K=4.546σFmin1=600MpaσFmin2=450MpaSFmin=1.25NL1=3.13X107NL2=0.942X107YN1=1.20YN2=1.29 Yx=1[σF1]=576Mpa[σF2]=464MpaσF1< [σF1]计算项目计算内容计算结果σF2< [σF2]故满足要求机座壁厚δδ=0.025a+310mm机盖壁厚δ1δ1=0.025a+310mm机座凸缘壁厚b=1.5δ12mm机盖凸缘壁厚b1=1.5δ12mm机座底凸缘壁厚b2=2.5δ120mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数目a<250,n=44轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df16mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.5～0.6) df12mm联接螺栓d2间距L=150～200150mm轴承盖螺钉直径d3=(0.4～0.5) df8mm窥视孔螺钉直径d4=(0.3～0.4) df6mm定位销直径d=(0.7～0.8) d210mm轴承旁凸台半径R=C220mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=82mmD12=82mmD13=110mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=102mmD22=102mmD23=130mm大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1Δ1>1.2δ10mm齿轮端面与箱体内壁距离Δ2Δ2>δ10mm两齿轮端面距离Δ4=1010mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(5～8)C1f=26mmC11=22mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=50mmK1=42mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(1～1.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1≥C1f+ C2f+(3～5)55mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm箱盖肋厚0.85δ16.8轴承端盖外径凸缘D2=D+(5~5.5)d3102 130箱座肋厚0.85δ6.8六、轴的强度校核(一)中间轴的设计计算及校核1）选择轴材料、处理方式 因为传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用材料45钢，调制处理H 2）初算轴的直径 与材料有关的系数C 由表16.2 取C=112 轴的最小直径 26.61 ，根据键槽等因素取d=303）结构设计总左至右分别为轴段1至轴段6（1）轴承与轴段1及轴段5:(6206:30 62 16 ）取挡油密封环到内壁距离2mm62.6选用深沟球轴承。
轴段1上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴:承内径系列现暂取轴承型号6206，查手册内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm故取轴段1与5的直径d1=d2=30，为避免转动齿轮与不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁之间留有足够间距H，取H=10mm为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔内，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离10，则轴段1与5的长度分别为43mm与28mm2）轴段2： 轴段2上安装齿轮，为便于齿轮安装，应略大于，可取d2=34，齿轮外端面用轴套固定，为使轴套端面顶在齿轮左端面上，即靠紧轴段2的长度应略小于小齿轮的轮毂的宽度，已知齿轮三宽为b1=50mm，则轴段2长度为88mm （3）轴段3：为使齿轮间更好的啮合，大齿轮与小齿轮间应有一段距离，两个 运动的齿轮间距离10~15mm，且两齿轮与轴肩固定，选取，其直 径为39mm （4）轴段4：轴段为齿轮轴d=68.78 l=75mm。
5）轴段5 d=364)键的选择：键用于齿轮的轴向定位，由于两段装有齿轮的轴直径为40mm，查《机械设计手册》，选择普通平键b×h=10×8，间的长度分别选择40mm5)轴的受力简图计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力齿轮直径小齿轮受力：转矩T圆周力径向力轴向力大齿轮受力：转矩T圆周力径向力轴向力计算轴承反力：水平面轴承反力垂直面轴承反力计算项目水平面受力图垂直面受力图水平面弯矩截面Ⅰ左侧右侧截面Ⅱ右侧 左侧垂直面弯矩截面Ⅰ截面Ⅱ弯矩图合成弯矩截面Ⅰ左侧 右侧 截面Ⅱ左侧 右侧合成弯矩图轴受转矩转矩图许用应力许用应力值应力校正系数α计算项目截面Ⅰ左侧右侧截面Ⅱ左侧右侧当量弯矩图校核轴径齿根圆直径在小齿轮的截面处此处有单键FBH=(Fr3×44.5-FR2×116.5-Fa3×57.5+Fa2×96)/174FAH=FR3-Fr2-FBHFBV=(Ft3×44.5+Ft2×116.5)/174FAV=Ft3+Ft2+FBV计算内容MHIL=FAH×45.5MHIR=MHIL+Fa3×32.388MHIIR=FBH×57.5MHIIL=6596MVI=FAV×44.5=71511N.mmMVII=FBV×57.5=51922N.mm T=62328 计算内容 d’=d2×1.03=23.793d2=191.99mmd3=64.775mmT=62328N.MFt3=1905.2NFr3=724.48NFa3=576.4NT=61705N.MFt2=642NFr2=243N FBH=176NFAH=304NFBV=903.4NFAV=1607N计算结果MHIL=13531N.mm MHIR=32199N.mm MHIIR=12072N.mmMHIIL=6596N.mmMVI=71511N.mmMVII=51922N.mmMIL=72780N.mmMIR=78426N.mmMIIL=52362N.mmMIIR=53330N.mm T=62328N.mm计算结果d2=23.1mmd3=20.9mm结论：此轴满足设计要求。
MHIL（一）Ⅰ轴（高速轴）的结构设计1、求轴上的功率、转速和转矩1项目小齿轮大齿轮1分度圆直径41.99mm191.999mm2中心距a＝120mm3齿宽60mm50mm4齿数23925模数26传动比4由前面得，kW，r/min，2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径mm，则 NN3、初步确定轴的最小直径。
初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据表16.2，取=112，于是得：mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取=15mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用下图所示的装配方案4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案从左至右分别为轴段一至轴段七轴段1：此轴段为装带轮轴根据参数直接选取直径为15mm，长度为60mm轴段2：此轴段根据伸出轴承盖距离10mm到15mm，直径为安装轴承方便所以选取 直径为26mm，长度为62.6mm轴段3，7：为配合6206轴承以及内壁线的定位要求，与放置挡油环，所以此2轴段直径分别为30mm，长度分别为28mm与28mm1项目小齿轮大齿轮1分度圆直径64.775215.2252中心距a＝150mm3齿宽75mm65mm4齿数311035模数26传动比3.322轴段5：此轴为齿轮轴因此直径为56.23mm长度为65mm。
轴段6：此轴段要求对挡油环进行定位形成轴肩因此长度为8mm直径为50mm三)低速轴的设计计算轴上有一个齿轮：（三）Ⅲ轴（低速轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，5） 求作用在齿轮上的力 3、初步确定轴的最小直径mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，输入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，故需同时选联轴器型号联轴器的计算转矩，查参考资料[1]中的表14-1，取=1.5，则 载荷较平稳速度不高无特殊要求故选弹性心套柱销联轴器 低速轴转矩：197410N.M=KT联轴器的计算转矩： 由表19.3查的：K=1.5 Tca=1.5×197410=296115结合低速轴的结构设计，取IT7其预留轴段直径D=40公称转矩Tn=500轴孔直径d=40轴孔长度L=112从左至右分别为轴段一至轴段七（6210 50 90 20 ）轴段7：此轴段为装联轴器根据参数直接选取直径为40mm，长度为112mm轴段6：此轴段根据伸出外壁距离10mm到15mm，直径为安装轴承方便所以选取 直径为58mm，长度为38mm轴段1，5：为配合6210轴承以及内壁线的定位要求，与放置挡油环，所以此2轴段直径分别为50mm，长度分别为26mm与26mm轴段2：此轴为装齿轮的轴因此直径为66mm长度为69mm轴段3：此轴段要求对齿轮进行定位形成轴肩因此长度为10mm直径为72mm。
轴段4：根据其他轴段尺寸设计以及两条内壁线的定位因此长度为65.83mm直径为66mm七、滚动轴承的选择和计算轴(中速轴)轴(中速轴)预选6206深沟球轴承19.511.53062169500其受力如图： 中间轴承转速：146.94Fa=Fa3-Fa2=384.82Fra=√(FAH +FAV)=1635.5Frb=√(FBH+FBV)=920.计算项目计算内容计算结果轴承 冲击载荷系数当量载荷计算额定动载荷基本额定动载荷Fa/Cor=384.82/11500 查表15.3 查表18.7得查表18.8得查手册 0.03340.245=0.537 > X=0.56 y=1.82 P=1321.23Cr’=10589则轴承6206 可以满足寿命要求八 键连接的选择和计算 T2=62328 D=34 L=48查表选的：圆头平键 bh=10×8 L=45此处联接所能传递转矩： 由表查得：T=8×(45-10)×34×120/4=285600N.M>62328N.M 故此键合格。
轴(高速轴)带轮： d=20 l=60查表选的：圆头平键 b×h=6×6 轴(低速轴)齿轮： d=56 l=53查表选的：圆头平键 b×h=16×10 联轴器： d=40轴孔长度L=112查表选的：圆头平键 b×h=12×8 九 联轴器的选择 载荷较平稳速度不高无特殊要求故选贪心套柱销联轴器 低速轴转矩：197410N.M=KT 联轴器的计算转矩： 由表19.3查的：K=1.5 Tca=1.5×197410=296115 结合低速轴的结构设计，取IT7其预留轴段直径D=40 公称转矩Tn=500轴孔直径d=40轴孔长度L=112 联轴器与轴之间的配合为 十、 润滑和密封的选择1减速器的润滑（1） 齿轮的润滑：除少数低速（v〈0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑本设计高速级圆周速度v≤12m/s，采用浸油润滑为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。
浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量油池太浅易激起箱底沉查和油污一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.35～0.7L齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320 （2）轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度v〈1.5～2m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑 2减速器的密封 （1）轴伸出处的密封：选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴 颈圆周速度较低的油润滑 2）箱盖与箱座接合面的密封：在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好 （3）其他部位的密封：检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈十一 设计总结 这次课程设计，紧接上次玻璃瓶印花机构及传动装置的机构设计对其传动装置即对2级减速器的设计计算根据上学期所选到的计算数据，通过对有关书籍的参考，和老师耐心的教导，我开始选择发动机数据确定传动比，并开始设计减速器的主要零件轴和齿轮，我在学校的图书馆找到一些相关的资料,来完善对自己的参数设计,这使我开阔了眼界，也学习到了很多设计方法和思想。
在设计的过程中，我也遇到了很多问题，比如CAD的画法，参数的选择，传动机构的计算等，都在老师、同学和书籍的帮助下一一破解不仅让我学习到解决问题的方法，也体会到成功的喜悦同时为大四的毕业设计会有很大帮助通过这次亲身的设计，确实发现这门课程的重要性，这门课程很好的整合了我们以前所学过的《机械原理》，《机械设计》，《工程图学》等多门课程，像一条线一样将他们穿插起来，即让我们重新复习了这些知识，有让我们正真的去运用了这些知识，这是普通的理论课程所不能教给我们的通过这次设计，我知道其实要做一项课程设计并不简单，要把它做好就更不易了，从中我也感到自己的知识面其实是很狭隘的在理论知识的贯穿上和用理论解决实际问题的能力上也亟待提高但也因此而小小地锻炼了一下自己，为大四的毕业设计做了一个准备几周机械设计的学习及研究，我明白了许多在课堂上不懂的知识，也让我深刻体会到实践学习的重要性正是这种实践练习，使我看到了自己的不足，学会了很多解决问题的方法通过这次课程设计,其实要做一项课程设计并不简单，要把它做好就更不易了，从中我也感到自己的知识面其实是很狭隘的在理论知识的贯穿上和用理论解决实际问题的能力上也有待提高。
因此，我明白了自己还要更加刻苦的努力学习专业知识此次课程设计使我有了很大的收获，锻炼了我解决实际问题的能力，使我学会了勇于创新，扩展思路的解决问题的方法，还加强了和同学之间的团队协作精神每个人都会遇到不同的困难，而对一个又一个的困难大家一起努力共同克服最终有了今天的成绩，令我们每一个人欣慰同时，增进了同学间的友谊总之，我要好好学习专业知识,为以后的出路打下很好的基础.通过设计我认识到了不足的地方.我会好好改进,做一名很好的机械学子.十二 参考资料 参考文献[1] 申永胜.机械原理教程.北京：清华大学出版社.1999[2] 陈国华.机械机构及应用.北京：机械工业出版社.2004[3] 李瑞琴.现代机械概念设计与应用.北京：电子工业出版社，2009[4] 邱宣怀.机构设计. 北京：高等教育出版社，2011[5] 叶永胜.机械原理（第二版）.北京：清华大学出版社，2005[6] 邹惠君.机构系统设计.上海：上海科学技术出版社，1996[7] 王三民.机械。