单级直齿圆柱减速器设计

湖南工学院题目单级直齿圆柱减速器设计机械工程系专业班设计人学号指导教师 2006年1月07日课程设计评语：课程设计答辩负责人签字年月日、设 计 课 题设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速 器，运输机连续工作、单向运转、载荷变化不大、空载 启动，减速器小批量生产，使用期限 5 年，一班制工作， 卷筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为 5%。原始数据：运输带拉力 F=2.4Kn运输带速度 V=1.6m/s卷筒直径 D=430mm二、设计任务要求1减速器装配图一张（ 1 号图纸）2轴、齿轮零件图各一张（ 2 号图纸或 3 号图纸）3设计说明书一份二、拟订传动方案减速器采用单级直齿圆柱齿轮传动，工作机与减速器 输出轴采用弹性联轴器连接，因为弹性联轴器有一定的 缓冲和吸震能力而且成本低，原动机与减速器输入轴采 用一级带传动，其作用是带传动能缓冲减震，且传动平 稳宜布置在高速级。传动方案示意图如图（一）所示-T ' -1T 一图（一）26四、选择电动机1 选择电动机类型按工作要求和条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V, 丫型2. 选择电动机容量由 Pd=Pw/n akwPw=FV/1000kw得 Pd= FV/1000 n a kwn a= n 1 n 2 n 3 n 4 n 5式中：n 1、 n 2、n 3、 n 4、n5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取：n 1 =0.96n 2=0.98n 3=0.97n 4=0.99n 5 =0.97由电动机至运输带的传动总功率为2n a=0.96x 0.98 x 0.97X 0.99X 0.97=0.86Pd= FV/1000n a =2.4x 103x 1.6/1000X 0.86 =4.7kw3. 确定电动机转速卷筒轴工作转速为 n=60X 1000V/ n D=60X 1000X 1.6/n X 430 =71.1r/min查传动比合理范围表，取普通V带传动的传动比i1 = 24 一级圆柱齿轮减速器传 动比i2 =36则总传动比合理范围为ia =624,故电动机转速的可选范围为nd =ia n=（624）X 71.1=426.61706.4 r/min符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min和1500r/min。根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号因此有三种传动比具体参数情况如下表（一）方案型号额定功率Pd kw转速r/min重量kg传动装置传动比同步异步总传动比V带传动减速器1Y132S-45.5150014406820.25352Y132M2-65.510009608513.52.84.53Y160M2-85.575072012510.132.54表（一）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、带传动和减速器的传动比，可见第2种方案比较适合，因此选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能如下表（二）型号额定功率kw满载转起动 电流 额定 电流起动 转矩 额定 转矩最大 转矩 额定 转矩噪音dB(A)转动惯量2Kg. m转速r/min电流A效率%功率因数Y132M2-65.59606.585.30.786.522710.04表（二）电动机主要外形和安装尺寸列于下表（三）中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓轴伸装键部位尺寸HL X (AC/2+AD) X HDA X B孔直径K尺寸F X GD132515 X 345 X 315216X1781238 X 8010 X 41表（三）图（一）五、确定传动装置的总传动比并分配各级传动比1总传动比确定电动机型号为 Y132M2-6 ，满载转速 nm =960r/mini a=nm/n=960/71.1=13.52分配传动装置的传动比ia= io i式中 io、i 分别为带传动和减速器的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i°=2.8（实际的传动比要在设计V带传 动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算 ）则减速器传动比为：i=i a/io=13.5/2.8=4.82六、传动装置的运动和动力设计1 .确定各轴转速(设减速器输入轴为I、输出轴为II、卷筒轴为III)I 轴nI = nm/io =960/2.8=342.86r/minII 轴nII = m /i =342.86/4.82 =71.13r/minIII 轴niii = nII =71.13r/min2. 各轴输入功率I 轴Pi=Pd n i =4.7X 0.96=4.512kwII 车由Pii = Pi n 2 n 3 =4.512X 0.98X 0.97=4.289kwIII 轴Piii= Pii n2 n4 =4.289X 0.98 X 0.99=4.161kw各轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.983.各轴输入转矩 电动机轴输出转矩I轴II轴III轴Td=9550Pd/nm=9550X 4.7/960=46.76N mTi =Td io n 1=46.76X 2.8X 0.96=125.682 N mT ii = Ti - i n 2 n 3 =125.68X 4.82 X 0.98X 0.97=575.86 N -mT iii = T ii n 2 n 4 =575.86X 0.98X 0.99=558.70 N m各轴输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98运动和动力参数经计算，结果整理于下表（四）轴名功率P (kw)转矩T(N m)转速nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电机轴P 4.7046.760960 :2.800.96I轴4.5124.422125.682123.166342.864.820.95II轴4.2894.203575.860564.34071.131.000.97III轴4.1614.076558.700547.52671.13表（四）七、普通 V 带的设计1选择普通 V 带型号根据课题要求由工况系数表查得 K A =1.1 由 Pc=Ka P=1.1 X 5.5=6.05kw2确定带轮基准直径 d1 和 d2由基准直径系列表查得取 d1=125mmd2=nidi(1- £ )/ n2=idi(1- £ )=2.8X 125X (1-0.02)=343mm 由直径系列表圆整 d2 =355mm3验算带速由 V= ( n di ni)/1000X 60=(960X 125 Xn )/1000 X 60=6.28m/s 介于525m/s范围内 故合适4确定带长和中心矩 a0.7( di+d2)w2 (di +d2)0.7( 125+355)< ao< 2 (125+355) 336w a°w 960初定中心距 ao=750mm2由 Lo=2ao+ n /2 (di+d2) + (cb-di) /4ao=2X 750+n /2 (125+355) + (355-125) 74 X 750=2271.23mm 由普通 V 带基准长度表选用 Ld=2240mm由 a=ao+(Ld-Lo)/2 得实际中心距 a=750+(2240-2271 .23)/2=734.38mm5 .验算小带轮的包角a i由 a 1 =180。- (d2 -di) / aX 57.3 =180。 -( 355 -125)/ 734.38X 57.3=162.05。 >120。符合要求6. 确定 V 带的根数由 Z=Po/( Po + Po)KlKa由单根普通 V 带的额定功率表查得 Po=1.61kw 由单根普通V带的额定功率增量表查得 Po =0.29kw 由包角修正系数表查得 Ka=0.95 由普通 V 带长度系数表查得 KL=1.00Z=6.05/( 1.64 +0.29)X 1.00X 0.95=3.2997 取4根7. 计算轴上的压力由普通 V 带截面尺寸表查得 q=0.17kg/mFo=500Pc(2.5/Ka-1)/ZV+qV2 =500X 6.05(2.5/0.95-1)/4X 6.28+0.17X 6.282 =203.1825N由 FQ=2ZFosina 1/2得作用在轴上的压力FQ=2X 4X 203.1825X sin162.05。 /2=1602.56N8. 根据带轮直径确定 V 带轮结构d1 =125mmd2 =355mm小带轮选用实心式如图(二) ，大带轮选用腹板式如图(三) 。图（三）其V带轮的轮槽尺寸由普通 V带轮的轮槽尺寸表查得：小带轮尺寸如表（五）所示，大带轮尺寸如表（六）所示。轮槽示意图如图（四）槽型bdHamineF minHfminS min© （。）B143.519± 0.411.5P 10.87.534表（五）槽型bdHamineFminHfminS min© f ）C194.825.5± 0.5n 16n 14.31038表（六）图（四）八、齿轮传动的设计1 选定齿轮传动类型、材料、热处理方法、精度等级按前面拟订的传动方案及课题要求，选用闭式直齿圆柱标准齿轮传动。大、小 齿轮均选软齿面，小齿轮材料选用 45号钢调质处理，其齿面强度为238HBS< 大齿轮选用45号钢正火处理，其齿面硬度为195HBS,二者硬度差为43HBS 齿轮精度初选8级。2 初步选取主要参数取 zi=2222=uzi=4.82X 22=106取书a=0.25则书CT0.5 (1+i)书a=0.7275符合齿宽系列表3 按齿面接触疲劳强度设计计算由下式计算小齿轮分度圆直径2 KT 1Z EZ H ZH 1公式(一) 确定各参数值： 载荷系数由载荷表查得k=1.2 小齿轮名义转矩=9.55X 106X 4.512/342.86=1256781 m 材料弹性影响系数由材料弹性系数表查得Z e=189.8MR1/2 区域系数Z h=2.5 重合度系数因& t=1.88-3.2 (1/Z1+1/Z2) =1.88-3.2(1/22+1/106)=1.71/2 1/2z e = (4- & t)/3 = (4-1.7)/3=0.87 许用应力由接触疲劳极限图查得(T Hlim1 =450MP ,(T Hlim2=432MP由最小安全系数表查得Sh=1贝则t h 1= t Hiim1 / Sh=450/1=450MP t h 2= t Hiim2 / Sh=432/1=432MP取两式计算中的较小值即t h =432MP将各参数代入公式(一)计算得 C1=77.03mm4. 确定模数计算模数m=d1/z > 77.03/24=3.2mm取标准值m=4mm5. 按齿根弯曲疲劳强度校核计算按下式计算bFSYTFbd1m公式(二)式中：小齿轮分度圆直径d1=mz1=4X 22=88mm 齿轮啮合宽度b= 书cd1 =0.7275 X 88=64.02mm 复合齿形系数由复合齿形系数图查得Yfs1=4.30Yfs2=3.94 重合度系数丫 e =0.25+075/ e t=0.25+0.75/1.7=0.69 许用应力由弯曲疲劳极限图查得（T Fliml =320MP（T Flim2=313MP由最小安全系数表查得 Sf =1.4贝T f 1= T Fliml / SF=320/1.4=228.57MPa T f 1= T Flim2/Sf=223.57MP 计算大、小齿轮的Yfs / t f并进行比较Yfsi / T f 1 =4.3/228.57=0.0188 Yfs2 / t f 2 =3.94/223.57=0.0176将各参数代入公式（二）计算得 TF1 =36.38 MPa< T f 1 故满足齿根弯曲疲劳强度要求。5几何尺寸计算d1= m Z1=4X 22=88mmd2= m z2=4X 106=424mma = m/2（Z1+Z2）=4/2X （22+106）=256mmb =64.02mm 取 b2=65mmb1=b2+（510）mm 取 b1 =70mm7. 验算初选精度等级是否合格齿轮圆周速度 U= n d1 n1/60 X 1000= n X 88X 342.86/60X 1000=1.58m/s<6m/s 对照常用圆柱齿轮传动的精度等级及其应用范围表可知选择8级精度合适。8. 根据计算所得的齿轮参数绘制齿轮零件图九、传动轴设计1 .拟订轴上零件的装配方案 确定其定位和固定方式I轴：该轴采用齿轮轴，挡油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴左端向右安装, 而右端只安装轴承及端概。其示意图如图（五）所示U轴：齿轮、套筒、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装, 而左端只安装轴承及端盖。其示意图如图（六）所示图（五）图(六)2 .按扭转强度估算轴的直径材料选45号钢 I轴：输入功率Pi=4.512kw转速ni=342.86r/minU 轴：输入功率 P 2=4.289kw转速n2=71.13r/min可得 dimin=C(P/n) 1/3=120X (4.512/342.86) 1/3=28.33mm1/31/3d2min=C(P/n)=120X (4.289/71.13)=47.05mm3. 根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径I轴：参见图(五) 从左端起第一段，该段安装 V带轮，因有一键槽轴径应增加 5%取© 30mm 长度 I 1=60mm 左起第二段，考虑 V带轮轴向定位要求，该段直径取 © 38mm根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与V带轮右端面间的距离为45mm故取该段长12 =70mm 左起第三段，该段装滚动轴承，直径取 © 40mm长度13 =20mm 左起第四段，考虑滚动轴承的轴向定位要求，该段应为定位轴肩，直径取©48mm 长度 14 =10mm 左起第五段，该段为齿轮轴的轮齿部分，其d1 =88mm， b1=70mm 左起第六段，该段为定位轴肩，直径取 © 48mm长度16 =10mm 左起第七段，该段安装滚动轴承，直径取 © 40mm长度17 =20mmU轴：参见图(六) 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器处有一键槽，轴径应增加5%取© 50mm轴段长11 =80mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该但直径取© 55mm根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为45mm故取该段长12 =70mm 右起第三段，该段装滚动轴承，直径取 © =60mm，长度l 3 =40mm 右起第四段，该段装有齿轮，直径取 © 65mm齿轮宽为b2=65mm为了保证定 位的可靠性，取轴段长度14 =63mm 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位要求，需有定位轴肩，取轴肩直径© 75mm长度 l 5 =12mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装处，取轴径 © 60mm长度丨6 =23mm4. 求齿轮上作用力的大小方向I轴：作用在齿轮上的转矩为T1=125.682N- m圆周力Ft1 =T1/(d 1/2)=125.682 X 103/(88/2)=2856.4N径向力Fr1= Ft1tan a =2856.4X tan20 =1039.64N轴向力Fa1=0N各力方向如图(七)a所示U轴：作用在齿轮上的转矩为T2 =575.86 N - m圆周力Ft2=T2/(d 2/2)=575.86 X 103/(424/2)=2716.32N径向力Fr2=Ft2ta n a =2716.32X tan 20 =988.66N轴向力Fa2=0N各力方向如图(八)a所示5轴承的支反力根据轴承支反力的作用点，以及轴承和齿轮在轴上的安装位置建如图（七）I轴、 如图（八）U轴的力学模型。I轴：水平面的支反力RA=RB=Ft1/2=2856.4/2=1428.2N垂直面的支反力RA'=RB'=Fr1/2=1039.64/2=519.82NU轴：水平面的支反力RA=RB=Ft2/2=2716.32/2=1358.16N垂直面的支反力RA'=RB'=Fr2/2=988.66/2=494.33N6画弯矩图I轴：剖面 C 处的弯矩水平面的弯矩Mc=Ra X 50=1428.2X 50=71410 N - mm=71.41 N- m水平弯矩图如图（七） c 所示垂直面的弯矩Me ' Ra 'X 50=519.82X 50=25991N - mm=25.99N m垂直面弯矩图如图（七） e 所示合成弯矩M= （Me 2+ Me' 2）1/2 =（71.412+25.992）1/2=75.99N - m综合弯矩图如图（七） f 所示U轴：剖面 C 处的弯矩水平面的弯矩Mc=Ra X 50=1358.16X 50=67908 N - mm=67.9 N- m水平面弯矩图如图（八）e所示垂直面的弯矩Me ' Ra 'x 50=494.33X 50=24716.5N- mm=24.7N m垂直面弯矩图如图（八） e 所示合成弯矩M= （Me 2+ Me' 2）1/2 =（67.92+24.72）1/2=72.25N - m综合弯矩图如图（八） f 所示7画扭矩图I 轴：Ti=Fti X di/2=2856.4 X 88/2=125681.6N mm125.68N m扭矩图如图（七） g 所示U轴：Tn=575.86N - m扭矩图如图（八） g 所示8画当量弯矩图 因轴是单向回转，转矩为脉动循环a =0.6I轴剖面C处的当量弯矩2 2 1/2 2 2 1/2Meci =M2+（ a T）2=75.992+（0.6X 125.68）2=107.06N - m其当量弯矩图如图（七） h 所示U轴剖面C处的当量弯矩2 2 1/2 2 2 1/2Mecn =M 2+（ a T）2=72.252+（0.6X 575.86）2=352.99N - m其当量弯矩图如图（八） h 所示9判断危险截面并验算强度I轴：剖面C处当量弯矩最大，所以剖面 C为危险截面 Meci=107.06 N - m由轴的常用材料及其主要力学性能表查得(T-1=55 MPa333t ei = Meci/0.1 di =107.06X 10/0.1 X 88=1.57MP< t -1剖面D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面M d=75.408N m t e=M/W=75.40X 103/0.lX 303=27.9 MPa< t -i 故确定的尺寸是安全的。II轴：剖面C处当量弯矩最大而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面 Meci =352.99 N m由轴的常用材料及其主要力学性能表查得t-1=55 MPa333t ei = Mecn/0.1 d23=352.99X 103/0.1 X 653=12.85MP< t -1剖面D处虽仅受转矩但其直径较小，故该截面也为危险截面M d =345.516 N mt e=M/W=345.51X 103/0.1X 503=27.64 MPa< t -1故确定的尺寸是安全的。h/vr V.J"llllllll IIIT£5.99N.r 1 II IIUlllNn.:I-T图K（八）10.绘制齿轮零件图（I轴、U轴）根据课题要求总共有3处需用键联接：V带轮与传动轴I轴；齿轮2与传动 轴U轴；传动轴U轴与联轴器。1. 选取键的类型及尺寸经分析3处联接均选用A型普通平键 处根据轴的直径di=30mm , V带轮轮毂宽度B以及传递转矩 Ti=125.682Nm综合考虑。由普通平键和键槽的尺寸表查得：平键宽度b=8mm高h=7mm;长 L=50mm 处根据轴直径d2 =65mm,齿轮宽度b2 =65mm,传递转矩T2 =575.86 N m 查表得 b=18mm h=11mm L=55mm 处根据轴直径d3 =50mm,半联轴器长82mm,传递转矩T3 =564.34 N m 查表的 b=14mm; h=9mm; L=150mm2. 校核键的联接强度由键联接的许用挤压应力和许用压强表查得 处（T pi=5060 MPa 处（T P2 = 100120 MPa 处（T P3=6090 MPa 由式t p=4T/dhl计算得 处 t P1=26.6MPa< t P1 处 T P2 =58.6 MPa< T P2| 处 T P3 =33.4 MPa < T P3经强度校核所选平键都符合强度要求。十一、滚动轴承设计1根据设计参数选择轴承型号总共有2处需用滚动轴承：处支承I轴；处支承U轴根据工作条件，决定选用深沟球轴承，轴承主要承受径向载荷，所承受的轴向载 荷非常小可不予考虑。I轴径向载荷大小由 Ft】 =T】/(d/2)=125.682X 103/(40/2)=6284.1NFri =Fttan a =6284.1 x ta n20。=2287.2N3U 轴径向载荷大小由 Ft” =T n/(d/2)=575.86x 10 /(60/2)=19195.3NFrn =Fttana =19195.3x tan20。=6986.5N轴承预期寿命为 5年，一班制工作根据以上条件初步选择轴承型号：I轴上轴承选用6308 ；n轴上轴承选用62122 初步计算当量载荷P,求轴承应有的径向基本额定动载荷值根据 P=fp(XFr+YFa)C'=fdP/ft(60nLh'/106)由机械设计手册查得： Y=0； X=1 ； ft=1； fd=1.2； fp=1.2I轴承：P=2744.64NC'=26509.373N”轴承：P=8383.8NC'=46508.135N3校核轴承寿命由 Lh= (ftC/P)6106/60n(h)I轴：其中n=342.86r/min ft=1由机械设计手册查得寿命系数 6 =3 额定动载荷 C=40800N Lh=159682 h>Lh'”轴：其中n=71.13r/min ft=1 查机械设计手册可得6 =3额定动功率 C=47800N Lh=43427 h>Lh'经校核所选轴承符合设计要求。十二、联轴器设计1 数据分析、载荷计算所需最大功率为 4.289kw;转速为71.13r/min;外伸轴径d=50mm； T=575.86Nm 由Tca=KAT（其中Ka为工况系数，由联轴器工况系数表查得Ka=1.7）Tca=1.7X 575.86=978.96N m2类型、型号选择 由于传递转矩较大，运转平稳且结构简单，加上要有一定的缓冲和吸振能力， 故选用弹性柱销联轴器。根据Tea、di、n等条件，由GB/T 5843 - 2003选用HL4型弹性柱销联轴器， 其额定转矩T=1250 N m；许用转矩n=400r/min ;孔轴直径为50mm； 符合要求。十三、润滑与密封设计1 滚动轴承的润滑与密封根据浸油圆周速度的大小选润滑方式 n=71.13r/minD=0.424mU= n Dn/60=3.14X 0.424X 71.13/60=1.58m/s<2m/s 由计算可得应选用润滑脂润滑采用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。在输入轴和 输出轴的外伸处，为防止润滑脂及灰尘、水汽和其他杂质进入机体内，在端盖轴 孔内安装密封件。这里我采用毛毡封油圈，虽其密封效果较差，但其结构简单，对润滑脂润滑能 可靠工作。2机体内零件的润滑密封由于该减速器传动件的圆周速度 UW 12m/s故采用浸油润滑，因机体内需有足够 的润滑油，用以润滑和散热，同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面 的距离H不应小于3050mm传动件的浸油深度h为一个齿高，由此即可决定机座 的高度为60mm浸油深度决定后，即可定出所需油量，并按功率大小进行验算， 以保证散热，每传递 1kw 需油量 Uo=0.350.7dm3 其功率为 P=4.422kw 即所需总3油量 Uo=4.7 dm3 为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨， 其表面粗糙度应不大于 6.3 微米。为了提高密封性，在机座凸缘上铣出回油沟， 以便渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回机体内部。十四、箱体结构设计减速器机体结构尺寸计算及结果如下表所示（a=750mm名称符号尺寸关系尺寸结果数据机座壁厚0.025a+120机盖壁厚S i0.02a+116机座凸缘厚度b1.5 S30机盖凸缘厚度bi1.5 S i24机座底凸缘厚度b22.5 S50地脚螺钉直径df0.036a+1240地脚螺钉数目na>5008轴承旁联接螺柱直径di0.75df30机盖与机座联接螺柱直径d2（0.5 0.6） d f20联接螺栓d2的间距l150 200丁180轴承端盖螺钉直径da（0.4 0.5） d f16窥视孔盖螺钉直径d4（0.3 0.4） d f12定位销直径d（0.7 0.8） d 2丁14df、di、d2至外机壁距离C由上面数据查表得50df、d2至凸缘边缘距离C2由上面数据查表得44轴承旁凸台半径RC2丁44凸台高度h根据低速级轴承座外径确定 以便于扳手操作为准200外机壁至轴承座端面距离l iC+ C2+ （8 12）102机盖、机座肋厚m、mm0.85 S 1 m 0.85 Sm =14m=18轴承端盖外径d2轴承孔直径+ （55.5 ） d3I轴：118U 轴:138轴承端盖凸缘厚度t（1 1.2 ） d318轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近以Md和Md互不干 涉为准，一般取sD2I轴：118U 轴:138十五、设计小结通过一级圆柱齿轮减速器个部件的设计计算，主要围绕三个方面的问题来表明 我的几点看法。1 传动比分配问题由于输入轴、 输出轴转速差异过大， 以及带传动的传动比不能过大 （其原因是 不能使带轮过大）因此，齿轮传动部分的传动比会相对偏大，从而导致在进行齿 轮传动部分设计时，大、小齿轮齿数个数差距较大，如果在此过程中不慎重考虑 其取值问题，则会在以下的设计部分出现个别参数误差过大的问题。解决此问题， 我认为在电动机选择时， 可选同功率而不同转速的几种不同型号 电动机同时进行总传动比预算，取其最佳。2V 带的根数问题我这里所考虑的 V 带根数问题，不是在 V 带设计计算过程中， V 带根数不能 大于 10的问题，而是通过几种不同型号 V 带的反复验算，得出的最佳 V 带根数 还是较大。而 V 带根数多一根，就会对 V 带的张紧、安装、定位等多方面带来多 一些的不便。缓解此问题，我认为可在计算结果基础上向根数偏少的方向取舍 V 带根数， 例如：计算结果为 3.299，我们不取 4根，而取 3根。如取 3根，其 V 带寿命会 降低，但是可使其他很多方面简便，况且我们都是通过额定功率来计算，其留有 一定的余量，这样可使我们更好的利用资源。3传动轴轴径、长度确定及其结构问题在进行传动轴设计时， 其先没有对其零部件进行设计考虑， 尤其是像滚动轴承 等一些标准零件。而轴在设计过程中其轴径及其长度已确定，这样会在以后的标 准件确定过程中带来很多问题，例如：强度校核达不到要求、轴径找不到合适的 系列等。由此在整个设计过程中产生矛盾。解决此问题可在确定轴段直径时， 综合考虑标准件的常用系列数以减少设计过 程中的重复次数。传动轴结构其一就是小齿轮部分， 这里宜采用齿轮轴， 但是齿轮轴上的轮齿部 分的分度圆直径与整个轴直径大小差距较大，甚至超出使用齿轮轴的尺寸范围， 使整个轴陬径大小不合理。针对这种情况，我认为可将整个轴的轴径增大 5%，从而使整个轴轴径大小协 调。此次课程设计，使我更进一步认识到每一个零件在设计中都是极其重要的，那 怕是一个小小的螺丝钉在设计中也不能马虎，否则就会造成安全隐患。因此，在 每一个细小部分的设计中，都应一丝不苟认真对待。要养成严谨的工作作风。十六、设计心得与体会减速器设计的设计是我们对机械设计教程课程学习成果的检验。 设计过程中，碰到了很多的问题：如数据的选用， 以及数据的计算与检验等。前者需要对所 学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以及细心的审核。选用数据的过程中，我们对于课本 知识的不熟练以及实际经验的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以 及对课本所学知识的复习和任老师的耐心指导下，我们的理论知识水平有所提高。在任老师的精 心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长自行设计水平和实践检验能力。在不断的 摸索爬行中，解决一个个疑团，尝试不同的方案，在老师指导和组员的共同协作下，让设计较圆 满的完成。由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望任老师能够提出宝贵意见，并予以指 正！再次感谢任老师的精心指导和热情帮助！机械设计教程（ 1994 年修订本）机械设计手册（第 2 版）机械零件设计手册（第 3 版）机械设计课程设计指导书（第机械工程师手册（第 2 版）几何公差与检测 （ 第七版 ）附、参考文献西北工业大学出版社机械工业出版社冶金工业出版社2 版）高等教育出版社机械工业出版社上海科学技术出版社濮良贵龚桂义甘永立