机械设计基础课程设计说明书范例

《机械设计》课程设计

说 明 书

目 录

一、目录........................................................................................................................ 1 二、设计任务书............................................................................................................ 1 三、传动方案的拟定.................................................................................................... 1 四、电动机的选择和传动装置的运动和动力参数.................................................... 2 五、传动零件的设计计算............................................................................................ 3 六、轴的校核计算........................................................................................................ 4 七、滚动轴承的选择和设计........................................................................................ 7 八、键的选择和键联结的强度计算............................................................................ 8 九、联轴器的选择...................................................................................................... 10 十、啮合件及轴承的润滑方法，润滑剂牌号及装油量.......................................... 11 十一、密封方式的选择.............................................................................................. 13 十二、减速器的附件及其说明.................................................................................. 14 十四、参考资料.......................................................................................................... 23

一、设计任务书

（1） 带式运输机数据：见数据表格。 （2） 工作条件：单班制工作，空在启动

二、拟定传动方案

为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速nw ，即

nw

601000v6010001.50

119.4r/min

D240

一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总在传

动比约为8.1或12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。

如图2-1[2]所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点：方案b不宜在长时间连续工作，且成本高；方案d制造成本较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本较低的方案a。 据此拟定传动方案如图：

结果： 1、电动机的类型和结构形式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动

机，它为卧式封闭结构。

2、电动机容量

（1）工作机所需功率pw

三、选择电动机

pw

FV12501.50

1.88KW 10001000

pw1.88kw

（2）电动机输出功率pd

pd

2

pw



传动装置的总效率 12345

式中，1、2…为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由

0.876

表2-4[2]查得：V带传动 1=0.95；滚动轴承 2=0.99；圆柱齿轮传动

3=0.97；弹性连轴器 4=0.99；卷筒轴滑动轴承 5=0.98,则

2

总效率 0.950.990.980.990.970.876

pw1.882.15KW 故pd 0.876

（3）电动机额定功率ped

依据表20-1[2]选取电动机额定功率ped2.2KW

3、电动机的转速

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1[2]查得V带传动常用比为范围i12~4,单级圆柱齿轮传动i23~6则电动机转速可选范围为

''ndnwi1'i2716~2866r/min

ped2.2kw

''

初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较如下表：

计算传动装置的总

传动比及其分配各级传动比

1、传动置总传动

i

nm9407.9nw119.4

2、各轴转矩

六、V带传动设计

1、计算功率

pc

pc1.2ped2.64kw

2、选普通V带型号

根据

p3

T095500955022.35Nm

n0940p12.09

T19550955053.08Nm

n1376p22.01

T295509550161.31Nm

n2119

i=7.92、分配各级传动比：

取V带传动比i1=2.5。则单级圆柱齿轮减速器的传动比为

pc2.k641w

n,

i2

i7.9

3.16 i12.5

所得i2 符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

五、传动装置的运动和动力参数

由[1]图13-15查出此坐标点位于A型与Z型交界处，现暂按选用A型计算。 3、求大、小带轮基准直径d2、d1。

1、各轴转速

按电动机额定功率为0轴，减速器高速轴为一轴，低速轴为2轴，各轴结果：

转速为

n0nm940r/min

n0960

n1376r/min

i12.5

n384

n21119r/min

i23.16

各轴输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即

P0=Ped=2.2kw

P1=P0η1=2.20.952.09kw

P2=p1η2η3=2.880.990.972.01KW

n1940r/minn2376r/min n3119r/min

p02.2kwp12.09kwp22.01kw

由[1]表13-7，取d1112mm,由[1]式13-9得

d2

n1

d(1)940/376112(10.02)274.4mm n2

结果：

d1112mmd2280mm

`

由表13-7取d2280mm 4、验算带速v

v

d1n1

601000



112940

601000

5.512m/s

带速在5~25m/s范围内，合适。 5、求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a01.5d1d21.5(112280)588mm

取a0600mm，符合0.7(d1d2)a02(d1d2)。 由[1]式13-2得带长

(280112)22

L02a0(d2d1)(d2d1)/4a02600(112280)1828L01828mm224600

查[1]表13-2，对A型带选用Ld2000mm在由[1]式13-16计算中心矩

aa0

LdL020001828

600686mm 22

6、验算小带轮包角1 由[1]式13-1得

11800

d2d1

57.30180(280112)/60057.316601200,合a

适

7、求V带根数z

由[1]式13-15得

z

pc

(p0p0)KaKL

令n1940r/min,d1112mm,查[1]表13-3得

p01.15kw

由[1]式13-9得传送比

d2280i2.25

d1(1)112(10.02)

查[1]表13-4得 p0.11kw

由11660查[1]表13-5 得Ka0.97;查[1]表13-2得Kl1.03，由此可得

pc2.25

z1.74

(p0p0)KKL(1.150.11)0.971.03

取2根。

8、求作用在带轮上的压力FQ

查[1]表13-1得q=0.10kg/m,故由[1]式13-17得单根V带的初拉力

z2

F0

500pc5002.2

2.5/0.971)0.15.5122160.4N2.5/K1qv2

zv25.512

作用在轴上的压力

166FQ2zF0sin22160.4sin636.82N

22

1

FQ636.82N

9级精度

七、齿轮传动设计

1、选择材料、精度及参数

小齿轮：45钢，调质，HB=220 （[1]表11-1） 大齿轮：45钢，正火，HB=190 （[1]表11-1） 先采用9级精度

因Hlin1560MPa,Hlin2540MPa（[1]图11-7c），sh1.1（[1]表11-4），故

[H1]Flim1/SH560/1.1509MPa[H2]Flim2/SH540/1.1491MPa

因Flin1190MPa,Flim2160MPa（[1]图11-10c）,SF1.3([1]表11-4）。故

[F1]Flim1/SF190/1.3146MPa[F2]Flim2/SF160/1.3123MPa

2、按齿面接触强度设计

设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.2，齿宽系数0.4有上式知小齿轮的转矩T153.110Nmm，按式[1]（11-5）计算中心距（已

结果：

3

知uz2/z13.2）

a(u(3.2120

z130z296

齿数z130，则z2uz13.23096,故实际传动比i=84/283.2 i3.2

模数m

2a2z120

1.90mm

1z23096

按[1]表4-1取m=2.5mm. 确定中心矩 a

m2(zz2.512)2

(3096)157.5 齿宽 baa0.4157.563mm 取b270mm,b163mm 则齿轮直径可得 d

2a

u1

d2120

1

4.2

57mm

d2d1u573.2182.4mm

3、验算齿轮弯曲强度

齿形系数 YF12.6,YF22.2（[1]图11-9） 按[1]式11-8验算齿轮弯曲强度

2KTY1F1

21.251.31032.6F1bm2z2.52

30

28MPa[F1] 1634、齿轮的圆周速度

v

d1n

601000



2.530376

601000

1.48m/s

八、高速轴轴承的设计

（轴从右至左依次为1，2，3，4，5，6，7）

带轮作用在轴上的力F636.82N

高速轴的齿轮直径为d175mm,扭矩T153.1NM 则作用于齿轮上的圆周力： 结果：

m2.5mm

2T1251.3103

Ft11863.2N

d70

径向力：

Ft11863.2NFr1678.1NFn11941.6N

Ft11863.2

1941.6N 法向力： Fn1

coscos20

由已知条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种

Fr1Ft1tan1863.2tan20678.1N

时间为

Lh36108257600h

考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为

F'Fr1678r122

339N

向心轴承只承受径向载荷时

PFr1

由式16-3[1]知基本额定动载荷

CfpPf(60n6Lh)1/N t10

查表16-9，16-10[1]得

轴承的外形如图：

结果：

9

c9.0kN

10

d30mmD55mm B13mm

d122.4mmd221mmd330mmd434mmd539mmd630mm

L340mm

确定L2 的长度：表3-1[2]

地脚螺钉直径df0.036a120.0361401217mm 箱盖、箱座连接螺栓直径

d2(0.50.6)df0.5178.5mm

L235mm

则计算后估计L722mm

L511mm

十、高速轴的校核

a)

c)

e)

f)

轴的跨度

LL3LB4L5L6L7

2L7

2

136mm （1）求垂直面的支承反力

F

L

Fr11vLFr126782

339N F2vF1v339N

（2）求水平面的支撑反力

FFt11HF2H

21863.22

931.6N 结果：

11

L139mmL235mmL340mmL458mm L511mmL624mmL722mm

（3）F在支点产生的反力

FK636.8265

431.2N

K96

F2FFF1F636.82431.21068NF1F

外力F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情况考虑。

（4）绘垂直面弯矩图

结果：

F1V339NF2V339NF1H931.6NF2H931.6NF1F431.2NF2F1068N

L0.096

MavF2v33916.27Nm

22

Mav'Mav16.27Nm

（5）绘水平弯矩图

MaHF1H

（6）F力产生的弯矩

L0.096931.644.72Nm 22

Mav16.27NmMav'16.27NmMaH49.1NmM2F41.39NmMaF20.70NmMa68.29Nm

'

Ma68.29Nm

M2FFK636.820.06541.39Nm

危险截面F力产生的弯矩

MaFF1F

L0.096

431.220.70Nm 22

2

2

（7）求合成弯矩：

考虑最不利情况，把MaF与MavMaH直接相加。

M241.39NmMe75.35Nm

MaMaF20.7068.29Nm

'MaMaF20.7068.29NM2M2F41.39Nm

轴传递的转矩T=53.1Nm (8)求危险截面的当量弯矩

可知齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数

0.6

Me75.35Nm

（9）计算危险截面处的轴直径。材料为45钢，调质表14-1[1]，表14-3[1]查得

b650MPa

[1b]60MPa

d23.24mm

则

12

考虑到键槽对轴的削弱，将d加大4%，故 d1.0423.2424.17mm

设计中取得直径大于此值，所以设计中的数值符合。

十一、低速轴承的设计

带轮作用在轴上的力F636.82N

高速轴的齿轮直径为d2182.4mm 扭矩T2161.3Nm 则作用于齿轮上的圆周力：

Ft21768.64NFr2643.7NFn21882.33N

2T22161.3103

Ft21768.64N

d2182.4

径向力：

Fr2Ft2tan1768.64tan20643.7N

法向力：

Fn2

为

Ft21768.64

1882.33N coscos20

由条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间

Lh360108257600h

考虑到最不利的情况，单个轴承的所受的径向力为

Fr'2F

Fr2643.7

636.82958.67N 22

向心轴承只承受径向载荷时PFr2 由式16-3[1]得知基本额定动载荷

fpp60n1/

CLhN 

ft106

查表16-9，16-10[1]得

ft1fp1.2C

1.2643.760117.5

576005720N5.7KN6

110

低速深沟球轴承的外型尺寸如图所示：

结果：

13

13

十二、低速轴直径和长度设计

轴承的内径为35mm，则d335mm 最细的轴径由14-2[1]dCpn

查表14-2[1]C=118

d130.4mm

取标准化（表11-2[2]） d131.5mm 轴1与轴2相接处有定位轴肩

则

d232mm

轴3与轴4处有套筒定位

d4d32239mm

d5d4342mmd638mm

高速齿轮宽为56mm，取其长度 L468mm

结果：

14

d20mm

D37mm B12mm

d131.5mmd233.5mmd335mmd439mmd542mmd735mmd638mm

由V带轮的结构知 L1.5ds

dsd131.5mm

L11.531.546.0mm

先初定

L624mm

L3的长度要大于轴和套筒的总合：

L352mm

确定L2的长度：表3-1[2] 地脚螺钉直径

df0.036a120.036157.51217.67mm箱盖、箱座连接螺栓直径

d2(0.50.6)df0.517.678.8mm

则计算后估计 L235mm

L

513mm

十三、低速轴的校核

（轴从右至左依次为

1，2，3，4，5，6，7）

e)

f)

轴的跨度 L119mm

15

结果：

L146mmL235mmL352mmL454mm L722mmL513mmL624mm

（1） 求垂直面的支持反力

Fr1658.5329NF1V L22

F2VF1V329N

（2） 求水平面的支持反力 F1HF2H

FriF1V329NF1V329NF1H904.6NF2H904.6NF1F347.84NF2F984.66N

F1809.2t1904.6N 22

FK636.2265F1F347.84N

L119

F2FFF1F636.82347.84984.66N

外力F作用方向与带的布置有关，在未具体确定前，按最不利的情况考虑。

（4） 绘垂直面弯矩图 （3） F在支点产生的反力

L0.119

MaVF2V32919.6Nm

22

M'aVMav19.6Nm

（5） 绘制水平弯矩图 MaHF1H（6） F力产生的弯矩

M2FFK636.820.06541.4Nm 危险面上F力产生的弯矩： MaFF1F（7） 求合成弯矩图

考虑最不利的情况，把MaF与MaVMaH直接相加。

2

2

MaV19.6NmM'aV19.6NmMaH53.8NmM2F41.4NmMaF20.7NmMa77.64Nm

'Ma77.64Nm

L0.119

904.653.8Nm 22

Me125.8Nm

L0.11939820.7Nm 22

Ma

22MaV

MaH+MaF20.777.64N

m

'MaMaF20.777.64Nm

M2M2F41.4Nm

轴传递

的转矩T=165Nm

（8） 求危险截面的当量弯矩

可知齿轮的中间为危险面aa面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取

其中折合系数a

0.6

Me125.8Nm

结果:

16

结果：

d=29mm

17

（1）高速轴

轴1段键的长度：L=32mm 轴4段键的长度：L=56mm

结果：

L132mmL256mm

4T

[p] 平键连接的挤压条件：Pdhl

由已知条件知有轻微冲击，则p100~120MPa。

4T1453.59103

p47.8MPa

d1hl120732

p2

4T1435.5910

17.2MPad4hl434756

3

高速轴的p1p2的验证结果均满足条件的要求。 （2）低速轴

轴1段键的长度：L=40mm 轴4段键的长度：L=50mm

L140mmL450mm

4T24165103

p159.5MPa

d1hl131.5840

p2

4T2416510

42.3MPad4hl439850

3

低速轴的p1p2的验证结果均满足条件的要求。

十五、箱体的结构设计

（1）箱座高度

d

Ha2(30~50)7

2

*

da2(z2ha)m(9621.0)3294mm

df(z2h2c)m(96220.25)3280.5mmH

294

3020197mm2

'*a

*

H197mm

齿高为：hda2df294280.513.5mm

则齿轮浸油深度hh13.5mm符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。

总的油深 hh3043.5mm 箱体内储油宽度大约为57+20*2=97mm

箱体内储油长度大约为da1da230317mm

''

''

'

18

则储藏的油量

Q9731743.51337581.5mm31337.6cm3

单级减速器每传递1kw的功率所需的油量：350~700cm3

.

Q'

Q

2.03

658.9cm3

350658.9700cm3符合要求

（2）箱体的刚度设计（表3-1[2]） 1、箱座的壁厚

0.025a0.025157.515mm 按要求墙壁厚至少取8mm。 箱座的壁厚为9mm. 2、箱盖壁厚

10.02a0.02157.514mm

箱盖的厚度至少为8mm。 取其壁厚1为8mm.

3、箱体凸缘厚度

箱座 b1.51.5913.5mm

箱盖 b11.511.5812mm 箱底座 b22.5922.5mm 4、加强肋厚

箱座 m0.850.8597.6mm

箱盖 m10.8510.8586.8mm 5、地脚螺钉直径

d10.036a120.036157.51217.7mm

6、地脚螺钉数目

因为a250mm时，n=4 取4颗螺钉

7、轴承旁边连接螺栓直径

d10.75df0.7517.713.3mm

8、箱盖、箱座连接螺栓直径

d20.5df0.517.78.85mm

9、轴承盖螺钉直径和数目（表9-9[2]）

19

结果：

5mm18mmb13.5mmb112mmb222.5mmm7.6mmm16.8mmd117.7mm地脚螺钉数目n4连接螺栓直径d113.3mm

箱盖、箱座螺钉直径d28.85mm轴承盖螺钉直径d36mm数目四颗

观察孔盖螺钉的直径d45.3mm

所选的轴承外径为55mm

45

所以 d36mmn4

10、轴承盖外径

由表15-3[2]知所选的轴承外径 D249mm. 11、观察孔盖螺钉的直径

d40.3df0.317.75.3mm

12、dfdd2至箱外的距离：dfd2至凸缘边缘的距离

C1min18mm

C2min12mm

13、轴承旁凸台半径

R1C212mm

14、箱体外壁至轴承座端面的距离

l1C1C271218737mm

十六、减速器附件的设计

（1）窥视孔及视孔盖

取A的宽度为100mm

A1A5d410055.3126.5mmA00.5(AA1)0.5(100126.5)113mmBB15d420055.3173.5mm

B00.5(BB1)0.5(200173.5)186.8mmh2mm

（2）通气器

由已知选M181.5型号

20

结果：

C1min18mmC2min12mmR112mml137mm

外型安装图：

结果：

(3)游标尺

由条件可选M16型的。 安装图：

(4)放油孔与螺塞

放油孔应设在油池的最低处，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。

（5）起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。

长度L=15mm （６）定位销 外型尺寸：

21

选A型

结果：

d8mmL27mm

Lbb11213.525.5mm

所以

直径取８mm

Ｌ取２７ｍｍ。

十七、润滑与密封

（１） 润滑的选择：

在上面箱座高度设计的时候已经选择了减速器采用浸油润滑的方式，

单级的圆柱齿轮，当m

了浸油润滑０ mm

方式 '

齿高为：hda2df294280.513.5mm

则齿轮浸油深度 hh13.5mm

符合条件齿轮浸油深度大于１０mm的要求。 总的油深 hh3043.5mm 箱体内储油宽度大约为 5720297mm 箱体内储油长度大约为 da1da230317mm 则储藏的油量

''''

'

d0.8d20.88.857mm

Q9830941.251337581.5mm31337.6cm3

单级减速器每传递１kw 的功率所需的油为３５０～７００cm。 减速器传递的功率为２.03kw，则１kw的油量：

3

Q

658.9cm3

2.03

350658.9700cmQ'

符合要求

22

其它的零件经设计可采用脂润滑，选用的润滑剂为：

钙基润滑脂（GB491-87）中的3号，其抗水性好，使用与工业，农业和交通运输等机械设备的轴承润滑，特别是使用与水或潮湿的场合。

（2）密闭的形式：

选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。

其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。

结果：

轴承用脂润滑

毡圈密封

十八、课程设计总结

从整体上来说通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，

结果基本合理，可以满足设计的要求。

课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。

在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。

十九、参考文献

[1]、《机械设计基础》（第四版）扬可桢，程光蕴主编 高等教育出版社 [2]、《机械设计课程设计》王昆，何小柏，汪信远主编 高等教育出版社

23

《机械设计》课程设计

说 明 书

目 录

一、目录........................................................................................................................ 1 二、设计任务书............................................................................................................ 1 三、传动方案的拟定.................................................................................................... 1 四、电动机的选择和传动装置的运动和动力参数.................................................... 2 五、传动零件的设计计算............................................................................................ 3 六、轴的校核计算........................................................................................................ 4 七、滚动轴承的选择和设计........................................................................................ 7 八、键的选择和键联结的强度计算............................................................................ 8 九、联轴器的选择...................................................................................................... 10 十、啮合件及轴承的润滑方法，润滑剂牌号及装油量.......................................... 11 十一、密封方式的选择.............................................................................................. 13 十二、减速器的附件及其说明.................................................................................. 14 十四、参考资料.......................................................................................................... 23

一、设计任务书

（1） 带式运输机数据：见数据表格。 （2） 工作条件：单班制工作，空在启动

二、拟定传动方案

为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速nw ，即

nw

601000v6010001.50

119.4r/min

D240

一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总在传

动比约为8.1或12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。

如图2-1[2]所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点：方案b不宜在长时间连续工作，且成本高；方案d制造成本较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本较低的方案a。 据此拟定传动方案如图：

结果： 1、电动机的类型和结构形式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动

机，它为卧式封闭结构。

2、电动机容量

（1）工作机所需功率pw

三、选择电动机

pw

FV12501.50

1.88KW 10001000

pw1.88kw

（2）电动机输出功率pd

pd

2

pw



传动装置的总效率 12345

式中，1、2…为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由

0.876

表2-4[2]查得：V带传动 1=0.95；滚动轴承 2=0.99；圆柱齿轮传动

3=0.97；弹性连轴器 4=0.99；卷筒轴滑动轴承 5=0.98,则

2

总效率 0.950.990.980.990.970.876

pw1.882.15KW 故pd 0.876

（3）电动机额定功率ped

依据表20-1[2]选取电动机额定功率ped2.2KW

3、电动机的转速

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1[2]查得V带传动常用比为范围i12~4,单级圆柱齿轮传动i23~6则电动机转速可选范围为

''ndnwi1'i2716~2866r/min

ped2.2kw

''

初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较如下表：

计算传动装置的总

传动比及其分配各级传动比

1、传动置总传动

i

nm9407.9nw119.4

2、各轴转矩

六、V带传动设计

1、计算功率

pc

pc1.2ped2.64kw

2、选普通V带型号

根据

p3

T095500955022.35Nm

n0940p12.09

T19550955053.08Nm

n1376p22.01

T295509550161.31Nm

n2119

i=7.92、分配各级传动比：

取V带传动比i1=2.5。则单级圆柱齿轮减速器的传动比为

pc2.k641w

n,

i2

i7.9

3.16 i12.5

所得i2 符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

五、传动装置的运动和动力参数

由[1]图13-15查出此坐标点位于A型与Z型交界处，现暂按选用A型计算。 3、求大、小带轮基准直径d2、d1。

1、各轴转速

按电动机额定功率为0轴，减速器高速轴为一轴，低速轴为2轴，各轴结果：

转速为

n0nm940r/min

n0960

n1376r/min

i12.5

n384

n21119r/min

i23.16

各轴输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即

P0=Ped=2.2kw

P1=P0η1=2.20.952.09kw

P2=p1η2η3=2.880.990.972.01KW

n1940r/minn2376r/min n3119r/min

p02.2kwp12.09kwp22.01kw

由[1]表13-7，取d1112mm,由[1]式13-9得

d2

n1

d(1)940/376112(10.02)274.4mm n2

结果：

d1112mmd2280mm

`

由表13-7取d2280mm 4、验算带速v

v

d1n1

601000



112940

601000

5.512m/s

带速在5~25m/s范围内，合适。 5、求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a01.5d1d21.5(112280)588mm

取a0600mm，符合0.7(d1d2)a02(d1d2)。 由[1]式13-2得带长

(280112)22

L02a0(d2d1)(d2d1)/4a02600(112280)1828L01828mm224600

查[1]表13-2，对A型带选用Ld2000mm在由[1]式13-16计算中心矩

aa0

LdL020001828

600686mm 22

6、验算小带轮包角1 由[1]式13-1得

11800

d2d1

57.30180(280112)/60057.316601200,合a

适

7、求V带根数z

由[1]式13-15得

z

pc

(p0p0)KaKL

令n1940r/min,d1112mm,查[1]表13-3得

p01.15kw

由[1]式13-9得传送比

d2280i2.25

d1(1)112(10.02)

查[1]表13-4得 p0.11kw

由11660查[1]表13-5 得Ka0.97;查[1]表13-2得Kl1.03，由此可得

pc2.25

z1.74

(p0p0)KKL(1.150.11)0.971.03

取2根。

8、求作用在带轮上的压力FQ

查[1]表13-1得q=0.10kg/m,故由[1]式13-17得单根V带的初拉力

z2

F0

500pc5002.2

2.5/0.971)0.15.5122160.4N2.5/K1qv2

zv25.512

作用在轴上的压力

166FQ2zF0sin22160.4sin636.82N

22

1

FQ636.82N

9级精度

七、齿轮传动设计

1、选择材料、精度及参数

小齿轮：45钢，调质，HB=220 （[1]表11-1） 大齿轮：45钢，正火，HB=190 （[1]表11-1） 先采用9级精度

因Hlin1560MPa,Hlin2540MPa（[1]图11-7c），sh1.1（[1]表11-4），故

[H1]Flim1/SH560/1.1509MPa[H2]Flim2/SH540/1.1491MPa

因Flin1190MPa,Flim2160MPa（[1]图11-10c）,SF1.3([1]表11-4）。故

[F1]Flim1/SF190/1.3146MPa[F2]Flim2/SF160/1.3123MPa

2、按齿面接触强度设计

设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.2，齿宽系数0.4有上式知小齿轮的转矩T153.110Nmm，按式[1]（11-5）计算中心距（已

结果：

3

知uz2/z13.2）

a(u(3.2120

z130z296

齿数z130，则z2uz13.23096,故实际传动比i=84/283.2 i3.2

模数m

2a2z120

1.90mm

1z23096

按[1]表4-1取m=2.5mm. 确定中心矩 a

m2(zz2.512)2

(3096)157.5 齿宽 baa0.4157.563mm 取b270mm,b163mm 则齿轮直径可得 d

2a

u1

d2120

1

4.2

57mm

d2d1u573.2182.4mm

3、验算齿轮弯曲强度

齿形系数 YF12.6,YF22.2（[1]图11-9） 按[1]式11-8验算齿轮弯曲强度

2KTY1F1

21.251.31032.6F1bm2z2.52

30

28MPa[F1] 1634、齿轮的圆周速度

v

d1n

601000



2.530376

601000

1.48m/s

八、高速轴轴承的设计

（轴从右至左依次为1，2，3，4，5，6，7）

带轮作用在轴上的力F636.82N

高速轴的齿轮直径为d175mm,扭矩T153.1NM 则作用于齿轮上的圆周力： 结果：

m2.5mm

2T1251.3103

Ft11863.2N

d70

径向力：

Ft11863.2NFr1678.1NFn11941.6N

Ft11863.2

1941.6N 法向力： Fn1

coscos20

由已知条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种

Fr1Ft1tan1863.2tan20678.1N

时间为

Lh36108257600h

考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为

F'Fr1678r122

339N

向心轴承只承受径向载荷时

PFr1

由式16-3[1]知基本额定动载荷

CfpPf(60n6Lh)1/N t10

查表16-9，16-10[1]得

轴承的外形如图：

结果：

9

c9.0kN

10

d30mmD55mm B13mm

d122.4mmd221mmd330mmd434mmd539mmd630mm

L340mm

确定L2 的长度：表3-1[2]

地脚螺钉直径df0.036a120.0361401217mm 箱盖、箱座连接螺栓直径

d2(0.50.6)df0.5178.5mm

L235mm

则计算后估计L722mm

L511mm

十、高速轴的校核

a)

c)

e)

f)

轴的跨度

LL3LB4L5L6L7

2L7

2

136mm （1）求垂直面的支承反力

F

L

Fr11vLFr126782

339N F2vF1v339N

（2）求水平面的支撑反力

FFt11HF2H

21863.22

931.6N 结果：

11

L139mmL235mmL340mmL458mm L511mmL624mmL722mm

（3）F在支点产生的反力

FK636.8265

431.2N

K96

F2FFF1F636.82431.21068NF1F

外力F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情况考虑。

（4）绘垂直面弯矩图

结果：

F1V339NF2V339NF1H931.6NF2H931.6NF1F431.2NF2F1068N

L0.096

MavF2v33916.27Nm

22

Mav'Mav16.27Nm

（5）绘水平弯矩图

MaHF1H

（6）F力产生的弯矩

L0.096931.644.72Nm 22

Mav16.27NmMav'16.27NmMaH49.1NmM2F41.39NmMaF20.70NmMa68.29Nm

'

Ma68.29Nm

M2FFK636.820.06541.39Nm

危险截面F力产生的弯矩

MaFF1F

L0.096

431.220.70Nm 22

2

2

（7）求合成弯矩：

考虑最不利情况，把MaF与MavMaH直接相加。

M241.39NmMe75.35Nm

MaMaF20.7068.29Nm

'MaMaF20.7068.29NM2M2F41.39Nm

轴传递的转矩T=53.1Nm (8)求危险截面的当量弯矩

可知齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数

0.6

Me75.35Nm

（9）计算危险截面处的轴直径。材料为45钢，调质表14-1[1]，表14-3[1]查得

b650MPa

[1b]60MPa

d23.24mm

则

12

考虑到键槽对轴的削弱，将d加大4%，故 d1.0423.2424.17mm

设计中取得直径大于此值，所以设计中的数值符合。

十一、低速轴承的设计

带轮作用在轴上的力F636.82N

高速轴的齿轮直径为d2182.4mm 扭矩T2161.3Nm 则作用于齿轮上的圆周力：

Ft21768.64NFr2643.7NFn21882.33N

2T22161.3103

Ft21768.64N

d2182.4

径向力：

Fr2Ft2tan1768.64tan20643.7N

法向力：

Fn2

为

Ft21768.64

1882.33N coscos20

由条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间

Lh360108257600h

考虑到最不利的情况，单个轴承的所受的径向力为

Fr'2F

Fr2643.7

636.82958.67N 22

向心轴承只承受径向载荷时PFr2 由式16-3[1]得知基本额定动载荷

fpp60n1/

CLhN 

ft106

查表16-9，16-10[1]得

ft1fp1.2C

1.2643.760117.5

576005720N5.7KN6

110

低速深沟球轴承的外型尺寸如图所示：

结果：

13

13

十二、低速轴直径和长度设计

轴承的内径为35mm，则d335mm 最细的轴径由14-2[1]dCpn

查表14-2[1]C=118

d130.4mm

取标准化（表11-2[2]） d131.5mm 轴1与轴2相接处有定位轴肩

则

d232mm

轴3与轴4处有套筒定位

d4d32239mm

d5d4342mmd638mm

高速齿轮宽为56mm，取其长度 L468mm

结果：

14

d20mm

D37mm B12mm

d131.5mmd233.5mmd335mmd439mmd542mmd735mmd638mm

由V带轮的结构知 L1.5ds

dsd131.5mm

L11.531.546.0mm

先初定

L624mm

L3的长度要大于轴和套筒的总合：

L352mm

确定L2的长度：表3-1[2] 地脚螺钉直径

df0.036a120.036157.51217.67mm箱盖、箱座连接螺栓直径

d2(0.50.6)df0.517.678.8mm

则计算后估计 L235mm

L

513mm

十三、低速轴的校核

（轴从右至左依次为

1，2，3，4，5，6，7）

e)

f)

轴的跨度 L119mm

15

结果：

L146mmL235mmL352mmL454mm L722mmL513mmL624mm

（1） 求垂直面的支持反力

Fr1658.5329NF1V L22

F2VF1V329N

（2） 求水平面的支持反力 F1HF2H

FriF1V329NF1V329NF1H904.6NF2H904.6NF1F347.84NF2F984.66N

F1809.2t1904.6N 22

FK636.2265F1F347.84N

L119

F2FFF1F636.82347.84984.66N

外力F作用方向与带的布置有关，在未具体确定前，按最不利的情况考虑。

（4） 绘垂直面弯矩图 （3） F在支点产生的反力

L0.119

MaVF2V32919.6Nm

22

M'aVMav19.6Nm

（5） 绘制水平弯矩图 MaHF1H（6） F力产生的弯矩

M2FFK636.820.06541.4Nm 危险面上F力产生的弯矩： MaFF1F（7） 求合成弯矩图

考虑最不利的情况，把MaF与MaVMaH直接相加。

2

2

MaV19.6NmM'aV19.6NmMaH53.8NmM2F41.4NmMaF20.7NmMa77.64Nm

'Ma77.64Nm

L0.119

904.653.8Nm 22

Me125.8Nm

L0.11939820.7Nm 22

Ma

22MaV

MaH+MaF20.777.64N

m

'MaMaF20.777.64Nm

M2M2F41.4Nm

轴传递

的转矩T=165Nm

（8） 求危险截面的当量弯矩

可知齿轮的中间为危险面aa面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取

其中折合系数a

0.6

Me125.8Nm

结果:

16

结果：

d=29mm

17

（1）高速轴

轴1段键的长度：L=32mm 轴4段键的长度：L=56mm

结果：

L132mmL256mm

4T

[p] 平键连接的挤压条件：Pdhl

由已知条件知有轻微冲击，则p100~120MPa。

4T1453.59103

p47.8MPa

d1hl120732

p2

4T1435.5910

17.2MPad4hl434756

3

高速轴的p1p2的验证结果均满足条件的要求。 （2）低速轴

轴1段键的长度：L=40mm 轴4段键的长度：L=50mm

L140mmL450mm

4T24165103

p159.5MPa

d1hl131.5840

p2

4T2416510

42.3MPad4hl439850

3

低速轴的p1p2的验证结果均满足条件的要求。

十五、箱体的结构设计

（1）箱座高度

d

Ha2(30~50)7

2

*

da2(z2ha)m(9621.0)3294mm

df(z2h2c)m(96220.25)3280.5mmH

294

3020197mm2

'*a

*

H197mm

齿高为：hda2df294280.513.5mm

则齿轮浸油深度hh13.5mm符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。

总的油深 hh3043.5mm 箱体内储油宽度大约为57+20*2=97mm

箱体内储油长度大约为da1da230317mm

''

''

'

18

则储藏的油量

Q9731743.51337581.5mm31337.6cm3

单级减速器每传递1kw的功率所需的油量：350~700cm3

.

Q'

Q

2.03

658.9cm3

350658.9700cm3符合要求

（2）箱体的刚度设计（表3-1[2]） 1、箱座的壁厚

0.025a0.025157.515mm 按要求墙壁厚至少取8mm。 箱座的壁厚为9mm. 2、箱盖壁厚

10.02a0.02157.514mm

箱盖的厚度至少为8mm。 取其壁厚1为8mm.

3、箱体凸缘厚度

箱座 b1.51.5913.5mm

箱盖 b11.511.5812mm 箱底座 b22.5922.5mm 4、加强肋厚

箱座 m0.850.8597.6mm

箱盖 m10.8510.8586.8mm 5、地脚螺钉直径

d10.036a120.036157.51217.7mm

6、地脚螺钉数目

因为a250mm时，n=4 取4颗螺钉

7、轴承旁边连接螺栓直径

d10.75df0.7517.713.3mm

8、箱盖、箱座连接螺栓直径

d20.5df0.517.78.85mm

9、轴承盖螺钉直径和数目（表9-9[2]）

19

结果：

5mm18mmb13.5mmb112mmb222.5mmm7.6mmm16.8mmd117.7mm地脚螺钉数目n4连接螺栓直径d113.3mm

箱盖、箱座螺钉直径d28.85mm轴承盖螺钉直径d36mm数目四颗

观察孔盖螺钉的直径d45.3mm

所选的轴承外径为55mm

45

所以 d36mmn4

10、轴承盖外径

由表15-3[2]知所选的轴承外径 D249mm. 11、观察孔盖螺钉的直径

d40.3df0.317.75.3mm

12、dfdd2至箱外的距离：dfd2至凸缘边缘的距离

C1min18mm

C2min12mm

13、轴承旁凸台半径

R1C212mm

14、箱体外壁至轴承座端面的距离

l1C1C271218737mm

十六、减速器附件的设计

（1）窥视孔及视孔盖

取A的宽度为100mm

A1A5d410055.3126.5mmA00.5(AA1)0.5(100126.5)113mmBB15d420055.3173.5mm

B00.5(BB1)0.5(200173.5)186.8mmh2mm

（2）通气器

由已知选M181.5型号

20

结果：

C1min18mmC2min12mmR112mml137mm

外型安装图：

结果：

(3)游标尺

由条件可选M16型的。 安装图：

(4)放油孔与螺塞

放油孔应设在油池的最低处，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。

（5）起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。

长度L=15mm （６）定位销 外型尺寸：

21

选A型

结果：

d8mmL27mm

Lbb11213.525.5mm

所以

直径取８mm

Ｌ取２７ｍｍ。

十七、润滑与密封

（１） 润滑的选择：

在上面箱座高度设计的时候已经选择了减速器采用浸油润滑的方式，

单级的圆柱齿轮，当m

了浸油润滑０ mm

方式 '

齿高为：hda2df294280.513.5mm

则齿轮浸油深度 hh13.5mm

符合条件齿轮浸油深度大于１０mm的要求。 总的油深 hh3043.5mm 箱体内储油宽度大约为 5720297mm 箱体内储油长度大约为 da1da230317mm 则储藏的油量

''''

'

d0.8d20.88.857mm

Q9830941.251337581.5mm31337.6cm3

单级减速器每传递１kw 的功率所需的油为３５０～７００cm。 减速器传递的功率为２.03kw，则１kw的油量：

3

Q

658.9cm3

2.03

350658.9700cmQ'

符合要求

22

其它的零件经设计可采用脂润滑，选用的润滑剂为：

钙基润滑脂（GB491-87）中的3号，其抗水性好，使用与工业，农业和交通运输等机械设备的轴承润滑，特别是使用与水或潮湿的场合。

（2）密闭的形式：

选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。

其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。

结果：

轴承用脂润滑

毡圈密封

十八、课程设计总结

从整体上来说通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，

结果基本合理，可以满足设计的要求。

课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。

在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。

十九、参考文献

[1]、《机械设计基础》（第四版）扬可桢，程光蕴主编 高等教育出版社 [2]、《机械设计课程设计》王昆，何小柏，汪信远主编 高等教育出版社

23