机械设计基础课程设计说明书样本

目 录

1 传动方案分析 ....................................1 2 电动机的选择计算 ................................1 3 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 ............2 4 齿轮传动的设计计算 ..............................3 5 轴的设计计算与联轴器的选择 ......................6 6 键连接的选择及计算 ............................. 12 7 滚动轴承的校核（低速轴轴承） ................... 13 8 润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定 ....... 14 9 箱体及附件的结构设计和计算 ..................... 14 10 设计小结 ...................................... 16 11 参考资料 ...................................... 16

1 传动方案分析

传动方案如下图，已由老师给定，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可保证良好的润滑和工作要求。

1． 电动机 2． 联轴器

3． 斜齿圆柱齿轮减速器 4． 卷筒 5． 运输带

2 电动机的选择计算

2.1电动机的选择

2.1.1电动机类型的选择

根据动力源和工作要求，选Y系列三相异步电动机。

2.1.2电动机功率Pe的选择

工作机所需有效功率 PW

FV11002

2.20KW。 10001000

由传动示意图可知：电动机所需有效功率PPW/

d式中，为传动装置的总效率 1234n 。

设1，2，3，4分别为弹性连轴器（2个）、闭式齿轮（设齿轮精度为8级）、滚动轴承（3对）、运输机卷筒的效率。查表得10.99，20.97，30.98，40.96，则传动装置的总效率122340.9920.970.9830.960.859 电动机所需有效功率 Pd

Pw

3





2.2

2.56KW。 0.859

查表选取电动机的额定功率Pe为 3KW。

2.1.3电动机转速的选择

V6010002601000

181.89r/min。

D210

查表2-3知总传动比 i =3～5。

工作机所需转速 nw

则电动机的满载转速nmnwi181.89（3~5）（545.67~909.45）r/min。

查表选取满载转速为 nm960r/min同步转速为1000r/min的Y132S-6型电动机，则传动装置的总传动比i

nm960

5.278，且查得电动机的数据及总传动比如下：

nw181.89

3 传动装置的运动及动力参数的选择和计算

3.1 传动比的分配

由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值

i5.278

3.2 传动装置的运动和动力参数计算

3.2.1各轴的转速计算

由传动示意图可知, 轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的转速：

n1nm960r/minn2n1960r/min

n2960

181.89r/mini5.278

n4n3181.89r/min

n3

3.2.2各轴的输入功率计算

因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率Pd计算。 轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的输入功率：

P1Pd2.56KW

P2Pd132.560.990.982.48KWP3P2232.480.970.982.36KWP4P31342.360.990.980.962.2KW

3.2.3各轴的输入转矩计算

轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的输入转矩：

P2.56

T1125.47NM

n1960

T2P22.48955024.67NMn2960

P2.36

T33123.91NM

n3181.89T4P42.29550115.51NMn4181.89

4 齿轮传动的设计计算

如传动示意图所示：齿轮Ⅰ和Ⅱ的已知数据如下表： 4.1 选择齿轮精度

按照工作要求确定齿轮精度为8级。

4.2 选择齿轮材料

考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得Ⅰ（小）、Ⅱ（大）齿轮的选材，及相应数据如下：

由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。

4.3 许用应力计算

齿轮Ⅰ、Ⅱ的循环次数（使用寿命为10年）为：

N160n2at609601030081.38109N260n3at60181.891030082.6210

8

查图得YN1YN21,ZN11,ZN21.1,

设mn5mm取YST2,YX1YX21,SFmin1.6,SHmin1.3,ZW1（两轮均为软齿面）可求得：

FP1FP2HP1HP2

Flim1YST

SFmin

YN1YX1

220211

275MPa

1.6200211

250MPa

1.6

Flim2YST

SFmin

YN2YX2

Hlim1

SHmin

ZN1ZW

57011

438.46MPa1.353011

407.69MPa1.3

Hlim2

SHmin

ZN2ZW

4.4 按接触疲劳强度进行设计

4.4.1小齿轮的名义转矩 T224.67NM 4.4.2选取各系数并列表

4.4.3初定齿轮的参数

Z136,Z2iZ15.27825190.008 ，取Z2190 u

190

5.278,15 36

4.4.4初算分度圆直径并确定模数和螺旋角β

因两齿轮均为钢制，故ZE189.MPa，则

Z

d1

HP2

KT2u1u

d

22

0.81.324.675.2781

38.539mm

1.1407.695.278

d2ud15.27838.539203.409mmd1d238.539203.409

120.974mm22

所以 a取圆整值为 a175mm；

a

2acos2175COS15

法向模数：mn1.496mm，

Z1Z236190圆整为标准值mn1.5mm。 调整螺旋角：mn(Z1Z2)1.5(36190)

14.402713249

2a2175

4.4.5计算齿轮的几何尺寸

螺旋角14249， 法向模数mn1.5mm， 齿数Z136,Z2190， 中心距a175mm. 分度圆直径：d1

mnZ1mZ

55.752mm,d2n2294.248mm， coscos

齿顶圆直径：da1d12mn58.752mm,da2d22mn297.248mm， 齿根圆直径：df1d12.5mn52.002mm,df2d22.5mn290.498mm，

b2dd11.155.75261.327，取b262mm

齿宽：，

b1b2(5~10)67~72mm,取b170mm

4.5 校核齿根弯曲疲劳强度

Zv1

当量齿数：

Zv2

Z136

4033

coscos14.4027

，

Z219020933

coscos114.4027

11

查图得YFS14.02,YFS23.98， 端面重合度1.883.2()cos1.7，

Z1Z2再查图得Y0.63，则

F1F2

2000KT220001.324.67

YY4.020.6328.650FP1275MPaFS122

b1mnZ1701.5362000KT220001.324.67

YY3.980.6334.936FP1250MPaFS222

b2mnZ1621.533

即齿根弯曲疲劳强度足够。

4.6 计算齿轮的圆周速度

v

d1n2

601000



55.752960

60000

2.8m/s

4.7 齿轮的受力分析

齿轮Ⅰ，Ⅱ的受力情况如下图所示：

各力的大小分别为： 圆周力：Ft1Ft2

2000T2200024.67

884.991N d155.752

tanntan20

径向力：Fr1Fr2Ft1884.991332.562N 

coscos14.4027轴向力：Fa1Fa2Ft1tan884.991tan14.4027227.272N

5 轴的设计计算与联轴器的选择

5.1选择轴的材料

该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢。查表知B650MPa。

5.2初算轴径

轴Ⅰ的轴径即为电动机外伸轴直径D38mm

轴Ⅱ（与齿轮Ⅰ配合）： 查表取C=117, 并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径

dmin21.05CP2

2

1.051172.48

16.857mm 960

轴Ⅲ（与齿轮Ⅱ配合）： 查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径

dmin31.05C3

P3

3

1.051102.36

27.141mm

181.89

轴Ⅳ：查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径

dmin41.05CP4

4

1.051102.2

26.513mm

181.89

5.3联轴器选择

由电动机外伸轴径D38mm及传动要求，公称转矩TnT1T2，查表选取TL6弹性

J3860

GB432384，故取轴Ⅱ与联轴器连接的轴径为32mm。

J3260

套柱销联轴器

因为轴Ⅲ与轴Ⅳ的最小轴径分别为dmin327.141mm,dmin426.513mm并考虑传动要

J3560

GB584386，故轴Ⅲ、轴Ⅳ

J3560

求，公称转矩TnT3T4，查表选取YL8凸缘联轴器

与联轴器连接的的轴径均为35mm。

5.4轴承的选择

根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估选出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表：

5.5齿轮的结构设计

5.5.1大齿轮

因为齿顶圆直径：35mm200mmda2213.123mm400mm，为了减轻重量和节约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用腹板式自由锻结构，且取与轴连接处的直径为53mm。

请自己选择一种齿轮结构，删除多余图片

d11.6d D00.5(D1d1) C0.3B n0.5mn n1 D1df20

l(1.2~1.5)d

d00.25(D1d1)

C1(0.2~0.3)B

r5

0(2.5~4)mn

5.5.2小齿轮

因为齿顶圆直径：32mmda142.877mm400mm,故作成齿轮轴形式 请自己选择一种齿轮结构，删除多余图片

d11.6d 02.5mn d00.2(D1d1) n1

5.6轴的设计计算

轴径和轴长的设计

5.6.1高速轴

l(1.2~1.5)d

D00.5(D1d1)

n0.5mn

5.6.2低速轴

5.7低速轴的校核

5.7.1受力分析

低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分见4.7）。

水平面的受力和弯矩图

垂直面的受力和弯矩图

合成弯矩图

转矩图

当量弯矩图

5.7.2轴承的支反力

水平面上的支反力：FRAFRB

Ft2884.991

442.5N 22

垂直面上的支反力：

'

FRA[(Fa2d2/2)FR262.5]/125101.216N

F

'RB

[(Fa2d2/2)FR262.5]/125433.778N

5.7.3画弯矩图

剖面C处水平面的弯矩：MC62.5FRA10327.656Nm 垂直面上的弯矩：

M'C162.5F'RA1036.326NmM

;C2

(62.5F

'

RA

Fa2d2/2)10

3

46.089Nm

合成弯矩：

2'

MC1MCMC129.067Nm2'MC2MCMC253.750Nm

2

2

5.7.4画转矩图 T2123.91Nm 5.7.5画当量弯矩图

因单向回转，视转矩为脉动循环，。已知B650MPa,查表得

[1]b59MPa,[0]b98MPa，则[1]b/[0]b0.602 剖面C处的当量弯矩

22

M'C1MC(T)Mc129.067Nm12

2

M

'

C2

M

2

C2(T2)53.750(0.602123.91)91.942Nm

22

5.7.6判断危险剖面并验算强度

剖面C当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面C为危险剖面。已知

'

MemC291.942Nm,[1]b59.0MPa

e

Me91.9421000

6.176MPa[1]b 33

0.1d0.153

剖面D处的直径最小，估计该剖面也为危险剖面

MD(T)2T0.602123.9174.594MPaMe74.5941000e5.01MPa[1]b

33

0.1d0.153所以其强度足够。

6 键连接的选择及计算

各处的键均采用有轻度冲击的普通平键半圆键的联接方式，查表可得[p]50~60MPa

高速轴联轴器处选键C10×50 GB1096-79，其挤压强度为

p

4T2424.6710009.64MPa[p] dhl32840

电动机处的键是查表所得，故无须校核。

低速轴联轴器处选键C10×50 GB1096-79，其挤压强度为

p

4T24123.911000

44.25MPa[p] dhl35840

低速轴齿轮处选键C16×50 GB1096-79，其挤压强度为

p

4T24123.911000

27.5MPa[p] dhl531034

所以各键强度足够。

7 滚动轴承的校核（低速轴轴承）

在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：

7.1轴的受力状况及轴承载荷计算

水平面上的支反力：FRAFRB

Ft2884.991

442.5N 22

垂直面上的支反力：

'

FRA[(Fa2d2/2)FR262.5]/125101.216N

F

'RB

[(Fa2d2/2)FR262.5]/125433.778N

轴承所承受的径向载荷

2'2

FR1FRAFRA442.52101.2162453.928N

FR2F

轴向外载荷FA227.272N

2

RB

F

'2RB

442.5433.778619.653N

22

轴承的转速n=181.89r/min

单班制工作，预期寿命3年，则 L330087200h

7.2

查表取fp1.2,Cr24.5KN,C0r17.5KN

按图，轴承Ⅰ未承受轴向载荷，故P.928544.714N 1fpFR11.2453轴承Ⅱ受轴向载荷FA2FA；FA2/C0r227.272/175000.013，查表取

e0.2,FA2/FR2227.272/619.6530.367e， 查表取X0.56,Y2.5,

P2fp(XFR2YFA2)1.2(0.56619.6532.5227.272)1098.22NP1 故仅计算轴承Ⅱ的寿命即可。

7.3求轴承的寿命

106Cr106245003Lh())1016846hL

60nP260181.981098.22实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适。

8 润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定

8.1 齿轮润滑剂的选择

因是闭式齿轮传动，且齿轮选用 45钢，调质处理，其硬度

HB2180HBSHB1220HBS280HBS, 且节圆处：v2.8m/s2m/s 所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为 a×b×c=8mm×8mm×5mm。 查表，选择润滑油的黏度为118，选择油的代号为CKC 150 GB5903-86

8.2 齿轮的润滑方式

因为v2.8m/s2m/s故采用油池浸润润滑。

8.3 轴承的润滑

采用飞溅方式直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。

8.4 密封方式的确定

根据减速器的密封要求，选择接触式密封方式，根据轴径查表选择毡圈油封及槽，分别选：毡圈38 JB/ZQ4406-86、毡圈40 JB/ZQ4406-86。

箱体剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，不允许塞入任何垫片或填料。

9 箱体及附件的结构设计和计算

9.1 减速器铸造箱体的结构尺寸

参照表5-1各部位尺寸列于下表：

9.2附件设计

9.2.1窥视孔和视孔盖

窥视孔开在啮合区的上方并有适当的大小，窥视孔平时用盖板盖住，加密封垫圈，螺钉连接。尺寸如下：

l120mm,l105mm,l90mm,b90mm,b75mm,b60mm,

1

2

3

1

2

3

4mm，R5mm,d7mm, 孔数为4

9.2.2 通气器

选M28×1.5型通气塞。

9.2.3起吊装置 选吊耳环和吊钩。吊耳环尺寸为：

d20mm,R24mm,e20mm,b16mm

吊钩尺寸为：B36mm,H26mm,h13mmr8mm,b16mm

9.2.4油面指示器

选油标尺M12

9.2.5 油孔和螺塞

放油孔位于箱座内底面最低处，内底面作成1度至1.5度斜面，油孔附近作出凹坑。螺

塞采用M20×1.5JB/ZQ4450-86型外六角螺塞，加装封油垫。

9.2.6起盖螺钉

采用螺栓GB5783-86-M10×20，螺钉端部作成圆柱端。数量为1个

9.2.7定位销

采用销GB117-86-A10×30 ，两个，非对称分布。

10 设计小结

11 参考资料

《机械设计课程设计（修订版）》 唐增宝 何永然 刘安俊 主编 华中理工大学出版社

《机械设计基础（第三版）》 黄华梁 彭文生 主编 高等教育出版社 《机械制图（第四版）》 大连理工大学工程画教研室 编高等教育出版社出版 《互换性与测量技术基础》 温松明 主编 湖南大学出版社出版