机械设计课程设计
姓名：
班级：
学号：
指导教师：
成绩：
目录
1. 设计目的 (2)
2. 设计方案及要求 (2)
3. 电机选择 (3)
4. 装置运动动力参数计算 (4)
5. 齿轮设计 (6)
6. 轴类零件设计 (16)
7. 轴承的寿命计算 (32)
8. 键连接的校核 (33)
9. 润滑及密封类型选择 (35)
10. 减速器附件设计 (35)
11. 箱体结构设计 (36)
12. 课程设计心得体会 (38)
13. 参考文献 (38)
1. 设计目的
机械设计基础是一门培养学生获得机械设计能力的技术基础课程。在工科高等院校的大多数专业教学计划中，它是一门重要的专业技术基础课程。根据课程教学基本要求，有两个极其重要的教学环节，一个是理论教学，另一个就是课程设计。在经过理论教学后所进行的课程设计是一个极其重要的实践性教学环节，也是学生第一次较全面的设计能力训练，应使学生达到如下的几个目的：
(1) 学生学会综合运用本课程及其它相关先修课程中所学到的理论和生产实践知识，分析和解决机械设计问题，并使这些知识得到巩固、提高。
(2) 初步树立起正确的设计思想，掌握一般机械设计的基本方法和技能，培养学生观察、提问、分析和解决问题的独立设计工作能力，训练设计构思和创新精神。
(3) 培养学生熟练地应用机械设计手册、图册、图表、国家标准(GB)、部颁标准(JB等)和规范，提高学生有关计算、绘图、数据处理、撰写学术总结(报告)等机械设计的基本技能。
2. 设计方案及要求
据所给题目：设计一链式输送机的传动装置(两级展开式圆柱直齿轮减速器)，方案图如下图1：
1---电动机2—联轴器3—减速器4—联轴器5---输送带
图1
技术与条件说明：
1) 传动装置的工作年限为10年，每年按300天计算，每天16小时计算； 2) 工作情况：单向运转，工作中载荷有轻微振动；
3) 运动要求：工作机允许速度误差±5%，输送机效率0.96； 4) 检修周期：大修期限3年； 5) 专门工厂小批量生产。
设计要求：
1) 减速器装配图1张 (A1)；
2) 零件图2张 (A2，低速级齿轮，低速级轴)； 3) 设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；
4) 相关参数：运输链工作拉力F=2.1KN ，输送带速度V=1.9s m /，卷筒直径
D=340mm 。
3. 电机选择
3.1 电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V 。
3.2 选择电动机的容量
工作机有效功率P w =1000
V
F ?,根据任务书所给数据F=2.1KN ，V=1.9s m 。 则有：
P w =
1000
V
F ? = 2100×1.9/1000 = 3.99 KW 从电动机到工作机输送带之间的总效率为：
η∑=232241ηηη??
式中1η，2η，3η，分别为滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率。 据《机械设计手册》知：1η= 0.99，2η= 0.97，3η= 0.99，则有：
∑η= 2240.9979.00.99??= 0.89
所以电动机所需的工作功率为：
P d =
∑
η9.0w
P =4.98KW 取P ed =5.5KW
3.3 确定电动机的转速
按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I 齿=8~60，则系统的传动比范围应为：
I ∑=I 齿=8~60
工作机卷筒的转速为
n w =
D v π100060?=
min /107340
14.3 1.9
100060r =??? 所以电动机转速的可选范围为
n d =I ∑w n ?=(8~60)?107=(856~6420)min /r
符合这一范围的同步转速只有1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 三种。考虑重量和价格,确定电机的型号为Y132S1-4。其满载转速为1440r/min,额定功率为5.5 KW 。
4. 装置运动动力参数计算
4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比
1) 传动装置总传动比 I ∑=5.13107
1440
==w d n n 2) 分配到各级传动比
因为I ∑=I 齿，则I 齿=13.5，分配减速器传动比，参考机械设计指导书：按展开式布置方式，考虑润滑条件，取高速级传动比2312i 1.3i =，所以，分配齿轮传动比得高速级传动比为2.41.35.31i 12=?=，低速级传动比为2.31.34.2i 23==。
4.2 传动装置的运动和动力参数计算
电动机轴：
转速：min r 4401n0= 输入功率：P 0=P d =5.5KW
输出转矩：T 0= 9.55610?0n P d ?= 9.55610?1440
5.5
? = 3.65410?N mm ? Ⅰ轴（高速轴） 转速min r 4401n0n1==
输入功率：300101ηη?=?=P P P =KW 45.50.995.5=? 输入转矩：T 1==??1
161055.9n P 9.55610?mm N ??=?
4106.3144045
.5 Ⅱ轴（中间轴） 转速：min / 3434.2
1440
i n1n212r ===
输入功率：KW 23.597.099.045.52111212=??=?=?=?ηηηP P P 输入转矩：T 2==??2261055.9n P 9.55610?mm N ??=?51046.1343
23.5 Ⅲ轴（低速轴） 转速：n 3=
min / 1073.2
343
232r i n == 输入功率：KW 02.597.099.023.52122323=??=?=?=?ηηηP P P 输入转矩：563363104.48107
02
.51055.91055.9?=??=??=n p T N mm ? 输出轴：
转速：min / 071n n 34r ==
输入功率：P 4=P 331334ηηη?=??P =5.0299.099.0??=4.92 KW 输入转矩：5644641039.4107
4.92105
5.91055.9?=??=??=n p T N mm ? 各轴运动和动力参数表4.1
表4.1
5.1 高速级齿轮设计
1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
1) 按图1所示的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；(GB10095—88) 3) 材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS ，大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS ，两者硬度差为40HBS ； 4) 选小齿轮齿数为1Z =20，大齿轮齿数2Z 可由2Z =12i 1Z ?=84，取84；
2. 按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式(10-9a)进行试算，即：
2
3
11)]
[(132.2H H d t t Z u u T K d σφ?±??≥ (1) 确定公式中各数值 1) 试选t K =1.3。
2) 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T 1==?
?1
161055.9n P 9.55610?mm N ??=?
4106.3144045
.5。 3) 由表10-7选取齿宽系数d φ=1。
4) 由表10-6查的材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa 2
1
5) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550MPa 。 6) 由式10-13计算应力循环次数。
()9h 11101472.401003821144060 j n 60?=??????==L N
89
129210874.94.2
101472.4i 101472.4?=?=?=N
7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.90；2HN K =0.92。 8) 计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为100，安全系数S=1，有
[H σ]1= S K H HN 1
lim 1σ= 0.90?600 = 540 MPa [H σ]2=
S
K H HN 2
lim 2σ= 0.92?550 = 506 MPa (2) 计算
1) 计算小齿轮的分度圆直径d t 1，代入[H σ]中较小的值。 由设计计算公式(10-9a)可得：
mm 69.46mm )506
8.189(4.25.21106.33.132.22
341=?????≥t d
2) 计算圆周速度v 。
m 3.521000
601440
69.4614.31000
601
1=???=
?=
n d v t π
3) 计算齿宽b
b=t d d 1?φ=46.69mm
4) 计算齿宽与齿高之比
h
b 模数 mm z d m t t 3345.20
246.6911===
齿高 mm m h t 25.53345.225.225.2=?==
89.85.25
46.69==h b 5) 计算载荷系数。
跟据v=3. 25m ，8级精度，图10-8得 1.15=V K ； 直齿轮，αα F H K K ==1；
由表10-2查得使用系数 1.00=A K ；
由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 1.450 =βH K ；
由
89.8=h
b
， 1.450 =βH K 查图10-13得 1.40 =βF K ； 故载荷系数：
6675.11.45011.151.00 K v =???==βαH H A K K K K 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
mm K K d d t t 73.053
.11.667569.6433
11=?== 7) 计算模数m 。
mm Z d m 54.220
50.73
11===
3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
由式(10-5)得弯曲疲劳强度的设计公式为
[]
3
a
S a 211Y 2???
?
??≥F F d Y Z KT m σφ (1) 确定公式内的各计算数值× 1) 计算载荷系数。
61.11.4011.151.00 K v =???==βαF F A K K K K 2) 查取齿形系数 由表10-5查得
2.80 1 a =F Y ， 2.22 2 a =F Y
3) 查取应力校正系数 由表10-5查得
1.55 1 a =S Y , 1.77 2 a =S Y
4) 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极a 5001MP FE =σ；大齿轮的弯曲疲
劳强度极限a 3802MP FE =σ。
5) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.881 N =F K ，90.02 N =F K 。 6) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：
[]MPa 314.291.4
500
0.881
11=?=
=S
K FE FN F σσ
[]MPa 244.291.4
380
90.0112
=?==
S K FE FN F σσ
7) 计算大、小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ ，并加以比较 0.01381314.291.55
2.80][111=?=F Sa Fa Y Y σ
0.01608244.29
1.77
2.22][222=?=F Sa Fa Y Y σ
经比较大齿轮的数值大。 (2) 设计计算
mm 1.67mm 0.0160820
1103.661.12m 3
2
4
=?????≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数1.67并就近圆整为标准值 m =2.0mm ，按接触强度算得的分度圆直径mm d 501
=，算出小齿轮齿数
365.522
50.73
11===
m d Z ，取251=Z 105
252.41
12
2
=?=
?=Z i Z ,取1052=Z
4. 几何尺寸计算
(1) 计算分度圆直径
mm 0552211=?==mZ d
mm 102105222=?==mZ d
(2) 计算中心距
()mm 1302
2
051252)(a 21=?+=+=
m Z Z (3) 计算齿轮宽度
mm d d 50501b 1=?==φ
mm B 502=取mm B 551=，
5. 大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1
1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
1) 按图1所示的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；(GB10095—88)
3) 材料的选择。在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表10-1可选择小齿轮材料
为40 Cr(调质)，硬度为250 HBS ，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为220 HBS ，两者硬度差为30 HBS ；
4) 选小齿轮齿数为3Z =30，大齿轮齿数4Z 可由4Z =23i 3Z ?=3.2×30=96，取96；
2. 按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式(10-9a)进行试算，即：
2
3
23t )]
[(132.2H H d t Z u u T K d σφ?±??≥ (1) 确定公式中各数值 1) 试选t K =1.8。
2) 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T 2==?
?2261055.9n P 9.55610?mm N ??=?51046.1343
23
.5。 3) 由表10-7选取齿宽系数d φ=1。
4) 由表10-6查的材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa 2
1
5) 由图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限3lim H σ=530MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限4lim H σ=500MPa 。 6) 由式10-13计算应力循环次数。
()8h 23108784.90100382134360 j n 60?=??????==L N
88
238410087.33.2
108784.9i 108784.9?=?=?=N
7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 3HN K =0.92；4HN K =0.94。 8) 计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为100，安全系数S=1，有
[]3H σ=S
K H HN 3lim 3σ=0.92?530=487.6MPa
[]4H σ=S
K H HN 4lim 4σ=0.94?500=470MPa
(2) 计算
1) 计算小齿轮的分度圆直径3t d ,代入[H σ]中较小的值。 由设计计算公式(10-9a)可得：
mm 75.79mm )470
8.189(3.24.211046.13.132.22
3
53t =?????≥d
2) 计算圆周速度v '。
s m 43.11000
60343
75.7914.31000602
3=???=
?=
'n d v t π
3) 计算齿宽b
b=t d d 3?φ=1?79.75=79.75mm
4) 计算齿宽与齿高之比
h
b
模数 mm z d m t t 658.230
79.75
33===
齿高 mm m h t 98.5658.225.225.2=?==
34.315.98
79.75==h b 5) 计算载荷系数。
跟据v=1.43m ，8级精度，图10-8得1.1=V K ； 直齿轮，αα F H K K ==1；
由表10-2查得使用系数 1.25=A K ；
由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 1.463 =βH K ； 由
34.31=h
b
， 1.463 =βH K 查图10-13得 1.45 =βF K ； 故载荷系数：
01.21.46311.11.25 K v =???==βαH H A K K K K 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
mm K K d d t 22.923
.12.0175.9733
3t 3=?== 7) 计算模数m 。 m=3.07mm
3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
由式(10-5)得弯曲疲劳强度的设计公式为
[]
3
a
S a 232Y 2???
?
??≥F F d Y Z KT m σφ (1) 确定公式内的各计算数值 1) 计算载荷系数。
1.991.4511.11.25 K v =???==βαF F A K K K K 2) 查取齿形系数 由表10-5查得
2.52 a3 =F Y ， 2.18 4 a =F Y
3) 查取应力校正系数 由表10-5查得
1.625 a3 =S Y , 1.79 a4 =S Y
4) 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极a 4803MP FE =σ；大齿轮的弯曲
疲劳强度极限a 3504MP FE =σ。
5) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.863 N =F K ，0.894 N =F K 。 6) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：
[]MPa 294.861.4480
0.863
33=?=
=S
K FE FN F σσ
[]MPa 222.51.4
350
0.894
44=?=
=S
K FE FN F σσ
7) 计算大、小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ ，并加以比较 0.01389294.861.625
2.52][333=?=F Sa Fa Y Y σ
0.01754222.5
1.79
2.18][444=?=F Sa Fa Y Y σ
经比较大齿轮的数值大。 (2) 设计计算
mm 2.25mm 0.017540
311046.199.12m 3
2
5
=?????≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.25并就近圆整为标准值 m =2.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径mm d 22.923=，算出小齿轮齿数
36.882.5
92.22
33===
m d Z ，取373=Z 4.118372.33324=?=?=Z i Z ,取1912=Z
4. 几何尺寸计算
(1) 计算分度圆直径
mm 592.372.533=?==mZ d mm 297.59112.544=?==mZ d
(2) 计算中心距
()mm 1952
2.5
191372)(a 43=?+=+=
m Z Z (3) 计算齿轮宽度
mm d d 592.592.1b 3=?==φ
取mm B 592.4=，mm B 5.0013=
5. 大小齿轮各参数见下表
低速级齿轮相关参数(单位mm)表5-2
6.1 I 轴(高速轴)的设计计算
1. 求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得 KW 5.45
1=P ，min r 1440n1=，mm N 106.3T 41??= 2. 求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为mm 50d 1=，而
N T 144050
106.32d 2F 4
11t1=??==
N 524tan201440 tan F t1r1=?==
αF
3. 初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径，一般按扭转强度估算轴的直g 径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取110A 0=，于是得：
mm 171440
5.45110d 33
110min ===n P A 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%，故d=18mm ；同时选取联轴器型号。联轴器的计算转p 矩1ca T K T A =,查表14-1取 1.5=A K 。则：
m N T K T A ?=??==54106.35.141ca
按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表14-7可选用Y28×62型弹性套
柱销联轴器。其公称转矩为 63m N ?。半联轴器孔径mm 28d =，故取
mm 28d II -I =,半联轴器长度mm 62L =，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm 44L 1=。
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，装配示意图6-1
图6-1 (2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1) 为满足半联轴器的轴向定位，I-II 右端需制出一轴肩故II-III 段的直径
mm 35d -=III II ；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径mm 37D =。半联轴器与轴配合的毂孔长为mm 44L 1=，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II 段长度应比1L 略短一些，现取mm 24l -=II I 。
2) 初步选择滚动轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据
mm 35d -=III II ，由轴承目录里初步选取标准精度级的深沟球轴承6208，其尺寸为18mm mm 08mm 04d ??=??B D ，故mm 04d d I -III ==-VIII VII V 而mm 18l -=IV III 。
中间滚动轴承右端采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度 3.5mm h ≥，取5mm h =，因此mm 50d -=V IV 。
3) 取安装齿轮处的轴段VII -VI 的直径mm 45d =-VII VI ；齿轮的右端与右轴承之
间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为55mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm 53l =-VII VI 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d h >，故取mm 3.5h =，则轴环处的直径mm 52d -=VI V 。轴环宽度
1.4h b >，取mm 5l =-VI V 。
4) 轴承端盖的总宽度为12mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。跟据轴承端盖和的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mm 20l =，故取mm 32l =-III II 。
5) 取齿轮距箱体内壁的距离mm 16a =，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离mm 8s 1=，已知滚动轴承宽度mm 18B =，则
()()mm 4421681853-55a s l 1=+++=+++=-B VIII VII
取高中速两轴上两小齿轮之间的距离mm 20c =已知中速轴上小齿轮宽度
mm 001B 3=，则
()mm 139.55-81620100.5l -s a c l V I -V 13=+++=+++=-B V IV
(3) 轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴之间的周向定位均采用平键连接。按VII VI -d 由表6-1查得平键截面mm 9mm 41b ?=?h ，键槽用键槽铣刀加工长为50 mm 。同时保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
6
7
n H ；同样，半联轴器与轴的接，选用平键截面mm 7mm 8b ?=?h ，键槽用键槽铣刀加工长为37 mm ，半联轴器与轴的配合为
6
7
k H 。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (4) 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为2??45，各轴肩处圆角半径见图6-1。
5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 ( a - f ) 所示。
( a )
( b )
( c )
( d )
( e)
( f )
现将计算出小齿轮(危险截面)处的H M ，V M 和M 的值如下表6-1：
表6-1
6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A 是轴的危险截面，则根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6=α，轴的计算应力
()a 845
0.136000
0.67.70177)(3
2
22
121MP W
T M ca =??+=+=
ασ 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得[]a 601-MP =σ。因此
][1-≤σσca ，故安全。
6.2 II 轴(中速轴)的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩