华中科技大学机械设计课程设计计算说明书

华中科技大学机械设计课程设计

设计计算说明书

世纪大坑

华中科技大学 2011年12月13日

页脚

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目 录

一、设计任务书 ………………………………………………2 二、传动方案的分析与拟定 …………………………………………2 三、电动机的选择与计算 ……………………………………………3 四、传动比的分配 ……………………………………………………3 五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 ……………………4 六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 ………………5 七、联轴器的选择及计算……………………………………………15 八、键连接的选择及计算……………………………………………16 九、轴的强度校核计算………………………………………………17 十、滚动轴承寿命的校核计算………………………………………27 十一、润滑和密封……………………………………………………30 十二、箱体及附件的结构设计和选择………………………………31 十三、设计小结………………………………………………………33 十四、参考资料………………………………………………………34

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计算与说明 主要结果 F=4600N; V=0.4m/s; D=400mm nw=19.11r/min 一 设计任务书 设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件： F=4600N; V=0.4m/s; D=400mm； 生产规模：中小批量； 工作环境：多尘； 载荷特性：平稳； 工作期限：5年，两班制。 设计注意事项： 1.设计由减速器装配图1，零件图2（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成; 2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸及格式编写; 3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。 二 传动方案的分析与拟定 根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为 nw601000v/(D)6010000.4/(3.14400)r/min 19.11r/min为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V带传动+部双级圆柱齿轮传动。 机构整体布置如图一： 图1. 传动方案简图 华中科技大学

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计算与说明 主要结果 三 电动机的选择与计算 1．电动机的类型选择 根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。 2．电动机的功率 工作机有效功率: Pw = Fv/1000 =4600×0.4/1000 kW=1.84 kW 设电动机到工作机之间的总效率为η，并设η1，η2，η3，η4，η5 分别为弹性联 轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。查 文献4表2-2可得： η1=0.99，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.95，η5=0.96，由此可得： 总效率： 总效率： 24 η=η1η2η3η4η5 η=0.8160 24 =0.99×0.97×0.99×0.95×0.96 =0.8160 电动机所需功率： Pd=Pw/η=1.84/0.8160=2.255 kW 查文献4表16-1选取电动机的功率为3.0 kW。 3．电动机转速的选择 在常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两者之间选择。前者的总传动比为 75.35，后者的总传动比为50.24，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为 了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电 动机。 4．电动机型号确定 由功率和转速，查文献4表16-1，选择电动机型号为：Y132S-6,其满载转速为960 r/min，查表16-2，可得： 中心高H=132 mm； 轴外伸轴径D=38 mm； 轴外伸长度E=80 mm. 电动机型号：Y132S-6 四 传动比的分配 计算得外总的传动比 inm/nw960/19.1150.24 取V带传动的传动比i1=3 则减速器的总传动比 ii/i150.24/316.75 因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比 i21.3i1.316.754.666 华中科技大学

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计算与说明 低速级的传动比i3i/i216.75/4.6663.590 主要结果 减速器总传动比： i=16.75 高速级传动比： i2=4.666 低速级传动比 i3=3.590 五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 1. 各轴的转速计算 nⅠ=nm=960 r/min nⅡ=nⅠ/i1=[960/3] r/min=320 r/min nⅢ=nⅡ/i2=[320/4.666] r/min=68.58 r/min nⅣ=nⅢ/i3=[68.58/3.590] r/min=19.10 r/min 2. 各轴的输入功率计算 PⅠ=Pd =2.255 kW PⅡ=PⅠη4=2.255×0.95 kW=2.142 kW PⅢ=PⅡη2η3=2.142×0.97×0.99 kW=2.057 kW PⅣ=PⅢη2η3=2.057×0.97×0.99 kW=1.975 kW 3. 各轴的输入转矩计算 T1=9550P1/n1=9550×2.255/960 N·m =22.433 N·m T2=9550P2/n2=9550×2.142/320 N·m =63.925 N·m T3=9550P3/n3=9550×2.057/68.58 N·m =286.444 N·m T4=9550P4/n4=9550×1.975/19.10 N·m =987.5 N·m 将上述数据归纳总结如下表所示。 表1. 各轴的运动和动力参数 转速轴号 （r/min） 电动机输960 出轴Ⅰ 高速轴Ⅱ 中间轴Ⅲ 低速轴Ⅳ 320 68.58 19.10 功 率（kW） 转 矩传动比i （N·m） 3 4.666 3.590 2.255 22.433 2.142 2.057 1.975 63.925 286.444 987.5 华中科技大学

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计算与说明 主要结果 带轮基准直径： dd1=125 mm dd2=375 mm 安装中心距： a=592 mm 带的基准长度： Ld=2000 mm 六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 1. 减速器外部传动——V带传动的设计计算 （1）、确定计算功率PC 两班制工作，即每天工作16h，查阅文献3表2-5得工况系数KA=1.1，故 Pc = KAP = 1.1×2.255 kW =2.481 kW （2）、选择普通V带的型号 根据Pc=2.481 kW、n1=960 r/min，由文献3图2-7初步选用A型带。 （3）、选取带轮基准直径dd1和dd2 由文献3表2-6取dd1=125 mm，并取ε=0.02，则 dd2n1960dd1(1-)125（1-0.02）mmn2320 367.5mm 由文献3表2-6取最接近的标准系列值dd2=375 mm。 （4）、验算带速v vdd1n16010003.14125960m/s6.28m/s601000 因v在5~25 m/s 围，故带速合适。 （5）、确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心距a0的取值围为 350mma01000mm 初选中心距a0=500 mm。 由此计算所需带长为 Ld02a02(dd1(dd2dd1)2dd2)4a03.14(375125)2[2500(125375)]mm24500 1816.25mm 查阅文献3表2-4，选择基准长度Ld=2000 mm。由此计算实际中心距得 aa0(LdLd0)/2[500(20001816.25)/2]mm592mm（6）、验算小带轮包角α1 华中科技大学

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计算与说明 主要结果 小带轮包角： α1=155.8° （7）、确定带的根数 已知dd1=125 mm，i=3，v=6.28 m/s，查文献3表2-1得P0=1.37 kW，查文献3 表2-2得ΔP0=0.09 kW；因α=155.8°，查文献3表2-3得Kα=0.93；因Ld=2000 mm， 查文献3表2-4得KL=1.03，因此 PPc zc[P0](P0P0)KKL 2.4811.77 (1.370.09)0.931.03 带的根数： Z=2 取z=2根。 （8）、确定初拉力F0 单根普通V带的初拉力为 (2.5K)Pc F0500qv2Kzv (2.50.93)2.4812[5000.16.28]N ddd11180-d257.3a375125180-57.3155.8120(合适)592 0.9326.28170.7N（9）、计算压轴力FQ FQ2zF0sin12155.8]N2 [22170.7sin667.6N（10）、带轮的结构设计 A、小带轮的结构设计 由于dd1=125mm≤300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da1=130.5mm≤2H=264mm，轮毂长度L1=45mm≤E=80mm，故小带轮1的结构设计合理。 B、大带轮的结构设计 由于dd2=375mm≥300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径da2=380.5mm，轮毂长度L2=60mm。 初拉力： F0=170.7N 压轴力： FQ=667.6N 小带轮： 顶圆直径： da1=130.5mm 轮毂长度： L1=45mm 大带轮： 顶圆直径： da2=380.5mm 轮毂长度： L2=60mm 华中科技大学

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计算与说明 2．高速级传动齿轮的设计计算 高速级主动轮输入功率2.142 kW，转速320 r/min，转矩T2=63.925 N·m，齿数比u=i2=4.666，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。 （1）、选择齿轮的材料及热处理方式 小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度230HBS; 大齿轮:45钢,正火处理，齿面硬度190HBS。 （2）、确定许用应力 A. 确定极限应力σHlim和σFlim 许用接触应力σHlim1=580MPa，σHlim2=550MPa； 许用弯曲应力σFlim1=220MPa，σFlim2=210MPa。 B. 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN 主要结果 小齿轮1齿数： Z1=30 大齿轮2齿数： Z2=140 变位系数： N160a1n1t601320（530016）4.61108 N2N14.611080.99108i4.666 2查文献3图3-7和图3-9得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=2. C. 计算许用应力 安全系数：SHlim1.0，SFlim1.4，则： HPHlimZN/SH111min580MPa minHPH211lim2ZN/SH2550MPa FPFYSTYN/SF1314.28MPa 1FPFYSTYN/SF2300MPa 222（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸 A. 选择齿轮类型 选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。 B. 选用8级精度 C. 初选参数 0102初选参数：，Z130，Z２＝Z１u=30×4.666≈140，1 , 齿宽系数d0.9。 D. 初步计算齿轮主要尺寸 012齿宽系数： d0.9 华中科技大学

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计算与说明 由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数ZH2.46;弹主要结果 ZE189.8MPaZ0.8性系数;取重合度系数;螺旋角系数为： Zcoscos100.992；σHP=σHP2 =550MPa，因此，有： 22KT1u1ZHZZZE d13••duHP 2 21.1639254.66612.460.9920.8189.83••mm 0.94.666550法面模数： 44.177mmmn=1.5 mm 故： d1cos44.177cos10mnmm1.450mm Z130 取标准模数mn=1.5 mm，则中心距 中心距： a=130 mm mn(Z1Z2)1.5(30140）amm129.467mm 2cos2cos10 圆整后取a=130 mm。 调整螺旋角： m(zz2)arccosn12a1.5(30140)21301115'17'' arccos计算分度圆直径： 螺旋角： 1115'17''d1mnZ1/cos45.882mm1.530mm,,,cos111517 d2mnZ2/cos214.118mm计算圆周速度： 1.5140mm,,,cos111517 分度圆直径： d1=45.882mm； d2=214.118mm 圆周速度： v=0.768 m/s vd1n1/(601000)0.768m/s 3.1445.88232060000 华中科技大学

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计算与说明 计算齿宽： 大齿轮： 主要结果 大齿轮齿宽： b2=42mm 小齿轮齿宽： b2bdd10.945.882mm42mm， b1=47mm 小齿轮： b1b2(5~10)mm(425)mm47mm; （4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度 计算当量齿数: Z130ZV131.800 33,,,coscos111517 Z2140ZV2148.398 cos3cos31115,17,, 查图得，齿形系数：YFa12.53，YFa22.18；应力修正系数：YSa11.62， YSa21.83。取Y0.9，Y0.7，则： 2KT1F1•YFa1YSa1YY bd1mn 21.163925 2.531.620.90.7MPa4245.8821.5 125.6MPaFP1 YFa2YSa2F2F1 YFa1YSa1 2.181.83 125.6MPa2.531.62 122.3MPaFP2错误!未找到引用源。 齿根弯曲强度足够。 （5）、齿轮结构设计 齿顶圆直径： 齿顶圆直径： da1=48.882mm da2=217.118mm da1d12ha（45.88221.5）mm48.882mm da2d22ha（214.11821.5）mm217.118mm 齿根圆直径： dfd12hf（45.882-21.251.5）mm42.132mm 1华中科技大学

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计算与说明 主要结果 齿根圆直径： df1=42.132mm df2=210.368mm dfd22hf(214.11821.251.5)mm 210.368mm2高速级齿轮设计结果： Z130，Z2140， d1=45.882 mm , d2=214.118 mm da1=48.882mm , da2=217.118mm df1=42.132mm , df2=210.368mm b1=47 mm , b2=42mm mn=1.5 mm , 错误!未找到引用源。 1115' 17'' , a=130mm ，v=0.768m/s. 对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为da2≥200 mm，所以做成腹板式结构，其中，dh=1.6ds=1.6*43mm=68.8mm，δ=8mm，c=0.3b=0.3*42mm=12.6 mm，d0=131.584 mm，d=31.392mm。具体结构如装配图上所示。 3. 低速级传动齿轮的设计计算 低速级主动轮输入功率2.057 kW，转速68.58 r/min，转矩T3=286444 N·mm，齿数比u=i3=3.590，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。 （1）、选择齿轮的材料及热处理方式 大小齿轮均采用45钢表面淬火，齿面硬度40~50HRC，取45HRC。 （2）、确定许用应力 A．确定极限应力σHlim和σFlim 许用接触应力σHlim3=σHlim4=1120MPa 许用弯曲应力σFlim3=σFlim4=350MPa B．计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN,YN N360a3n3t60168.58（530016）0.99108 N4N3/u0.99108/3.5900.28108查图表得，ZN3=1.0, ZN4=1.05; YN3=YN4=1。 C．计算许用应力 安全系数： SHlim1.1，SFlim1.5 故有： 华中科技大学 10 / 34

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计算与说明 主要结果 小齿轮3齿数： Z3=30 大齿轮4齿数： Z4=140 变位系数： HP3Z11201.0Hlim3N3MPa1018.2MPaSHmin1.1 HP4Hlim4ZN411201.05MPa1069.1MPaSHmin1.1 FP3Flim3YSTYN335021.0MPa466.7MPaSFmin1.5 FP4Flim4YSTYN435021.0MPa466.7MPaSFmin1.5 （3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸 A．选择齿轮类型 初估齿轮圆周速度v<=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。 B．初步选用8级精度 C．初选参数 初选：10，Z320, Z4=Z3u=203.590≈72，数d0.5。 D．初步计算齿轮主要尺寸 当量齿数： 340，齿宽系340 齿宽系数： ZV3Z3cos32021.37 3cos127276.93cos312 ZV4Z4cos3d0.5 据此查得：Ysa3=1.56 ,Ysa4=1.75 ;YFa3=2.83 ,YFa4=2.23 ;取Yε=0.7，Yβ=0.9；由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1，则： mn32KT3cos3YYdz12•YFaYSaFP321.1286444cos120.70.91.562.863•mm2466.70.5202.61mm YFa3YSa3YFa4YSa4YFa3YSa3比大，所以上式将代入） （因为FP3FP4FP3华中科技大学

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计算与说明 主要结果 取标准模数mn=3.5 mm（若取标准模数mn=3 mm，则低速轴与齿轮2发生干涉，法面模数： 故此处模数取大一点，取标准模数mn=3.5 mm），则中心距 mn=3.5 mm mn(Z3Z4)3.5(2072)amm164.597mm 2cos2cos12中心距： 圆整后取a=165mm。 a=165mm 调整螺旋角： 螺旋角： arccosarccosmn(Z3Z4)2a1238'30'' 计算分度圆直径： 分度圆直径： 3.520d3mnZ3/cosmm71.739mm d3=71.739mm cos1238'30''d4=258.261mm 3.572d4mnZ4/cosmm258.261mm cos1238'30''计算圆周速度： vd3n3/(601000)圆周速度： 3.1471.73968.58v=0.258 m/s m/s60000 0.258m/s 符合估计值。 计算齿宽： 大齿轮：b4bdd30.571.739mm36mm， 大齿轮4齿宽： 小齿轮： b4=36 mm 小齿轮3齿宽： b3b4(5~10)mm(365)mm41mm; b3=41 mm （4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度 根据螺旋角查得节点区域系数ZH2.45;弹性系数ZE189.8MPa;取重合度系数Z0.8;螺旋角系数Z3.5(2072)2165 1238'30''cos•cos1238'30''0.989，则： H3ZHZEZZ2KT3bd32u1u21.12864443.5901MPa3.5903671.7392 2.45189.80.80.989767.2MPaHP3华中科技大学

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计算与说明 主要结果 齿顶圆直径： da3=78.739mm da4=265.261mm 齿根圆直径： df3=62.989mm df4=249.511mm H4H3767.2MPaHP4 齿面接触疲劳强度满足要求。 （5）、齿轮结构设计 齿顶圆直径： dad32ha（71.73923.5）mm78.739mm 3da4d42ha（258.26123.5）mm265.261mm 齿根圆直径： df3d32hf（71.739-21.253.5）mm62.989mmdf4d42hf(258.26121.253.5)mm249.511mm高速级齿轮设计结果： Z320 ， Z472 d3=71.739mm , d4=258.261mm b3=41mm , b4=36mm da3=78.739mm , da4=265.261mm df3=62.989mm , df4=249.511mm b3=41 mm , b4=36mm mn=3 mm , 错误!未找到引用源。 1238'30'' , a=165mm ， v=0.258m/s. 对于中间轴上的小齿轮3，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4≥200 mm，所以做成腹板式结构， 其中，dh=1.6ds=1.6*70mm=112mm，δ=12mm，c=0.3b=0.3*36mm=10.8 mm，d0=168.7555 mm，d=28.37775mm。具体结构如装配图上所示。 4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计 已知，最小轴径的初算公式为dminC3Pn，轴的材料均选用45钢，调质处理，查得其许用应力[σ-1]b=60MPa , C=118~107。 （1）、高速轴 因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径 华中科技大学 13 / 34

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dminC3P118n32.142mm22.24mm 320计算与说明 主要结果 华中科技大学

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在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=23.35mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=24mm。初步设计其结构如下图所示： 高速轴最小轴颈： d2min=24mm 图2. 低速轴结构设计 （2）、中间轴 取C=110，则： 中间轴最小轴P2.057颈： dminC31103mm34.18mmn68.58 d3min=40 mm 在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=35.89 mm,再 根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min=40 mm。初步设计其结 构如下图所示： 图3. 中间轴结构设计 （3）、低速轴 取C=110，则： dminP1.975C31103mm51.63mmn19.10 在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=54.21mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d4min=55 mm。初步设计其结构如下图所示： 计算与说明 低速轴最小轴颈： d4min=55 mm 主要结果 华中科技大学 15 / 34

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图4. 低速轴结构设计 5. 初选滚动轴承 根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承， 选择型号结果如下表所示。 表2. 轴承代号及其尺寸性能 滚动轴承选型 结果： 轴种类 轴承代号 D TB C Cr/kN C0r/kN d 高速轴： 高速轴 30207 35 72 18.25 17 15 54.2 63.5 30207 中间轴： 中间轴 30208 40 80 19.75 18 16 63.0 74.0 30208 低速轴 30213 65 120 24.75 23 20 120 152 低速轴： 30213 由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑 脂润滑。 七 联轴器的选择及计算 1. 低速轴与工作机之间的联轴器 由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上， 要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用 GICL型鼓形齿式联轴器。 计算转矩，根据文献3表9-1，取工作情况系数KA=1.5，则： TcaKAT41.5987.5N•m1481.25N•m 低速轴与工作查表，选择联轴器型号：GICL3,即所选联轴器为GICL3型联轴器。 机间联轴器: 其主要尺寸如下表所示： GICL3联轴器错表3. GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸 误!未找到引用d1 L D2 型号 轴孔类型 键槽类型 源。 GICL3 Y型 A型 55 112 95 55112J1B5084JB/T8854.3 华中科技大学 16 / 34

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计算与说明 主要结果 大带轮与高速轴间键： 键8X40 GB/T 1096 中间轴与其上大齿轮间键： 键B12X32 GB/T 1096 低速轴与其上大齿轮间键： 键B20X28 GB/T 1096 八 键连接的选择及计算 1. 大带轮与高速轴间键的设计与计算 大带轮与高速轴连接处轴颈d=24 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=58 mm，故根据标准，可取键长L=40 mm，其有效长度为l=L-b=(40-8)mm=32 mm。高速轴上传递的转矩T2=63.925 N·m，由此可得该键所受挤压应力为： P4Tdhl463.925Pa47.56MPa[P]0.0240.0070.032 该键满足强度条件，其设计是合理的。 2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算 中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=43 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度l=40 mm，故根据标准，可取键长L=32 mm,其有效长度为l=L=32 mm。中间轴上传递的转矩T3=286.444 N·m，由此可得该键所受挤压应力为： P4Tdhl4286.444Pa104.09MPa[P]0.0430.0080.032 故该键满足强度条件，其设计是合理的。 3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算 低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=70 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=20 mm，高度h=12 mm。该轴段长度l=34 mm，故根据标准，可取键长L=28 mm,其有效长度为l=L=28 mm。低速轴上传递的转矩T4=987.5 N·m，由此可得该键所受挤压应力为： P4Tdhl4987.5Pa167.94MPa[P]0.070.0120.028 故该键强度过低，由于受到轴段长度限制，该键不适合再作加长处理。考虑采用双键结构，两键按180°对称布置。考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中按1.5个键计算。故采用双键结构后，每个键所受挤压应力为： P167.94MPa111.96MPa[P]1.5 从而满足了强度条件，其设计是合理的。 4. 低速轴与工作机间键的设计与计算 工作机与低速轴连接处轴颈d=55 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺 华中科技大学 17 / 34

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计算与说明 主要结果 寸：宽度b=16 mm，高度h=10 mm。该轴段长度l=110 mm，故根据标准，可取键长低速轴与工作L=90 mm，其有效长度为l=L-b=(90-16)mm=74 mm。低速轴上传递的转矩T4=987.5 机间键： N·m，由此可得该键所受挤压应力为： 键16X90 GB/T 1096 4T4987.5 PPa97.05MPa[P]dhl0.0550.010.074 该键满足强度条件，其设计是合理的。 九 轴的强度校核计算 1. 高速轴 （1）、计算齿轮受力 齿轮1的圆周力： 2T2263.925Ft1N2786.5N齿轮1受力： d10.045882 圆周力： 齿轮1的径向力： Fr1Ft1齿轮1的轴向力： tanntan202786.5N1034.1Ncoscos1115'17'' Ft12786.5N径向力： Fr11034.1N轴向力： Fa1Ft1tan2786.5tan1115'17''N554.5N （2）、画受力简图 假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。 Fa1554.5N 华中科技大学 18 / 34

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计算与说明 主要结果 高速轴铅垂面支反力： RVA1455.0N 图5. 高速轴的受力分析 （3）、计算支反力 铅垂面支反力： RVAFQ(8310455.75)Fad1/2Fr55.75(10455.75)667.6(8310455.75)554.545.882/21034.155.75N(10455.75)1455.0N RVB246.7N RVBFQFrRVA(667.61034.11455.0)N246.7N水平面支反力： 华中科技大学 19 / 34

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计算与说明 主要结果 高速轴水平面支反力： RHA2786.555.75N972.4N(10455.75)(10455.75) Ft55.75RHA972.4NRHB1814.1N RHBFtRHA(2786.5972.4)N1814.1N （4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 A．铅垂面弯矩 齿轮所在截面处弯矩有突变，故： 左截面： Mv,(a)RVA104FQ(83104)(1455.0104667.6187)N•mm26479N•mm右截面： ,Mv,(a)RVB55.75246.755.75N•mm13754N•mm 支点A处： MVAFQ104667.6104N•mm69430N•mmB．水平面弯矩 MH(a)RHA104972.4104N•mm101130N•mm分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5（c）、（e）所示。 C．合成弯矩 齿轮所在截面左截面： M(,a)2MH2(a)Mv,(a)1011302264792N•mm104539N•mm 齿轮所在截面右截面： M(,a,),2MH2(a)Mv,(a)1011302137542N•mm102061N•mm 支点A处： MAMVA69430N•mm 由此作出合成弯矩图，如图5（f）所示。 画出扭矩图，如图5（g）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的轴段。 （5）、计算当量弯矩 轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则： 齿轮所在截面左截面： ,22McaM(,a1045392(0.663925)2N•mm111353N•mm (a))(T)华中科技大学

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计算与说明 齿轮所在截面右截面： 主要结果 ,,,,2222McaM(T)102061(0.663925)N•mm109030N•mm(a)(a) 支点A处： 2222McaAMA(T)69430(0.663925)N•mm79320N•mm （6）、校核弯、扭合成强度 分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=42 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1×423）mm3=7408.8 mm3。由此可得，轴上该处所受弯 曲应力为： ,M111353 ,ca(a)ca(a)MPa15MPa[1]b60MPa W7408.8 显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。 2. 中间轴 （1）、计算齿轮受力 齿轮2受力： 齿轮2的圆周力： 圆周力： Ft2齿轮2的径向力： 2T32286.444N2675.6N d20.214118Ft22675.6N径向力： Fr2Ft2齿轮2的轴向力： tanntan202675.6N992.9N coscos1115'17''Fr2992.9N轴向力： Fa2532.4N 齿轮3受力： 圆周力： Fa2Ft2tan2675.6tan1115'17''N532.4N 齿轮3的圆周力： Ft3齿轮3的径向力： 2T32286.444N7979.7N d30.071793Ft37979.7N径向力： Fr3Ft3齿轮3的轴向力： tanntan207979.7N2976.5N coscos1238'30''Fr32976.5N轴向力： Fa31789.8N Fa3Ft3tan7979.7tan1238'30''N1789.8N （2）、画受力简图 按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。 华中科技大学 21 / 34

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计算与说明 主要结果 图6. 中间轴的受力分析 华中科技大学 22 / 34

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计算与说明 （3）、计算支反力 铅垂面支反力： 主要结果 中间轴铅垂面支反力： Fr3(5156.25)Fr256.25Fa3d3/2Fa2d2/2(53.755156.25)2976.5(5156.25)992.956.251789.871.793/2532.4214.118/2N(53.755156.25)2374.7NRVA RVA2374.7NRVB1594.7N 中间轴水平面支反力： RVBFr2Fr3RVA(992.92976.52374.7)N1594.7N水平面支反力： Ft3(5156.25)Ft256.25(53.755156.25)7979.7(5156.25)2675.656.25N (53.755156.25)4381NRHARHA4381NRHB923.1N RHBFt3Ft2RHA(7979.72675.64381)N923.1N （4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 A．铅垂面弯矩 齿轮3所在截面处弯矩有突变，故： 左截面： ,Mv(a)RVA53.75(2374.753.75)N•mm127640N•mm 右截面： Mv,,(a)Mv,(a)Fa3d3/2(1276401789.871.793/2)N•mm63392N•mm齿轮2所在截面处弯矩有突变，故： 右截面： ,,Mv(b)RVB56.25(1594.756.25)N•mm89702N•mm 左截面： Mv,(b)Mv,,(b)Fa2d2/2(89702532.4214.118/2)N•mm32704N•mmB．水平面弯矩 MH(a)RHA53.57438153.57N•mm234690N•mm MH(b)RHB56.25923.156.25N•mm51924N•mm 华中科技大学

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计算与说明 分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图6（c）、（e）所示。 C．合成弯矩 齿轮3所在截面左截面： 主要结果 M(,a)2,2MH(a)Mv(a)23469021276402N•mm267154N•mm 齿轮3所在截面右截面： M(,,a)2,,2MH(a)Mv(a)2346902633922N•mm243101N•mm 齿轮2所在截面左截面： M(,b)2,2MH519242327042N•mm61365N•mm (b)Mv(b)齿轮2所在截面右截面： ,M(,b)2,,2MH519242897022N•mm103646N•mm (b)Mv(b)由此作出合成弯矩图，如图6（f）所示。 画出扭矩图，如图6（g）所示，转矩作用于两齿轮所在截面之间的轴段。 （5）、计算当量弯矩 轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则： 齿轮3所在截面左截面： ,,Mca(a)M(a)267154N•mm 齿轮3所在截面右截面： ,,McaM(,,a2)(T)22431012(0.6286444)2N•mm297718N•mm (a)齿轮2所在截面左截面： ,22McaM(,b613652(0.6286444)2N•mm182493N•mm (b))(T)齿轮2所在截面右截面： ,,,,Mca(b)M(b)103646N•mm （6）、校核弯、扭合成强度 分析可知，齿轮3所在截面的右截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=48 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1×483）mm3=11059.2 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为： ,,ca(a),,Mca(a)W297718MPa27MPa[1]b60MPa 11059.2又因为齿轮2所在截面的左截面轴颈较小且开有一个键槽，并且该处当量弯矩比较大，故也属于危险截面。此处轴颈d=43 mm，键槽宽度b=12 mm，键槽深度t=5.0 mm，所以其抗弯模量为 华中科技大学 24 / 34

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计算与说明 主要结果 齿轮4受力： 圆周力： bt(dt)2W322d3.14433125(435)2mm3 322436794.2mm3从而可求得轴上该处所受弯曲应力为 ,Mca(b)d3,ca(b)W182493MPa26.9MPa[1]b60MPa 6794.2显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。 3. 低速轴 （1）、计算齿轮受力 齿轮4的圆周力： Ft4齿轮4的径向力： 2T42987.5N7647.3N d40.258261Ft47647.3N径向力： Fr4Ft4齿轮4的轴向力： tanntan207647.3N2852.5N coscos1238'30''Fr42852.5N轴向力： Fa41715.2N Fa4Ft4tan7647.3tan1238'30''N1715.2N （2）、画受力简图 按照前面所作假定，可画出低速轴的受力如下图所示。 华中科技大学 25 / 34

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计算与说明 主要结果 低速轴铅垂面支反力： 图7. 低速轴的受力分析 （3）、计算支反力 铅垂面支反力： Fr4110Fa4d4/2(56.25110)2852.51101715.2258.261/2N (56.25110)555.1NRVARVA555.1NRVB2297.4N 华中科技大学 26 / 34

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计算与说明 主要结果 低速轴水平面支反力： RVBFr4RVA(2852.5555.1)N2297.4N 水平面支反力： RHAFt41107647.3110N5060N (56.25110)(56.25110)RHA5060NRHB2587.3N RHBFt4RHA(7647.35060)N2587.3N （4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 A．铅垂面弯矩 齿轮4所在截面处弯矩有突变，故： 左截面： ,Mv(a)RVA56.25(555.156.25)N•mm31224N•mm 右截面： ,,Mv(a)RVB110(2297.4110)N•mm252714N•mm B．水平面弯矩 MH(a)RHA56.25506056.25N•mm284625N•mm 分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图7（c）、（e）所示。 C．合成弯矩 齿轮4所在截面左截面： M(,a)2,2MH(a)Mv(a)2846252312242N•mm286333N•mm 齿轮4所在截面右截面： M(,,a)2,,2MH(a)Mv(a)28462522527142N•mm380625N•mm 由此作出合成弯矩图，如图7（f）所示。 画出扭矩图，如图7（g）所示，转矩作用于齿轮4所在截面与工作机所在截面之间的轴段。 （5）、计算当量弯矩 轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则： 齿轮4所在截面左截面： ,,Mca(a)M(a)286333N•mm 齿轮4所在截面右截面： ,,McaM(,,a2)(T)23806252(0.6987500)2N•mm704224N•mm (a)（6）、校核弯、扭合成强度 分析可知，齿轮4所在截面的右截面当量弯矩最大，且此轴段开有两个键槽，属 华中科技大学 27 / 34

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计算与说明 于危险截面，此处轴颈d=70 mm,键槽宽度b=20 mm，键槽深度t=7.5 mm，所以其抗弯模量为 主要结果 bt(dt)2W32d3.14703207.5(707.5)2mm3 327025286.3mm3从而可求得轴上该处所受弯曲应力为 ,,Mca(a)d3,,ca(a)W704224MPa27.9MPa[1]b60MPa 25286.3显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。 十 滚动轴承寿命的校核计算 1. 高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核 轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知： 图8. 高速轴上轴承支撑受力 Fa554.5N 2222FRR1455.0972.4N1750N r1HAVA 2222FRR246.71814.1N1831N r2HBVB 对于30207型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为： S1Fr11750N546.9N 2Y21.6F1831S2r2N572.2N 2Y21.6两轴承为正装，且S1≤S2+Fa ，故有： 华中科技大学 28 / 34

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计算与说明 主要结果 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有： Fa11126.70.64e，故有： Fr11750 Pf(0.4FYF)1.1(0.417501.61126.7)N2753N1Pr1a1 又，对于轴承2，有： Fa2572.20.31e，故有： Fr21831 P2fPFr21.11831N2014N PP12因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=54.2kN，温度系数取为ft=1，高速轴上圆锥滚子轴承的寿命指数ε=10/3，则高速轴上轴承寿命为 滚子轴承寿命： Fa2S2572.2N ， Fa1S2Fa(572.2554.5)N1126.7N 10ftCr101542006Lhh1.110h229年5年 60n2P6032027531故，高速轴上所选的30207型圆锥滚子轴承是合用的。 2. 中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核 轴承的支撑受力如图9所示，由轴的受力易知： 66103Lh229年 图9. 中间轴上轴承支撑受力 FaFa3Fa2(1789.8532.4)N1257.4N Fr122RVARHA2374.7243812N4983N 2222FRR1594.7923.1N1843N r2HBVB 对于30208型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为： 华中科技大学

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计算与说明 主要结果 两轴承为正装，且S1≤S2+Fa ，故有： Fa2S2576N ， Fa1S2Fa(5761257.4)N1833.4N 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有： Fa11833.40.368e，故有： Fr14983 PfF1.14983N5481N1Pr1 又，对于轴承2，有： Fa25760.31e，故有： Fr21843 P2fPFr21.11843N2027N PP12因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=63.0kN，温度系数取为ft=1，中间轴上圆锥滚子轴承的寿命指数ε=10/3，则中间轴上轴承寿命为 滚子轴承寿命： S1Fr14983N1557N 2Y21.6F1843S2r2N576N 2Y21.610ftCr101630005Lhh8.310h174年5年 60n3P6068.5854811故，中间轴上所选的30208型圆锥滚子轴承是合用的。 3. 低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核 轴承的支撑受力如图10所示，由轴的受力易知： 66103Lh174年 图10. 低速轴上轴承支撑受力 FaFa41715.2N 华中科技大学 30 / 34

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计算与说明 2222FRR555.15060N5090N r1HAVA 主要结果 2222FRR2297.42587.3N3460NHBVB r2 对于30213型轴承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生轴向力为： F5090S1r1N1697N 2Y21.5 F3460S2r2N1153N 2Y21.5 两轴承为正装，且S2≤S1+Fa ，故有： Fa1S11697N ， Fa2S1Fa(16971715.2)N3412N 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有： Fa116970.33e，故有： Fr15090 PfF1.15090N5599N1Pr1 又，对于轴承2，有： Fa234120.986e，故有： Fr23460 P2fP(0.4Fr2YFa2)1.1(0.434601.53412)N7152N PP21因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷Cr=120kN，温度系数取为ft=1，低速轴上圆锥滚子轴承的寿命指数ε=10/3，则低速轴上轴承寿命为 滚子轴承寿命： Lh2198年 10ftCr1011200007Lhh1.0610h2198年5年60n4P26019.1715266103 故，低速轴上所选的30213型圆锥滚子轴承是合用的。 十一 润滑和密封 1. 齿轮的润滑 由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低（<0.5m/s），浸油深度可达1/6~1/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。 齿轮齿面硬度为280~350HBS，圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为 华中科技大学 31 / 34

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计算与说明 266mm2/s(50摄氏度)，由此选择L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）。 2. 滚动轴承的润滑 由于齿轮圆周速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承侧安装铸造挡油盘以防止箱油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座，每工作3~6个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工作要求，选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）润滑。 3. 密封 本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈30 /ZQ 4606和毡圈60 /ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。 主要结果 齿轮油池浸油润滑润滑油型号： L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995） 滚动轴承脂润滑润滑脂型号： 1号通用锂基十二 箱体及附件的结构设计和选择 润滑脂1. 箱体 （GB7324-1991 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度 ） 在机体加肋。考虑到机体零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，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。铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。 2.轴承盖与套杯 均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。 3. 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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螺钉紧固（具体结构参考装配图）。 4. 油面指示器 选用油标尺。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。油标尺中心线与水平面呈45°或大于45°角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。 5. 通气孔 由于减速器运转时，机体温度升高，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，以便达到体为压力平衡。本减速器选用通气罩。 6. 启盖螺钉 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。 7. 定位销 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。 8. 吊钩 华中科技大学

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计算与说明 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. 9. 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。 箱体具体各部分的尺寸大小如表4所示：

表4. 减速器铸造箱体的结构尺寸

箱座壁厚δ 箱盖壁厚δ1 箱座凸缘壁厚b 箱盖凸缘壁厚b1 箱座底凸缘壁厚b2 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 定位销直径 大齿顶圆与箱体壁距离Δ1 齿轮端面与箱体壁距离Δ2 箱体外壁至轴承座断面的距离Δ4 箱座箱盖上的肋板厚 地脚螺钉 直径与数目 通孔直径 沉头座直径 底座凸缘尺寸 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 8mm 6mm 6mm 10 mm 10 mm 49 mm 主要结果 m7，m17 df16mm，n6 df=20 mm 'D045mm C127.5mm，C225.5mm 连接螺栓 轴承旁连接螺栓直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓沉头座直径 轴承旁连接螺栓凸缘尺寸 d112mm d'13.5mm D=26mm C122.5mm,C218.5mm 华中科技大学 33 / 34

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连接螺栓

箱座、箱盖的连接螺栓直径 箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径 箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径 箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸 d28 d'9mm D=18 C117.5mm,C214.5mm 十三 设计小结

纸上学来终觉浅，绝知此事要躬行。经过三个星期的“实战演练”，我收获了很多。 也许每个男孩都有一个设计师的梦想，我也是抱着这样一个梦想长大的。然而，想像很美好，现实却很残酷。以前我只看到了设计师表面上的光鲜亮丽，这一次，我终于体会到了那一抹光环背后的凄凉痛苦。在没有任何设计基础的条件下，我们迎来了这次课程设计。整整18天，我都醉在这孤独、反复的设计之中，算了又画，画了又改，改了再算，就是在这不断重复的过程中，我对设计有了刻骨铭心的认识，我的设计水平有了很大的提升，也正是这一段辉煌的设计岁月，让我看到了每天黑夜转白昼的那一瞬间的美好。

其实，设计分为创新性设计跟改进型设计。而我们这次所做的设计是最最基本的设计，基本上是照着书上给出的结构重新设计一下尺寸，把机械设计课堂上所学的知识再走一遍，基本上没什么改进，更谈不上什么创新。然而，即便是如此，对于我们这些还没有接触过实物的学生来说也还是具有很大的挑战性的。对于我们来说，重点不在于创新，关键是要学会设计的基本步骤及其基本技巧。

进过这次的设计，我总结出以下几点：首先，要有全局观念。在设计过程中，不能过多的拘泥于某一个很少的零部件，首先应该对整个减速器有个全面的了解，确定其传动方案及基本架构，然后再化整为零，自顶向下，逐步细化到各个零部件的设计。第二，设计过程中要耐心，不要畏惧重复。在设计过程中，重复是不可避免的，以我自己来说，开始选用的是链传动，后来在画图时发现高速轴上的齿轮过小，比低速轴的最小轴颈还小，没办法，只能是重新来过。重新设计时，我干脆换了一种传动方案，换成了带传动，设计到后来快要完成时又发现低速轴与中间轴上大齿轮发生干涉，又从低速级齿轮开始，重新设计了一遍。很多人会认为这个过程很浪费时间，其实不然，正所谓“吃一堑，长一智”，在不断的重复过程中我们积累了经验，以后对某些参数会有一定的敏感度，在出错前就可以通过修改参数避免犯错。第三，设计过程中要认真仔细，一丝不苟。对于设计过程中的某些细节问题，有些人可能会觉得过于繁琐，然后草草了结，比如说标题栏和明细表，很多人觉得很简单，但是自己画起来很费时，所以干脆拷贝别人的。其实越是这些小细节越是可以看出一个人的态度，自己画一画总会有好处，别人的尺寸有可能不适合你的图，但自己画的一定会适合自己的图。第四，设计过程中遇到问题要学会自己解决，不能太依靠他人。很多人遇到问题，总是喜欢不假思索，直接去请教他人，然后把别人告诉他的结果直接用上去，而不去追究那获得答案的过程，然后下次遇到同样的问题，自己还是不会。所以，再设计过程中，遇到什么问题，应该先自己思考，参阅各种资料，这样之后还实在是解决不了再去请教他人。请教他人的过程也要注意，不应该把重点问题放在答案上，而应该着重了解别人解决问题的方法及过程。这样，我们得来的答案才会刻骨铭心，下次遇到同样的问题才会迎刃而解。

总之，我在设计的过程痛苦并快乐着，这过程让我进步不少，也让我离设计师的梦想又近了一步。设计过程中老师和同学的帮助是必不可少的，没有他们，我完成不了这项工作，

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在这里，由衷的感他们的支持和帮助。特别感那些每天陪我一起起早贪黑，背着电脑到图书馆画图的哥们，遇到问题我们一起思考，一起解决，互相激励，互相探讨。今天，这份设计不仅仅是属于我，它也属于你们，你们的激励是我不断前进的动力。同时，还要感老师在设计过程中的指导，以及对我们提出的一些小问题，是您提出的这些问题，让我们边模仿的过程中边学会思考。

十四 参考资料

[1] 钟家麒，钟晓颖编. 工程图学[M]，中英双语. ：高等教育，2006.

[2] 家军主编. 机械原理——基础篇[M]. ：华中科技大学，2005.

[3] 卫国，饶芳主编. 机械设计——基础篇[M]. ：华中科技大学，2006.

[4] 唐增宝，常建娥主编. 机械设计课程设计[M]，第3版. ：华中科技大学，2006

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