本文主要介绍机械设计基础课程设计的详细步骤（其实本文所说的详细的设计步骤就是我当时提交的课程设计说明书的电子版的筛选），给迷茫的小伙伴提供一些思路，博主所学专业为非机械专业，所以某些设计参数有可能不恰当，本篇博文的初衷只是为刚入坑，迷茫无措的小伙伴提供思路和设计步骤。

  设计步骤如下：

    这是我的设计要求：

  一、明确设计要求：

   （1）要求输出轴能承受一定的轴向力-------所以要选择7类或者3类轴承

   （2） 凸缘式轴承端盖

   （3）无噪音要求------设计直齿轮

  二、基本数据的计算：

   （1）表格中P是功率 P=FV/1000= （除1000是单位转换）我的设计数据 输送拉力F=640N 带速V=7.3M/s 所以P=640X7.3/1000=4.672KW

   （2）表格中n是转速，单位是转/分钟 ，我的数据滚筒直径d=410mm V=πnd/60000 所以n= 60000xV/πd=60000x7.3/3.1415/410=340.0582r/min

   （3）表格中i是传动比 i=电机输入转速/转速n 即i=电机输入转速/340.0582r/min= 1440/ 340.0582 =4.2346

  三、确定传动方案：

选择如上图所示的方案一

  四、电动机的选择及各轴参数计算：

    Y系列三相交流异步电动机（最常用的电动机，经济实惠，而且能够满足我们的要求）

   （1）确定工作机需要的功率Pw= FV/1000/工作机的效率=需要输出的功率/工作机的效率 对于带式传动机工作机的效率一般取0.94~0.96，我取的是0.96 所以 Pw=4.672KW/0.96= 4.8667Kw

   （2）确定传动装置的总效率及电动机的额定功率， 我采用的是方案一 传动副如下：

    η1：联轴器传动1个 查表2-4（课程设计指导书）取η1=0.99

    η2：圆锥滚子轴承2对，查表2-4取η2=0.98

    η3：v带传动1个 查表2-4取η3=0.95

    η4：圆柱齿轮传动8级精度1个 查表2-4取η4=0.97

    所以ηa=η1η2η2η3η4=0.99x0.98x0.98x0.95x0.97= 0.876158514

   所以 电动机实际所需的输出功率P0=Pw/ηa=4.8667/ 0.876158514=5.5546Kw

   所以电动机的额定功率Pe>=KxP0 K是过载系数，本设计认为工作在载荷平稳的情况下，K取值为1，所以电动机的额定功率Pe>=5.5546Kw,查表8-108取7.5kw（这样一来虽然是照载荷平稳设计的，但是实际上其实也就有了一定的过载能力）

   （3）选择电动机的转速并确定电动机的型号

    从通用性和实用性触发，根据实际情况，选择同步转速1500转的4极电机，查表8-108得合适的电机型号为Y132M-4，计算得出的传动比为1440/ 340.0582=4.2346

   （4）传动比的拆分

    由于带传动的传动比过大时，大带轮半径大于减速器输入轴中心高度，会造成安装困难。因此由带传动和单级齿轮减速器组成的传动装置中，应使带传动的传动比小于齿轮的传动比。

    所以，我将传动比4.2346，拆为带传动i01= 2、齿轮传动i12=2.1173 （从原动机到工作机的轴依次记为0轴、1轴、2轴）（带传动比一般在2~4之间）

   （5）传动装置的运动参数和动力参数的计算

   各轴转速：

    n0=1440r/min

     n1=n0/i01=1440/2=720r/min

     n2=n0/01/i12=1440/4.2346=340.0582r/min

    各轴输入功率：

      P0=5.5546kw

      P1=P0xη3 =5.5546x0.95=5.27687kw

      P2=P1xη2xη4=5.27687x0.98x0.97=5.016192622Kw

      卷筒轴PN=P2xη1xη2=5.016192622x0.99x0.98=4.8667100818644Kw

      （顺便验证一下PNx0.96=4.8667100818644x0.96=4.6720 Kw，也就是工作机实际输出的功率，与前面计算出的数值4.672kw相同）

    各轴转矩：

      T0=9550xP0/1440=9550x5.5546/1440=36.8377986（Nm）

      T1=T0xi01xη3=36.8377986x2x0.95=69.9918（Nm）

      T2=T1xi12xη2xη4=69.9918x2.1173x0.98x0.97= 140.8729（Nm）

      卷筒轴TN=T2xη1xη2=140.8729x0.99x0.98=136.6749（Nm）

  五、v带传动的设计：

    （1）已知条件：传动比 i01=2，电动机转速1440r/min

    （2）Pcd电动机在额定工作下的输出功率 通过前面的计算得知是7.5kw

     Pca=KxPcd，按理说带式运输机载荷系数K应该取1.2左右，但是之前我们计算出所需的电动机输出功率只需要5.5546Kw就可以了，由于电动机型号的原因我们选了7.5kw的电动机5.5546x1.2=6.66552Kw<7.5kw,也就是说这里虽然我们取K=1，但是实际上相当于已经考虑了载荷系数的影响，所以Pca=7.5kw

    （3）所以根据普通v带选型图得出应该选A型v带

    （4）查表选择小带轮的基准直径d1=100mm（A型带应该大于75mm），传动时的滑动率取为0.02，因此d2=i01xd1（1-0.02）=196，查表后选取与之最接近的d2=200mm

    （5） 验算带速：v=πdn/60000=3.14x100x1440/60000= 7.536m/s满足要求

    （6）确定中心距a0 ：0.7（d1+d2）=210mm 2（d1+d2）=600mm 我们取a0=400mm介于210~600之间

    （7）计算带长：Ld0=2a0+π/2（d1+d2）+（d2-d1）（d2-d1）/4a0=800+1.57x300+ 10000/1600=800+471+6.25=1277.25mm,查表后选择带长为1250mm

    （8）计算实际中心距a=400+（1250-1277.25）/2=399.51mm

    （9）验算包角a1=180-（200-100）/399.51x57.3=180-14.34=165.66度>120度 满足要求

    （10）查表得P0=1.31 △P0=0.17 Ka=0.96 KL=0.93

      所以【P0】=（1.31+0.17）x0.96x0.93=1.321344

      Z=7.5/1.321344=5.68 所以需要6跟带

     所以v带传动的参数如下：

            带型：A型普通v带        传动比：2
            小轮直径：d1=100mm      大轮直径：d2=200mm
            小轮转速：1440r/min       带速：7.536m/s
            中心距a：399.51mm        小轮包角：165.66度
            需要带的根数：6根

  六、齿轮传动的设计：

    由于我的设计要求中无噪音要求------所以我设计的是直齿轮传动

    （1）传动方式选择：带式输送机的工作载荷比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，因此为了便于加工，采用软齿面齿轮传动,因采用的是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。

    （2）材料选择：齿轮材料可选用便于制造且价格便宜的材料。我选的大小齿轮均采用45号钢，小齿轮调质处理( 220HBW) ;大齿轮正火处理180HBw)，满足小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高30-50HBW的要求

    （3）齿数的选择：闭式齿轮传动一般转速较高， 为了提高传动的重合度和平稳性，小齿轮的齿数宜选多一些，可取Z=20~40，我初步选定小齿轮的齿数为Z1=30， Z2=Z1xi12=30x2.1173=63.519 取Z2=64 所以齿轮传动实际的传动比为64/30=2.13

    （4）齿宽系数的选择：由于是单级齿轮传动，两轴承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软齿面，所以查表（课本7-6）得，取为1.0

    （5）载荷系数K因为载荷比较平稳， 齿轮为软齿面，支承对称布置，查表（课本7-5）得，取K=1.1

    （6）齿数比u：对于单级减速传动， 齿数比u=i12=2.13

    （7）确定许用应力：小齿轮的齿面平均硬度为220HBW,查图（课本图7-22）得接触疲劳极限应力为550MPa,查图（课本图7-24）得齿根弯曲疲劳极限应力为260MPa,齿面接触疲劳强度的最小安全系数取为Shlim=1.0, 齿根抗弯强度的安全系数Sflim =1.25,许用应力分别为：

      大齿轮的齿面平均硬度为180HBW,查图（课本图7-22）得接触疲劳极限应力为395MPa,查图（课本图7-24）得齿根弯曲疲劳极限应力为165MPa,

      齿面接触疲劳强度的最小安全系数取为Shlim=1.0, 齿根抗弯强度的安全系数Sflim =1.25,许用应力分别为：

    （8）计算小齿轮的转矩 减速机的输入功率为5.27687kw 输入转速为720r/min T1=9.55x10^6x5.27687/720=69991.8Nmm

    （9）按齿面接触疲劳强度计算：d1>=（（670x670x1.1x69991.8x3.13）/（1.0x395x395x2.13））开三次方 =68.789mm m=d1/z1=68.789/30=2.29 查第一系列标椎模数表取m=2.5 所以d1=30x2.5=75mm

    （10）按齿根弯曲疲劳强度校核： Z1=30，Z2=64 查表（课本表7-8）得齿形系数Yf1=2.60 Yf2=2.294 将小齿轮的许用弯曲应力代入校核公式得， σf1=2x1.1x69991.8x2.6/1/30^2/2.53= 28.47MPa<208MPa σf2=σf1x2.294/2.6= 25.12<132MPa 所以设计满足要求

    （11）计算齿宽： b1= φd *d1=1x75mm=75mm b2=b1-5=70mm（一般小齿轮比大齿轮宽5~10mm）

    所以齿轮传动设计的参数如下：

                小齿轮齿数：Z1=30           大齿轮齿数Z2=64
                传动比：i12=2.13             模数：m=2.5
                小齿轮宽度：b1=75mm        大齿轮宽度：b2=70mm
                8级精度直齿圆柱齿轮

  七、低速轴的设计（装配图第一阶段的设计）：

    已知该轴的功率为P2=5.016Kw，转速n2=340.0582r/min,大齿轮宽度b= 70mm

    单向转动，轴的材料无特殊要求。

    （1）选择轴的材料。因轴的材料无特殊要求，故选用45钢，正火处理。

    （2）初估轴的最小直径dmin。查有关表45钢: A=103~126，可得 dmin>=（103到126）x（（5.016/340.0582）开三次方）=（103~126）x0.25=25.75到31.5，考虑到轴上有1个键槽，所以应将直径增大5% 即（42.781565~52.33473）x1.05=27.0375 ~33.075

    （3）选择联轴器：根据传动装置的工作条件，拟选用LX3型弹性柱销联轴器(表 8-53)。联轴器所传递的名义转矩 T= 9550xP/n= 9550X5.016/340.0582=140.866Nm查教材相关表格得工作机为带式运输机时，K=1.25~1.5,我取K=1.5.计算转矩Tc=KT=1.5X140.866Nm 211.299 (N. m)LX3型联轴器中能满足传递转矩的要求(Tn= 1250N. m>Tc, [n]=4750r/min>n)，其轴孔直径d= 30~48mm.确定轴的最小直径取 dmin =30mm。

    （4）轴的结构设计

    a 轴上的零件布置轴上安装有齿轮、联轴器、两个轴承。因单级传动，- -般将齿轮安装在箱体中间，轴承安装在箱体的轴承孔内，相对于齿轮左右对称为好。联轴器根据其作用只能布置在箱体外面的一端。

    b.零件的装拆顺序 轴上零件不同的装拆顺序，要求轴具有不同的结构形式，轴的各段直径按安装顺序依次变化，后段直径应大于前段直径。本题目的主要零件齿轮可以从左端装拆，也可从右端装拆，现取齿轮从左端装人，即如图5-16所示，齿轮、套简、轴承、轴承盖、联轴器等零件从轴的左端装入，这样安装的好处是保证安装齿轮和联轴器的两轴段在同一加工方向加工，便于保证加工的同轴度:右端的轴承从右端装入。这样就形成: d联 <d肩<d承<d环 >d肩> d承，两端安装轴承处的直径相等，形成两头细中间粗的阶梯形轴，既符合等强度的要求，又便于零件的装拆。

    c.轴上零件的定位和固定 设计轴的结构时要考虑零件在轴上位置的固定，轴上零件的固定包括周向固定和轴向固定。本题目中联轴器和齿轮的周向固定均采用键连接，具体尺寸可根据轴的直径查手册，这里暂不给出键的详细尺寸。轴向固定是为了防止零件沿轴线方向窜动。为了达到这个目的，就需要在轴上设计 某些装置，如轴肩、套简、挡圈等。低速轴的结构如图5-16所示，各轴段设计的具体方法如下:

    轴段①安装联轴器，周向固定用键。

    轴段②大于轴段①形成轴肩，用来定位联轴器。

    轴段③大于轴段②，是为了安装轴承方便。

    轴段④大于轴段③，是为了安装齿轮方便;轴段③也可再分为两部分，这是考虑便于加工，因前一部分安装轴承，需要磨削加工，而后一部分只安装一个套简，不需要很高的加工精度，将来在零件图上可在分开的地方划一细线，表示精度不同，也可在安装轴承宽度处开越程槽。齿轮在轴段④上用键周向固定。

    轴段⑤大于轴段④形成轴环，用来定位齿轮。

    轴段⑦直径应和轴段③直径相同。

    轴段⑥大于轴段⑦形成轴肩，用来定位轴承;轴段⑥大于轴段⑦的部分取决于轴承标准。轴段⑤与轴段⑥处的直径变化没有什么直接的影响，只是一般的轴身连接。

    本题目中:①_②、④⑤、⑥_{⑦三处的轴肩用来定位，属于定位轴肩。②}③、③_{④两处的轴肩不是用来定位的，只是为了安装零件方便，属于非定位轴肩。⑤}⑥处的轴肩仅是一般连接上造成的直径差值，没有什么用处。

    d.确定轴的各段尺寸

    (a)各轴段的直径

    轴段①的直径已由前面计算确定为d1=30mm。

    轴段②的直径d2应在di的基础上加上2倍的轴肩高度，这里的轴肩为定位轴肩，可取h=(0.07~0.1)d。这里取h12=3mm，即d2= d1 + 2h12 = 30mm+2 X 3mm= 36mm,考虑该轴段安装密封圈，故直径d2还应符合密封圈的标准，取d2 = 38mm。 所以实际上h12=4

    轴段③的直径d3应在d2的基础.上增加2倍的轴肩高度，此处为非定位轴肩，一般情况下，非定位轴肩可取h=1_{2mm。因该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴承内径相符合。滚动轴承内径在20}495mm范围内均为5的倍数，即20、25、30、35等，这里取d3=40mm（也就是说h23=1）同–根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径应相同，即d3=d7=40mm。

    轴段④上安装齿轮，轴段④大于轴段③只是为了安装齿轮方便，不是定位轴肩，应按非定位轴肩计算，取h34=1mm，则d4= d3+2h34 = 40+2X 1mm= 42mm.

    轴段⑤的直径d5 =d4+ 2h45， h45是定位轴环的高度，取h45 = (0. 07~0.1)d4= 6m即d5=42+2X6=54mm。

    轴段⑥的直径d6应根据所用的轴承类型及型号查轴承标准取得，预选该轴段用30208轴承(圆锥滚子轴承，轴承数据见表8-42)，查得d6 =52mm。

    在确定各轴段的直径时，应注意:安装工作零件的轴段直径(d1、d4)尽量取标准直径系列;安装轴承的轴段直径(d3、d7)以及滚动轴承定位的轴段直径(d6)应符合滚动轴承规范，同时还要考虑轴上的其他零件(如密封圈)等。

    轴段⑦的直径d7=d3=40mm d67=6mm

    (b)各轴段的长度

    课程设计时，轴段长度是从安装齿轮部分的轴段开始确定，在确定轴的长度时涉及到一些箱体结构，本例因没有具体箱体的有关数据，有些尺寸在这里只能假设。

    轴段长度的确定

    轴段④因安装有齿轮，故该轴段的长度L4与齿轮宽度有关，为了使套简能顶紧齿轮轮廓，应使L4略小于齿轮轮毅的宽度，一般情况下b齿轮- L4 =2~ 3mm, b齿轮= 70mm，取L4=68mm。

    轴段③的长度包括三部分，再加上小于齿轮轮毂宽的数值(b齿轮–L4 = 70mm - 68mm=2mm)，即L3=B+△2+△3+ 2mm。B为滚动轴承的宽度，查表可知30208轴承的B=23mm; △2为齿轮端面至箱体内壁的距离，通常可取△2 = 10~15mm; △3为滚动轴承内端面至减速器内壁的距离，轴承的润滑方式不同，△3的取值也不同，这里选润滑方式为油润滑，参照图5-3 (b)，可取△3=3~5mm,取△2= 14mm, △3 = 5mm，L3=B+△2+△3+ 2mm= 23mm+ 14mm+ 5mm+ 2mm= 44mm;

    轴段②的长度应包括三部分:L2=l1+e+m,其中l1部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，通常可取15~20mm; e部分为轴承端盖的厚度，查表5-1, 取e=1d3=1.2X10mm= 12mm （轴承盖螺钉直径M10，螺钉数目4）(d3 为轴承端盖螺钉直径); m部分则为轴承端盖的止口端面至轴承座孔边缘距离，此距离应按轴承盖的结构形式、密封形式及轴承座孔的尺寸来确定，课程设计时这一尺寸要 通过作图进行确定，要先确定轴承座孔的寬度，轴承座孔的寬度减去轴承宽度和轴承距箱体内壁的距离△3就是这一部分的尺寸。轴承座孔的宽度L座孔=下箱座壁厚+c1+c2 +(5~10)mm,如图5-17所示，下箱座壁厚应查表4-1,这里取10mm; C1、C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，应根据轴承座旁连接螺栓的直径查表4-2得:c1 = 16mm、c2= 14mm (这里假设轴承座旁连接螺栓dh= 10mm);为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体的外表面，一般可取两者的差值为5~10mm;故最终得L座孔=10mm+16mm+14mm+10mm=50mm。反算m=L座孔一△3一B=50mm一5mm一23mm=22mm, 我们取l1=16mm，所以L2=l1+e+ m = 16mm+ 12mm+ 22mm= 50mm。

    轴段①安装联轴器，其长度L1与联轴器的长度有关。根据第二步选用LX3型弹性柱销联轴器，由表8-53查得Y联轴器=82mm，考虑到联轴器的连接和固定的需要，使L1略小于上联抽后，取L1 = 80mm。.

    轴段⑤长度L5即轴环的宽度b (一般b=1.4h45)，轴肩的宽度大于1.4倍。作用是一样的为了数据便于计算取b=1.5，所以L5 = 1.5x6mm=9mm。

    轴段⑥长度L6由△2、△3 的尺寸减去L5来确定，L6=△2 +△3- L5 = 14mm+ 5mm-9mm=10mm。

    轴段⑦长度L7应等于或略大于滚动轴承的宽度B, B=23mm,取L7 = 25m.

    轴的总长度等于各轴段的长度之和:

    L总长=L1+L2+L3 +L4+L5 +L6 + L7 = 80mm+50mm+44mm+ 68mm + 9mm+ 10mm + 25mm = 286mm

  八、高速轴的设计（装配图第一阶段的设计）

   已知该轴的功率为P1=5.27687kw Kw，转速n1=720r/min,大齿轮宽度b= 75mm

    单向转动，轴的材料无特殊要求。

   （1）选择轴的材料。因轴的材料无特殊要求，故选用45钢，正火处理。

   （2）初估轴的最小直径dmin。查有关表45钢: A=103~126，可得 dmin>=（103到126）x（（5.27687/720）开三次方）=（103到126）x0.1942=20.00到24.47，考虑到轴上有1个键槽，所以应将直径增大5% 即（20到24.47）x1.05=21到 25.69

   （3）确定轴的最小直径取 dmin =24mm。

   确定轴的各段尺寸

   (a)各轴段的直径

   轴段①的直径已由前面计算确定为d1=22mm。

   轴段②的直径d2应在di的基础上加上2倍的轴肩高度，这里的轴肩为定位轴肩，可取h=(0.07~0.1)d。这里取h12=2mm，即d2= d1 + 2h12 = 22mm+2 X 2mm= 26mm,考虑该轴段安装密封圈，故直径d2还应符合密封圈的标准，取d2 =28mm。 所以实际上h12=3

   轴段③的直径d3应在d2的基础.上增加2倍的轴肩高度，此处为非定位轴肩，一般情况下，非定位轴肩可取h=1_{2mm。因该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴承内径相符合。滚动轴承内径在20}495mm范围内均为5的倍数，即20、25、30、35等，这里取d3=30mm（也就是说h23=1）同–根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径应相同，即d3=d7=30mm。

   轴段④上安装齿轮，轴段④大于轴段③只是为了安装齿轮方便，不是定位轴肩，应按非定位轴肩计算，取h34=1mm，则d4= d3+2h34 = 30+2X 1mm= 32mm.

   轴段⑤的直径d5 =d4+ 2h45， h45是定位轴环的高度，取h45 = (0. 07~0.1)d4= 3mm。即ds=32+2X3=38mm。

   轴段⑥的直径d6应根据所用的轴承类型及型号查轴承标准取得，预选该段用30212轴承(圆锥滚子轴承，轴承数据见表8-42)，查得de =36mm。

   在确定各轴段的直径时，应注意:安装工作零件的轴段直径(d1、d4)尽量取标准直径系列;安装轴承的轴段直径(d3、d7)以及滚动轴承定位的轴段直径(d6)应符合滚动轴承规范，同时还要考虑轴上的其他零件(如密封圈)等。

   轴段⑦的直径d7=d3=30mm d67=3mm

   (b)各轴段的长度

   轴段④因安装有齿轮，故该轴段的长度L4与齿轮宽度有关，为了使套简能顶紧齿轮轮廓，应使L4略小于齿轮轮毅的宽度，一般情况下b齿轮- L4 =2~ 3mm, b齿轮= 75mm，取L4=72mm。

   轴段③的长度包括三部分，再加上小于齿轮轮毂宽的数值(b齿轮–L4 = 75mm - 72mm=3mm)，即L3=B+△2+△3+ 3mm。B为滚动轴承的宽度，查表可知30212轴承的B=16mm; △2为齿轮端面至箱体内壁的距离，通常可取△2 = 10~15mm; △3为滚动轴承内端面至减速器内壁的距离，轴承的润滑方式不同，△3的取值也不同，这里选润滑方式为油润滑，参照图5-3 (b)，可取△3=3~5mm,取△2= 14mm, △3 = 5mm，L3=B+△2+△3+ 3mm= 16mm+ 14mm+ 5mm+3mm=38mm;

   轴段②的长度应包括三部分:L2=l1+e+m,其中l1部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，通常可取15~20mm; e部分为轴承端盖的厚度，查表5-1, 取e=1d3=1X8mm= 8mm （轴承盖螺钉直径M8，螺钉数目4）(d3 为轴承端盖螺钉直径); m部分则为轴承端盖的止口端面至轴承座孔边缘距离，此距离应按轴承盖的结构形式、密封形式及轴承座孔的尺寸来确定，课程设计时这一尺寸要 通过作图进行确定，要先确定轴承座孔的寬度，轴承座孔的寬度减去轴承宽度和轴承距箱体内壁的距离△3就是这一部分的尺寸。轴承座孔的宽度L座孔=下箱座壁厚+c1+c2 +(5~10)mm,如图5-17所示，下箱座壁厚应查表4-1,这里取9mm; C1、C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，应根据轴承座旁连接螺栓的直径查表4-2得:c1 = 13mm、c2= 11mm (这里假设轴承座旁连接螺栓dh= 8mm);为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体的外表面，一般可取两者的差值为5~10mm;故最终得L座孔=9mm+13mm+11mm+6mm=39mm。反算m=L座孔一△3一B=39mm一5mm一16mm=18mm, 我们取l1=16mm，所以L2=l1+e+ m = 16mm+ 8mm+ 18mm= 42mm。

   轴段①安装联轴器，其长度L1与联轴器的长度有关。根据第二步选用LX4型弹性柱销联轴器，由表8-53查得L联轴器=84mm，考虑到联轴器的连接和固定的需要，使L1略小于上联抽后，取L1 = 82mm。.

   轴段⑤长度L5即轴环的宽度b (一般b=1.4h45)，轴肩的宽度大于1.4倍。作用是一样的为了数据便于计算取b=2，所以L5 = 2x3mm=6mm。

   轴段⑥长度L6由△2、△3 的尺寸减去L5来确定，L6=△2 +△3- L5 = 14mm+ 5mm-6mm=13mm。

   轴段⑦长度L7应等于或略大于滚动轴承的宽度B, B=16mm,取L7 = 18m.

   轴的总长度等于各轴段的长度之和:

   L总长=L1+L2+L3 +L4+L5 +L6 + L7 = = 230mm

  九、箱体的设计（装配图设计的的第二三阶段）

   (1)传动零件的结构设计

    齿轮结构按照毛坯制造方法不同，分锻造、铸造和焊接毛坯齿轮。铸造、焊接毛坯主要用于大直径齿轮(齿顶圆直径d> 400mm)。课程设计中多为中小直径锻造毛坯齿轮。根据尺寸不同，齿轮有齿轮轴式、实心式、腹板式和轮辐式。由于我设计的齿轮直径均小于等于160mm，且x>2mt,所以我的大小齿轮均采用实心式。

   (2)轴承端盖的结构

   轴承端盖用于固定轴承，调整轴承间隙及承受轴向载荷，同时起密封作用。其结构形式有凸缘式和嵌入式两种。每种形式按是否有通孔又分为透盖和闷盖。凸缘式密封性能好，调整轴承间隙方便，应用广泛。因此，我采用了凸缘式的轴承端盖。

   (3)轴承润滑方式的选择

   轴承可以采用油润滑或脂润滑，当浸油齿轮圆周速度小于2m/s时，难以飞溅形成油雾，或难以将油导入轴承中，宜采用脂润滑，否则宜采用油润滑。我设计的齿轮圆周速度大于2m/s，采用油润滑的方式。

   可以靠机体油的飞溅直接润滑轴承;或引导飞溅在机体内壁上的油经机体剂分面上的油沟流到轴承进行润滑，这时必须在轴承端盖上开槽，为防止装配时端盖上的槽没有对准油沟将油路堵塞，可将端盖端部直径取小些，使瑞盖在任何位置时油都可以流入轴承。

   (4)减速器箱体的设计

   减速箱箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，是用于支持和固定轴系零件并保证传动件晒合精度和良好润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量约占减速器总重的30% ~ 50%。设计箱体结构都是在满足强度、刚度的前提下，同时考虑结构紧凑、制造方便及使用方面的因素作经验设计。

   箱体可采用剖分式或整体式结构。剖分式箱体应用广泛，多采用水平剖分式，剖分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖与箱座两部分开。我们采用的就是剖分式箱体

   箱体多采用灰铸铁制造，材料常用HT150或HT200，由于灰铸铁具有铸造性好、易于切耐加工、承压强度高和减振性好等优点。我们采用的是HT200

   在绘制箱体时，应在三个视图上同时进行，按先箱体后附件、先主体后局部、先轮廓后细节的顺序进行，具体步骤如下：

   ①轴承座旁连接螺栓凸台的设计

   上下轴承座通过螺栓连接， 座孔两侧连接螺栓应尽量靠近， 以不与端盖螺钉孔干涉 为原则，一般取S=D2（D2为轴承盖外径）;

   承座凸缘的外径。为了提高轴承座处的连接刚度，轴承座孔两侧应做出凸台，

   凸台高度可根据轴承旁连接螺栓直径d1确定所需的扳手空间c1和c2值，用作图法确定凸台高度h=80mm

   ②确定箱座高度及润滑油深度

   对于大多数减速器，传动件圆周速度v<12m/s，故选择浸油润滑方式(当≥12m/s选择喷油润滑方式)。箱座应具有一定的高度以存储润滑油，油深既要避免搅油损失过大，又要保证润滑充分。一般规定大齿轮齿顶到油池底面的距离H2应大于30~50mm,由图确定的箱座高度应圆整为整数。我取值为40mm

   传动件的浸油深度H,对于高速级大圆柱齿轮浸油深度一般为0.7个齿高，但不应小于10mm,对于大圆锥齿轮应为整个齿宽(至少半个齿宽)浸入油中。为避免搅油

   ③考虑轴承润滑及减速器密封

   为了保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，其表面粗糙度不应大于6. 3um。密封要求高的表面要经过刮研。为了提高密封性，机座凸缘也会铣出回油沟，使深入凸缘连接缝隙中的油重新流回机体内部。另外，凸缘连接螺栓之间的距离不宜过大，一般为150~200mm,并尽量均匀布置，以保证剖分面处的密封。

   ④考虑轴承座及箱座刚度

   为保证轴承座的刚度，可在轴承座与箱座或箱盖结合的适当部位设置加强肋。箱体的加强肋有外肋和内肋两种结构形式。本设计采用外肋。两个外肋的距离为117.5mm

   为了保证箱座的刚度，箱盖和机座的连接凸缘应取厚些（查课程指导书表4-1），得基座凸缘高度b为15mm，箱盖凸缘高度b1为15mm，箱体底座上凸缘的宽度应超过机体内壁。

   箱座不用底凸缘，而是将底座下部四角凹进一些以放置地脚螺栓，使箱体结构更加紧凑，造型也更为美观。

   (5)减速箱的附件设计、

    为了保证减速器的正常工作，在减速器箱体上常需设置某些装置或零件，以便于减速器的生油、排油、通气、吊运、检查油面高度、检查传动件啮合情况、保证加工精度和装拆方便等。将这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为减速器附属装置，简称为附件。减速器上常设置以下附件。

   ①窥视孔盖和窥视孔

   减速器顶部要开窥视孔，用于检查传动件的啮合情况，如检查接触斑点和齿侧间隙，并可通过窥视孔向箱内注入润滑油。窥视孔平时用窥视孔盖封住，盖板底部垫有纸质封油垫片以防止漏油。

   窥视孔及孔盖应设在箱盖顶部能够看到啮合区的位置，其大小以手能深入箱体进行检查操作为宜。

   查表（指导书表5-5）得，检查,的参数为 b=50 L=90 检查孔盖参数为 b1=80 l1=120 b2=65mm l2=105mm R=5 孔径d4=7 孔数n=4

   ②通气器

   减速箱运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。为使膨胀气体能自由排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体缝隙渗漏出来，常在窥视孔盖成箱盖上设置通气器。当减速器停止工作后，过滤网可阻止灰尘随空气进入箱内。

   ③起吊装置

   为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。常见的起吊装置有吊环螺钉、吊耳、吊耳环和吊钩。吊环螺钉用于起吊箱体，为标准件，按起吊重量选用。吊耳、吊耳环用于起吊箱盖，直接在箱盖上铸出，不需要在箱盖上进行机械加工，但其铸造工艺较复杂。吊钩用于吊运整台减速器，直接在箱座两端的凸缘下铸出。本设计采用是吊耳，吊耳环及吊钩

   ④起盖螺钉

   为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶,在拆卸时不易分开。为此，常在箱盖或箱座上设置1~2起盖螺钉，其位置宜与连接螺栓共线，以便钻孔。本设计采用M10x35的螺栓充当起盖螺钉

   ⑤定位销

   定位销用于保证轴承孔的镗孔精度，并保证减速器每次拆装后轴承座的上、下两半孔的位置精度。定位销的距离应较远，且尽量对角布置，以提高定位精度。

   定位销有圆柱销和圆锥销两种。圆锥销可多次装置而不影响定位精度。一般定位销直径取d=(0.7~0.8)d2 (d2 为箱体凸缘连接螺栓直径)，其长度应大于箱体上下凸缘的总厚度。

   ⑥ 油标

   油标用于指示减速器内的油面高度，以保证箱体内有适当的油量。油标常放置在便于观测减速器油面及油面稳定处。

   常见的油标有圆形油标、管状油标、长形油标、油标尺等多种形式。其中，带螺纹的油标尺(设计指导表5-10) 结构简单，在减速器中应用较多。本设计用的油标参数见附表

   ⑦放油孔及螺塞

   为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔(图5-56)。放油孔应避免与其他零件靠近，以便放油。放油孔用螺塞及封油垫圈密封，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，经机械加工成为螺塞头部的支承面。螺塞有细牙螺纹圆柱螺塞和圆锥螺塞两种，圆锥螺塞能形成密封连接，不需要附加密封。本设计放油孔及螺塞参数见附录表。

  十、最后放一下，我当时画的装配图吧