目录
1.传动装配的总体设计
1.1电机的选择 1
1.2求传动比 2
1.3计算各轴的转速、功率、转矩 2
2.齿轮的设计
2.1原始数据 3
2.2齿轮的主要参数 3
2.3确定中心距 4
2.4齿轮弯曲强度的校核 5
2.5齿轮的结构设计 6
3.轴的设计计算
3.1轴的材料的选择和最小直径的初定 7
3.2轴的结构设计 8
3.3轴的强度校核 10
4.滚动轴承的选择与计算
4.1滚动轴承的选择 13
4.2滚动轴承的校核 13
5.键连接的选择与计算
5.1键连接的选择 14
5.2键的校核 15
6.联轴器的选择
6.1联轴器的选择 15
6.2联轴器的校核 15
7.润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择
7.1润滑方式的选择 15
7.2密封方式的选择 16
8.箱体及附件的结构设计和选择
8.1箱体的结构尺寸 16
8.2附件的选择 17
9.设计小结18
10.参考资料18
机械设计课程设计计算说明书
已知条件：
项 目 运输带拉力 F （N ） 运输带速 v （m/s ） 卷筒直径 D(mm) 参 数
1200
2.5
210
结 构 简 图
1 传动装配的总体设计
1.1 电机的选择
1.1.1 类型：Y 系列三项异步电动机 1.1.2 电动机功率的选择
假设： w p —工作机所需功率，kw;
e p —电动机的额定功率，kw ；
d p —电动机所需功率，kw ； 电
动
机
到
工
作
机
的
总
效
率
为
η
，
1234ηηηη、、、分别为弹性连轴器、
闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和共同的效率。
则：1200 2.5
3.010001000
w FV P Kw ?=
== /d e w P P P η==
32
ηηηηη=卷筒轴承齿轮联轴器
查表可得： 0.980.970.990.96ηηηη====卷筒轴承齿轮联轴器、、、
所以： 32320.98*0.97*0.99*0.960.859ηηηηη===卷筒轴承齿轮联轴器
/ 3.0/0.859 3.4924d w P P Kw η===
1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定
601000601000 2.5
227.480/min 3.14210w v n r D π???=?==
960 4.22227.480
m w n i n =
==
查表可得：外伸轴长度80mm,直径38mm ，额定功率和满载转速见上表。 1.2 求传动比
601000601000 2.5
227.480/min 3.14210
w v n r D π???=?== 960 4.22227.480
m w n i n =
== 1.3 计算各轴的转速n 、功率p 、转矩T
1.3.1 各轴的转速
12960/min 227.480/min
m w n n r n n r ====
1.3.2 各轴的输入功率
121
3.4573.286d P P P Kw P Kw ηηη====联齿轴承
1.3.3 各轴的输入转矩
111 3.457
9550
955034.390960
p T Nm n ==?= 222 3.2869550
9550137.952227.480
p T Nm n ==?= 2 齿轮的设计
2.1 原始数据
2.2 齿轮的主要参数
由上述硬度可知，该齿轮传动为闭式软尺面传动，软尺面硬度<350HBS ，所以齿轮的相关参数按接触强度设计，弯曲强度校核。
lim
min
H HP N W H Z Z S σσ=
lim H σ式中：—试验齿轮的接触疲劳强度极限应力；
min H S —min 1.3H S =接触强度的最小安全系数，取；
N Z —1N Z =接触疲劳强度计算的寿命系数，取；
W Z —1W Z =工作硬化系数，取。
由教材图5—29查得：小齿轮lim1580H Mpa σ=； 大齿轮lim2540H Mpa σ=。
所以：lim1
1min lim22min 580
11446.21.3
54011415.41.3
H N W HP H H N W HP H Z Z Mpa
S Z Z Mpa
S σσσσ=
=
??===??=
1754d ≥式中：Z ε—重合度系数，对于斜齿轮传动Z ε=0.75~0.88，取
Z ε=0.85；
K —载荷系数，一般近视取K=1.3~1.7,因是斜齿轮传动，故K 取小 K =1.3；
d ψ—齿宽系数，对于软尺面（<350HBS ），齿轮相对于轴承对称布置时，d ψ=0.8~1.4，取d ψ=1.1；
u —齿数比，对于斜齿轮，选取125Z =，则：
21 4.2225105.5Z iZ ?===，取2106Z =，所以
2
1
4.24Z Z u =
=
所以：1754d ≥
754= 44.839mm =
2.3 确定中心距
()()121212a=
222cos v n m Z Z m Z Z d d β
+++== 式中：1Z —小齿轮的齿数； 2Z —大齿轮的齿数； β—齿轮的螺旋角； n m —斜齿轮的模数。
对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，选取
125Z =，则：21 4.2225105.5Z iZ ?===，取2106Z =；
螺旋角β，一般情况下在10~25??，当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮，β还要大一些。如小轿车齿轮β最大已达~3537??。本设计为一般要求，所以初选15β?=；
斜
齿
轮
的
模
数
，
11cos 44.839cos15 1.73225
n d m Z β?
?===由渐开线圆柱齿轮第
一系列，取n m =2.5； 所以：()()
12 2.525106a=
169.532cos 2cos15n m Z Z mm β?
+?+==?
取中心距a=170 mm,
()()
12 2.525106cos 0.963222170
n m Z Z a β+?+=
==? 所以，15354β?'"= 符合其条件：10~25β??= 则，小齿轮：11'''2.525
64.89mm cos cos(15354)
n m Z d β??=
== 大齿轮：22'''
2.5106
275.11mm cos cos(15354)
n m Z d β??=
== 2.4 齿轮弯曲疲劳强度的校核
lim min
F ST
FP N X F Y Y Y S σσ=
式中： ST Y —试验齿轮的应力修正系数，取ST Y =2；
lim
F σ—试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，
lim1lim2220170F F Mpa Mpa σσ==、；
min F S —弯曲强度的最小安全系数，取min F S =1.6；
N Y —弯曲疲劳强度寿命系数，取N Y =1；
X
Y —弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取X Y =1。
所以：
lim11min
lim22min
2202
11275.01.6
1702
11212.51.6
F ST
FP N X F F ST
FP N X F Y Y Y Mpa S Y Y Y Mpa
S σσσσ?=
=
??=?=
=??=
又因为
11
22
11
20002000F FS FS Fp n n KT KT Y Y Y Y Y bm Z bm Z εβεβσσ=
=≤ 式中： FS Y —外齿轮的符合齿形系数；
Y εβ—螺旋角系数。（其他字符的意义同前。）
13
23
25
27.9728cos 88
118.61119cos v v Z Z β
β
=
=====
由教材图5—25可得：1 4.1FS Y =、2 3.9FS Y =
12111.88 3.2cos v v Z Z αεβ??
??=-+?? ????
?
'''
111.88 3.2cos(15354)28119?????=-+ ???????
1.67=
211 1.164.89mm 71.38mm 72mm 80mm
d b d b ψ==?===
由教材图5—40可得，螺旋角系数0.63Y εβ=。 所以： 1
1112
1
2000F FS n KT Y Y bm Z εβσ= 12
2000 1.334.390
4.10.6318.580 2.525
FP Mpa σ??=
??=
2222
2
2000F FS n KT Y Y bm Z εβσ= 22
2000 1.3137.952
4.10.6319.472 2.5106
FP Mpa σ??=
??=
综上所述，两齿轮符合强度条件。
2.5 齿轮结构设计
2.5.1 计算齿轮分度圆直径
小齿轮：11'''
2.525
64.89mm cos cos(15354)
n m Z d β??=
== 大齿轮：22'''2.5106
275.11mm cos cos(15354)
n m Z d β??=
== 2.5.2 齿轮宽度
按强度计算要求，取齿宽系数d ψ=1.1，则齿轮的宽度为
21 1.164.89mm 71.38mm d b d ψ==?=，圆整后大齿轮的宽度
为：272mm b =，小齿轮的宽度为180mm b =。
2.5.3 齿轮的圆周速度
11
1 3.1464.89960
3.26/601000
601000
d n v m s π??=
=
=??（满足精度要求）
2.5.4 齿轮的相关参数如下表
3 轴的设计计算
3.1 轴的材料选择和最小直径估算
3.1.1 轴的材料选用45号钢，调质处理。 3.1.2 高速轴和低速轴直径
初算直径时，若最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的
影响，当该段截面上有一个键槽时，d 增加5%~7%，两个键槽时，d 增加10%~15%，有教材表12-2，高速轴180C =，低速轴
280C =。同时要考虑电动机的外伸直径d=38mm 。
所以1 1.05110 1.0517.70d C mm === 结合电动机的外伸直径d=38mm ，初选TL6联轴
器,3882/4323843282Y GB T Y ?-?和3282/4323843282Y GB T Y ?-?所以初确定
213535d mm
d mm
== 。
3.2 轴的结构设计
3.2.1 高速轴的结构设计
3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定
1 1.05110 1.0517.70d C mm === 结合电动机的外伸直径d=38mm ，134.390T Nm =，初选
弹性套柱销联轴器TL6，所以取：
135d mm = 240d mm = 3745mm d d ==
由此直径确定轴承，选择深沟球轴承, 6208/2761994GB T -其具体尺寸如下表：
6452d d mm ==；
569.89d mm =。
3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定 180mm l =； 240mm l =； 321mm l =； 412mm l =； 580mm l =； 612mm l =； 721mm l =。
3.2.2 低速轴的结构设计
3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定
2 1.05110 1.0528.13d C mm === 结合2137.952T Nm =，初选弹性套柱销联轴器TL6 所以取； 140mm d =；
245mm d =； 350mm d =；
由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6208/2761994GB T -,
其具体尺寸如下表：
455mm d =； 565mm d =；
657mm d =；
7350mm d d ==。
3.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定 1110mm l =；
243mm l =;
342mm l =； 470mm l =；
510mm l =；
612mm l =；
720mm l =。
3.3 轴的强度校核（低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差
很小，只校核低速轴）
3.3.1 求齿轮上的作用力的大小和方向
3.3.1.1齿轮上作用力的大小
222
22'''
'''9550137.952n 275.11
/(
)137.952/()1002.8920002000tan tan 201002.89378.95cos cos(15354)tan 1002.89tan(15354)279.72n P
T Nm
d T N N N
αββ?
??=?=====?=?==?=?=t2r2t2a2t2转矩：圆周力：F 径向力：F F 轴向力：F F 3.3.1.2齿轮上作用力的方向,方向如下图所示：
3.3.2 求轴承的支反力
3.3.2.1水平面上支力
/21002.89/2501.45N ==RA RB ==t2F F F 3.3.2.2垂直面上支力
'2
(45)/(452)2
RA d F =-?
+??a2r2F F
275.11
(279.72378.9545)/(452)2
=-?
+?? 238.05N =-
'2(45)/(452)2
RB d
F =?+??a2r2F F
275.11
(279.72378.9545)/(452)2
=?+??
617.00N =
3.3.3 画弯矩图
3.3.3.1水平面上的弯矩
33451045501.451022.57C RA M F N --=??=??= 3.3.3.2垂直面上的弯矩
''331451045(238.05)1010.71C RA M F Nm --=??=?-?=-
''32
2(4510)2
C RA d M F -=??+?a2F 33275.11
[45(238.05)10279.7210]27.762
Nm --=?-?+??=
3.3.3.3合成弯矩
1224.9835.77C C M Nm M Nm
======
3.3.4 画转矩图
2137.952T Nm =
3.3.5 画当量弯矩图
因单向回转，视转矩为脉动转矩，10[]/[]b b ασσ-=,已知
600B Mpa σ=，查表12-1可得10[]54[]93pa b b Mpa M σσ-==、
，10[]/[]54/930.581b b ασσ-=== 剖面C 处的当量弯矩：
'2'
1
87.7783.95C C M Nm M
Nm
======
3.3.6判断危险剖面并验算强度
3.3.6.1剖面C当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故
剖面C为危险面。
已知
'
2
1
87.77 []54
e C
b
M M Nm
Mpa
σ
-
==
=
27.76Nm
45
-10.71Nm 45
F’RA
则
e 1387770
9.63[]540.1d 0.145e e b M M Mpa Mp W σσ-=
===<=?3（）
3.3.6.2剖面D 虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。
e 1383850
13.12[]540.1d 0.140D D b M M Mpa Mpa W σσ-====<=?3
（）
所以轴的强度足够。
4 滚动轴承的选择与计算
4.1 滚动轴承的选择
高速轴和低速轴的轴承段的直径1d =45, 2d =50。选用轴承，初选深沟球轴承6208/2761994GB T -,
4.2 滚动轴承的校核
由于低速轴的转矩大于高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小，所以只需校核高速轴的深沟球轴承。
由前面的计算可得
12555.09795.07R R F N F N ======
轴向力：279.72A F N ==a2F 转速：n 227.480/min r =
4.2.1 求当量动载荷
由上图可知轴2未受轴向载荷，轴1受轴向载荷
1A A F F =，则112()p R R p f XF YF =+，由教材表14-12可得，
1.2p f =，查有关轴承手册可得。30620917.510r C N =?轴承
F A F R2
F R1
轴1：310/279.72/17.5100.0160A r F C =?=，查表可得，
0.34e =
可计算出，11/0.504A R F F = >e 可得0.56, 1.3X Y ==
112() 1.2(0.56555.09 1.3795.07)1613.33p R R P f XF YF N
=+=??+?=
轴2：22 1.2793.07954.08p R P f F N ==?=
12P P >因，故仅计算轴承1的寿命即可
4.2.2 求轴承寿命
329.510r C N ε=?已知球轴承=3、则
66h1101029.5447921h 60n 60227.4801613.33L ?===?333
11C 10（）（）P
按单班制计算每天工作8小时，一年工作350天，则
h1Y 447921
L 1601083508350
L ===>??年（满足年限要求）
5 键连接的选择与计算
5.1 键连接的选择
选择普通平键，
5.2 键连接的校核
有教材表6-2可得键连接时的挤压应力p 100Mpa σ??=??，由于低速轴的转矩大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需校核键10?16GB/T1096-1979。 齿轮轴段的直径55d mm =；
键的长度601050l L b mm =-=-=； 键的接触高度0.60.6106k h mm ==?=； 键转动的转矩2137.952T Nm =；
则：33
2p p 2102137.9521020.4410065045
T Mpa Mpa kld σσ?????===<=???? 所以键连接符合强度要求。
6 联轴器的选择
6.1 联轴器的选择
结合电动机的外伸直径d=38mm ，高速轴和低速轴的最小直径，初选TL6联轴器。3882
/43233282
YC GB T YC ??
6.2 联轴器的校核
因为低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴2137.952T Nm =，考虑到转矩变化很小取 1.3A K =。
所以2 1.3137.952179.34250ac A n T K T T Nm ==?=<=（联轴器符合其强度要求）
7 润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择
7.1 润滑方式的选择
润滑方式有两种：
22νν><当m/s 时，采用油润滑；
当m/s 时，采用脂润滑.
11
1 3.1464.89960
3.26/2601000601000
d n v m s π??=
=
=>??m/s
所以小齿轮大齿轮均采用油润滑。 7.2 密封方式的选择
一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈。
8 箱体及附件的结构设计和选择
8.1 箱体的结构尺寸
2、?与减速器的级数有关，对于单级减速器，取?=1；
3、0.025~0.030，软尺面取0.025，硬尺面0.030
4、当算出的δ和1δ小于8mm 时，取8mm 。
8.2 箱体附件的选择
8.2.1 窥视孔及窥视盖的选择
查表14-4，因为是单级150a ≤,则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如
8.2.2油标指示装置的选择
选择游标尺12(12),其具体尺寸如下表(mm)
8.2.3通气器的选择
8.2.4起吊装置的选择
减速器的重量为0.3KN,选用单螺钉起吊（最大起重为1.6KN）,具
8.2.5螺塞和封油垫的选择
（以上所选的附件的具体图示在相应的教材上，画图时应结合教材
画图）
9设计小结
在为期两周的时间里，我们圆满结束了这次的机械设计课程设计。从这次设计中，我们每个人都得到了充分的锻炼。
因为时间原因，任务安排往往十分紧张，这恰恰培养了我们按时完成任务的习惯。加之亲自动手查阅资料来制图设计，很好地提高了我们获取信息的能力，端正了我们科学严谨的设计态度。
总之，通过这两周的实践，增强了我们应对问题的能力，加深了我们
对设计理念的了解，让我们系统地学习和复习了机械设计的相关知识，使我们从中受益匪浅。同时，让我们认识到标准与经验的重要性及实用性，体会到了蕴藏在设计过程中的无限汗水和快乐。
10参考资料
1.席伟光、杨光、李波俊主编。机械设计课程设计。高等教育出版社
2.黄华梁、彭文生主编。机械设计基础。高等教育出版
3.罗继相、王志海主编。金属工艺学。武汉理工大学出版社
4.董怀武主编。机械工程图学，武汉理工大学出版社