机械设计说明书
前言
机械设计课程设计是机械设计课程中重要的综合性与实践性教学环节，是培养学生动手能力的重要方法，设置课程设计的基本目的为：
1综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓展所学的知识。
2 通过设计实践逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉和掌握机设 的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。
3 通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。
机械设计课程设计的题目常选择通用机械的传动装置，例如以齿轮减速器为主体的机械传动装置的设计等，设计内容包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图零件图的设计；编写设计计算说明书。
机械设计课程设计是在教师指导下由学生独立完成的，是对我们学生进行的第一次较为全面的设计训练。学生应明确设计任务，掌握设计进度，认真设计。每个阶段完成后要认真检查，提倡独立思考，有错误要认真修改，精益求精。
课程设计进程的各阶段是相互联系的，设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求，由于影响零、部件结构尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题会更全面、合理，故后阶段设计要对前阶段设计中不合理机构尺寸进行必要的修改。所以，课程设计要边计算、边绘图，反复修改，设计和绘图交替进行。
学习和善于利用长期以来所积累的宝贵经验设计经验和资料，可以加快设计进程，避免不必要的重复劳动，是提高设计质量的重要保证，也是创新的基础。然而，任何一项设计任务均可能有多种决策方案，应从具体情况出发，认真分析，既要合理吸取，又不可盲目的照搬、照抄。
在设计中贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、降低成本、缩短设计周期，是机械设计应遵循的重要原则之一，也是设计质量的一项评价指标。在课程设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规范，尽量采用标准件，并注意一些尺寸圆整为标准尺寸。另外在设计中应吸收和应用先进的设计手段，运用计算机辅助设计，优化设计方案，提高设计质
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装
订
线
— — — —
量。 设计者
2007-1-25
一 减速器的设计
机械设计课程设计题目
一个带式运输机的传动系统方案如下图所示，设计其中的两级圆柱齿轮减速器。已知设备单向运转，载荷平稳，传动带容许速度误差为5%；两班制工作，使用寿命为6年；减速器为小批量生产。
— — — — — — — — ——— —
已知数据： 带传动所需扭矩 T=1300(N.m) 传送带的速度 V=0.65 m/s 传送带鼓轮直径 D=280 mm
装装订装订线订线线
1、 电动机的选择
1 选择电动机
1） 电动机类型和结构的选择 2） 选择电动机的容量 A 工作所需的功率：
Pw =Tnw /9550 kw (1-1) nw =
60⨯1000⨯V
(1-2)
π⋅D
将V=0.65m/s; D=280mm 代入（1-2）式中 得 nw =44.36r/min 同时将 nw 带入（1-1）式中
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得 Pw =6.04 KW
B 电动机的输出功率Pd ： Pd =
P w
(1-3)
η=η1η2η3„„ηn (1-4) 其中：齿轮 η1=0.98·0.98
V 带 η2= 0.97 联轴器 η3= 0.98 轴承 η4=0.993 平带 η5=0.97 将其值带入（1-4）中 得 η=0.8422 带入（1-3）中 得 Pd =7.169KW
C 确定电动机的额定功率P ed
根据计算出的功率P d 可选定电动机的额定功率P ed 。应 使P ed 大于或等于P d 。故取P ed =7.5KW 3 ） 选择电动机的转速
nd ’=(i1·i 2·i 3„„i n )n w (1-5) 已知:齿轮 i1=10～20； V带 i2=2 取齿轮的上下限求得 nd ’=887.2～1774.34r/min 此即是电动机的转速范围
由此可由手册查的电动机的型号为：
2 、计算传动装置的运动和动力参数
1 计算总传动比i
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴的转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为：
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i=
n m n w
(2-1)
传动装置总传动比是各级传动比的乘积，即
i=i1·i 2·i 3„„·i n (2-2) 其中：n m =720r/min nw =44.36r/mi）中n 代入式（2-1得： i=16.2216
根据设计要求：高速轴和低速轴的传动比i 1/i2=1.3，根据式（2-2）有： i1=4.59, i2=3.532 2 各轴的转速n(r/min)
— —
装
Ⅰ
订
(2-3)
n
(2-4)
n Ⅲ=nⅡ/i2 (2-5)
其中i 1,i 2为相邻两轴间的传动比为：n m =720r/min,i1=4.59，i 2=3.532代入（2-3、4、5）有
n Ⅰ=720r/min n Ⅱ=156.8r/min n Ⅲ=44.39r/min
3 各轴的输入功率P(kw) 各轴的输入功率分别为：
PⅠ=Ped ·η
P(2-7)
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Ⅱ
1
Ⅱ
线
— —
=n
Ⅰ
/i1
(2-6) ·
η
2
=P
Ⅰ
=Ped ·η
1
·η
2
PⅢ=PⅡ·η3=Ped ·η1·η2·η式中：η1—电动机与轴Ⅰ之间联轴器的效率；
η2—高速级传动效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上的一对轴承的效率； η3—低速级传动效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上的一对轴承的效率。 查表可知：η1=0.97 η2=0.97·0.99 η3 .97·0.99分别带入式（2-6、7、8） ∴P Ⅰ=7.2KW PⅡ=6.92 KW PⅢ=6.64 KW 4 各轴输出的转矩T(N·m) 传动系统中各轴转矩为：
T Ⅰ=9550·P Ⅰ/nⅠ (2-9) T Ⅱ=9550·P Ⅱ/nⅡ (2-10) T Ⅲ=9550·P Ⅲ/nⅢ (2-11)
由以上计算可知：P Ⅰ=7.2KW、P Ⅱ=6.92 KW、P Ⅲ=6.64 KW
n Ⅰ=720r/min、n Ⅱ=156.8r/min、n Ⅲ=44.39r/min
分别带入式（2-9、10、11）中可得
T 1=95.5N·m 、 T 2=421.47N·m 、 T 3=1428.5N·m 。 将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：
— — — —
3
(2-8)
装
订
线
— —
装
订
线
— —
3、 V带的设计计算
设计数据：传递功率；转速n 1、n 2（或者传动比i ）；传动位置要求及其工作条件等。 设计内容：确定带的类型；长度；根数；传动中心距；带轮基准直径及其结构尺寸等。 1 确定计算功率P ca
Pca =KA ×P （3-1）
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由表8-6（P151, 《机械设计》第七版 高等教育出版社）可知：K A =1.1 由电动机选型可知： P=7.5 kw
∴ Pca =1.2×7.5=9 kw 2 选择带型
根据传动的形式，选用普通V 带
根据P ca 、n 1，由表8-9知：确定选用B 型V 带。 3 确定带轮的基准直径
由表8-3和8-7取主动轮基准直径d d1=140 mm 根据式
i=n1/n2≈d d2/dd1 （3-2）
有： dd2=idd1 其中i=2
∴ dd2=280 mm
根据表8-7，取d d2=280mm
— —
按式 V=π×d d1×n 1/60×1000 （3-3） 验算带的速度：
其中d d1=140 mm 、n 1=1440 r/min 得
V=10.55 m/s〈V max =25 m/s 所选带型合适。
4 确定普通V 带的基准长度和传动中心距
根据 0.7（d d1+dd2）
根据式 L’d =2a0+π/2×(dd2+dd1)+(dd2-d d1) /4a0 （3-5） 计算带所需的基准长度。
其中：a 0=600 mm、d d1=140 mm、d d2=280 mm，将其带入（3-5）中得 L’d =1871.65 mm 由表8-2将基准长度圆整L d =2000 mm. 计算实际中心距a ：
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2
装
订
线
— —
a=a0+(Ld -L d )/2 (3-6) 其中L d =2000 mm、 L, d =1871.65 mm
∴ a=728.35 mm
5 验算主动轮上的包角α1
由式 α1=180o -[(dd2-d d1)/2]×57.5o （3-7） 计算主动轮上的包角。
依以上计算可知：d d1=140 mm、d d2=280 mm，将其带入（3-7）中有 α1=168.9o >120o 所以主动轮上的包角合适。 6 计算普通V 带的根数z
由式 z=Pca /(P0+ΔP 0) ×K α×K L （3-8） 计算V 带的根数。
其中 Pca =9kw
由n=1440 r/min、d d1=140 mm、i=2,查表8-5a 和表8-5b 可知：P 0=2.83 ΔP 0=0.46
查表8-8得 Kα=0.95 查表8-2得 KL =1.0 将以上数据带入式（3-8）中得
Z=2.88
∴z 取3根比较合适 7 计算预紧力F 0
由式 F0=[500×P ca /vz][(2.5/Kα)-1]+qv2 （3-9） 查表8-4得q= 0.17 kg/m，分别带如各个数据可得 F0=192.9 N 8 计算作用在轴上的压轴力F p
由式 Fp =2·z ·F 0·sin(α1/2) （3-10） 计算压轴力。
其中：Z=3 ; F0=192.9 N ; α1=168.9o ;
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,
— —
装
订
线
— — — —
装
订
线
— —
将以上数据带入（3-10）中可得
Fp =1152 N 由以上计算可知带的选择如下：
4、 齿轮的设计
1 低速级齿轮的设计
1、 选定齿轮的类型、精度等级、材料及其齿数。 （1）依题选择斜齿圆柱齿轮。
（2）运输机为一般工作机器、速度不高，故选用7级精度等级。
（3）材料选择 选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280 HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。 （4）选择小齿轮齿数z1=27，大齿轮齿数z 2=u·z 1 由上阶段计算可知：u=4.59
∴ z2=123.93
— —
装
取 z2=124 （5) 选取螺旋角，初选螺旋角为16O 2、 按齿面接触强度设计
2k t T 1u +1⎛Z Z 3
⋅⋅ H E 设计计算公式： d1t ≥
Φd εαu ⎝[δH ]
⎫
⎪ （4-1） ⎪⎭
2
订
线
— —
1) 确定公式内的各计算数值 （1） 试选载荷系数Kt=1.6。
（2） 小齿轮传递的转矩： T1=95.5 N·m (3) 由表10-7选取齿宽系数φd =1 。
(4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8 MPa1/2δ。 (5) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δ
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Hlim1
=600 MPa;大齿轮的
接触疲劳强度极限δ
Hlim2
=550 MPa;
(6) 由图10-30选取区域系数Z H =2.423 (7) 由图10-26查得ε
α1
= 0.761；ε
α2
= 0.9 ,则 ε
α
=ε
α1
+ε
α2
=1.616
(8) 由式下式子计算应力循环次数
N1=60·n 1·j ·L h =60×720×1×2×8×300×6=2.523×109 N2=N1/u=2.523×109/4.59=5.5×108
(9) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.9;KHN2=0.95 (10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为5%，安全系数为S=1.3，由 [δH ]=
K HN 1⨯δH lim 1
s
得： [δH ]1=415.38 Mpa; [δH ]2=401.9 Mpa ∴许用接触应力为：
[δH ]=（[δH ]1+ [δH ]2）/2=408.64 Mpa
2) 计算
（1） 计算小齿轮分度圆直径d 1t , 由计算公式（4-1）得 d1t =66.34
（2） 计算圆周速度： V=
— —
装
π⨯d 1t ⨯n 1
60⨯1000
(4-2)
订
其中：d 1t =66.34；n1=720 由式（4-2）得： V=2.5 m/s (3)计算齿宽b 及模数m nt
b=φd d 1t （4-3）
其中：φd =1；d 1t =66.34
∴ b=66.34 mm
m nt =
线
— —
d 1t ⋅cos β
（4-4） z 1
其中：d 1t =66.34；β=16o ; z1=27 ∴ mnt =2.36
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h=2. 25m nt =5.31 （4-5）
b
=12.48 （4-6） h
(4) 计算纵向重合度： ε
β
=0.318φd z 1tan β （4-7）
其中：φd =1；z 1=27；β=16o 由式（4-7）得：
ε
(5) 计算载荷系数K
已知使用系数K A =1。
根据V=2.5m/s,7级精度等级，由图10-8查得动载系数K V = 1.14 ;由表10-4查得K H β的计算公式与直齿轮相同，故
KH β=1.12+0.18·（1+0.6·1）·1+0.23·10-3·b （4-8） 其中：b=66.34 由式（4-8）得： KH β=1.496 由图10-13查得 KF β= 1.33;
由表10-3查得K H α=KF α=1.4。故载荷系数
K=KA ·K V ·K H α·K H β=1.1×1.14×1.4×1.496=2.27
(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式
— —
β
=2.46
d1=d1t (K/Kt ) 1/3 （4-9） 其中：d 1t =66.34；K=2.27; Kt=1.6 由式（4-9）可得： d1=74.54
(7) 计算模数m n
mn =d1·cos β/z1 （4-10） 其中： d1=74.54；β=16o ；z 1=27 根据式（4-10）可得：
m n =2.65
3 按齿根弯曲强度设计 模数的计算：
m n ≥{(2K·T 1·Y β·cos 2β/φd ·Z 12·ε
1) 确定计算参数
（1） 计算载荷系数： K=KA ·K V ·K F α·K F β
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α
装
订
线
— —
) ·Y Fa ·Y Sa /[δF ]}1/3 （4-11）
由上可知，其中K A =1；K V =1.14；K F α=1.4；K F β=1.33 ∴ K=2.1226 (2)根据纵向重合度ε
β
=2.46,从图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.865
(3) 计算当量齿数 ： zv =z/cos3β （4-12）
其中z 1=27;z2=124; β=16 由式（4-12）可得： zv1=30.41; zv2=139.6 。
(4) 由图10-20c 可查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δ劳强度极限δ
FE2
FE1
=500Mpa ，小齿轮的弯曲疲
=380Mpa .
(5) 由图10-18查得弯曲寿命系数为： KFN1=0.92;KFN2=0.9。 （6） 计算弯曲疲劳许用应力： [δF ]= KFN1×δ
其中：K FN1=0.92;KFN2=0.9；δ
式中可得：
[δF ]1=328 Mpa; [δF ]2=244.3 Mpa。
— —
FE1
FE1
/s (4-13)
=500 Mpa ；δ
FE2
=380 Mpa ；s=1.3 将以上值分别带入(4-13)
(8)查取齿形系数
由表10-5查得 YFa1=2.57;YFa2= 2.12 (9) 查取应力校正系数
由表10-5查得 Ysa1=1.60;Ysa2=1.865
(10) 计算大、小齿轮的Y Fa ·Y Sa /[δF ]，并加以比较
YFa1·Y Sa1/[δF ]1 （4-14） YFa2·Y Sa2/[δF ]2 （4-15） 由上可知：Y Fa1=2.57;YFa2= 2.12 ;Ysa1=1.60;Ysa2=1.865;[δF ]1=328Mpa; [δF ]2=244.3Mpa 将其值分别带入（4-14、15）中可得
Y Fa1·Y Sa1/[δF ]1=0.0125; Y Fa1·Y Sa1/[δF ]2=0.0162
大齿轮的数值大，取Y Fa ·Y Sa /[δF ]=0.0162
2） 设计计算
将第一部确定的参数带入式（4-1）中 有 mn ≥{(2K·T 1·Y β·cos 2β/φd ·Z 12·ε
α
装
订
线
— —
) ·Y Fa ·Y Sa /[δF ]}1/3=1.6
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对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n = 2.5 mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=74.54 mm,来计算应有的齿数，于是有 z1=d1·cos β/mn =74.54×cos16o /2.5=26.3 取z 1= 26 ，则z 2=u·z 1=4.59×26=119.34 取z 2=120
4 几何尺寸的计算
1）计算中心距: a=(z1+z2) ·m n /2cosβ (4-16) 其中：z 1= 26；z 2=120；m n = 2.5 mm；β=16o 带入(4-16)式可得
a=191.85
将中心距圆整为：a=195 mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角:
β=arc cos(z1+z2)m n /2a (4-17)
其中：z 1= 26；z 2=120；m n = 2.5 mm；a=195 分别带入(4-17)式中可得
β=16.1o
— —
因为β的值改变不多，所以ε
α
、K β、Z H 等不必修正
装
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d 1=z1·m n /cosβ=26×2.5/cos16.1=67.7 mm d 2=z2·m n /cosβ=120×2.5/cos16.1=312.5 mm
4) 计算齿轮宽度: b=φd ·d 1=1×67.7=67.7 mm
圆整后去B1=75 mm;B2=70 mm 2 低速级齿轮的设计
1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及其齿数 1）依题选择斜齿圆柱齿轮。
2）运输机为一般工作机器、速度不高，故选用7级精度等级。
3）材料选择 小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。 4）选择小齿轮齿数z 1=18，大齿轮齿数z 2=u·z 1 由前阶段计算可知：u=3.532 ∴ z2=63.576
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订
线
— —
5)选取螺旋角，初选螺旋角为12O 2 按齿面接触强度设计
2k t T 1u +1⎛Z Z
⋅⋅ H E 设计计算公式： d1t ≥3
Φd εαu ⎝[δH ]
⎫
⎪ （3-1） ⎪⎭
2
取z 2=64
3) 确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数Kt=1.6
（2）小齿轮传递的转矩： T1=421.47 N·m （3）由表10-7选取齿宽系数φd =1
（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8 MPa1/2δ （5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δ
— —
Hlim1
=600 MPa;大齿轮
的接触疲劳强度极限δ
Hlim2
=550 MPa;
装
（6）由图10-30选取区域系数Z H =2.45 （7）由图10-26查得ε
α1
= 0.669；ε
α2
= 0.865,则ε
α
=ε
α1
+ε
α2
=1.534
订
（8）由式下式子计算应力循环次数
N1=60·n 1·j ·L h =60×720×1×2×8×300×6=3.83×108 N2=N1/u=3.83×108/3.532=1.08×108
（9）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.94;KHN2=0.98 （10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为5%，安全系数为S=1.3，由 [δH ]=
K HN 1⨯δH lim 1
s
线
— —
得：[δH ]1=433.85 Mpa; [δH ]2=414.62 Mpa ∴ 许用接触应力为：
[δH ]=（[δH ]1+ [δH ]2）/2=424.23 Mpa
4) 计算
（1） 计算小齿轮分度圆直径d 1t , 由计算公式（3-1）得 d1t =110.62 mm
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（2） 计算圆周速度： V=
π⨯d 1t ⨯n
60⨯1000
(3-2)
其中：d 1t =110.62；n 1=156.8 由式（3-2）得： V=0.91 m/s (3)计算齿宽b 及模数m nt
b=φd d 1t （3-3）
其中：φd =1；d 1t =110.62
∴ b=110.62 mm
m nt =
d 1t ⋅cos β
（3-4） z 1
其中：d 1t =110.62；β=12o ; z1=18 ∴ mnt =5.69
— —
h=2. 25m nt =12.8 （3-5）
b
=8.633 （3-6） h
装
订
(8) 计算纵向重合度： ε
β
=0.318φd z 1tan β （3-7）
o
其中：φd =1；z 1=18；β=12 由式（3-7）得：
ε
(9) 计算载荷系数K
已知使用系数K A =1。
根据V= 0.91 m/s,7级精度等级，由图10-8查得动载系数K V = 1.07 ;由表10-4查得K H β的计算公式与直齿轮相同，故
KH β=1.12+0.18·（1+0.6·1）·1+0.23·10-3·b （3-8） 其中：b=110.62 由式（3-8）得： KH β=1.42 由图10-13查得K F β= 1.36
由表10-3查得KH α=KF α=1.2。故载荷系数
K=KA ·K V ·K H α·K H β=1.1×1.07×1.2×1.42=1.823 (10) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式
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β
线
=1.22
— —
d1=d1t (K/Kt ) （3-9） 其中：d 1t =110.62；K=1.823; Kt=1.6 由式（3-9）可得： d1=115.54
(11) 计算模数m n ： mn =d1·cos β/z1 （3-10） 其中： d1=115.54；β=12o ；z 1=18 根据式（3-10）可得：
m n =5.95 mm
5 按齿根弯曲强度设计
模数的计算：m n ≥{(2K·T 1·Y β·cos 2β/φd ·Z 12·ε1) 确定计算参数
（1）计算载荷系数
K=KA ·K V ·K F α·K F β
由上可知，其中K A =1；K V =1.07；K F α=1.2；K F β=1.36
— —
α
1/3
) ·Y Fa ·Y Sa /[δF ]}1/3 （3-11）
∴ K=1.746 （2）根据纵向重合度ε
计算当量齿数
zv =z/cos3β （3-12） 其中z 1=18;z2=64; β=12o 由式（3-12）可得： zv1=19.23; zv2=68.34。
（3） 由图10-20c 可查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δ
疲劳强度极限δ
FE2
FE1
β
装
=1.284,从图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.9
订
线
— —
=550Mpa ，小齿轮的弯曲
=380Mpa。
（4）由图10-18查得弯曲寿命系数为
KFN1=0.88;KFN2=0.92。 （5） 计算弯曲疲劳许用应力： [δF ]= KFN1×δ
其中：K FN1=0.88;KFN2=0.92；δ别带入(3-13)式中可得：
[δF ]1=314.29 Mpa; [δF ]2=249.71 Mpa。 （6）查取齿形系数
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FE1
FE1
/s (3-13)
FE2
=550 Mpa；δ=380 Mpa；s=1.3 将以上值分
由表10-5查得 YFa1=2.85;YFa2= 2.18 （7）查取应力校正系数
由表10-5查得 Ysa1=1.54;Ysa2=1.79
（8）计算大、小齿轮的Y Fa ·Y Sa /[δF ]，并加以比较
YFa1·Y Sa1/[δF ]1 （3-14） YFa2·Y Sa2/[δF ]2
由上可知：Y Fa1=2.85;YFa2= 2.18 ;Y sa1=1.54;Ysa2=1.79;[δF ]1=314.29Mpa; [δF ]2=249.71Mpa 将其值分别带入（3-14）中可得
Y Fa1·Y Sa1/[δF ]1=0.0140; Y Fa1·Y Sa1/[δF ]2=0.0156
大齿轮的数值大，取 YFa ·Y Sa /[δF ]=0.0156 2）设计计算
将第一部确定的参数带入式（3-1）中
— —
有 mn ≥{(2K·T 1·Y β·cos 2β/φd ·Z 12·ε
α
) ·Y Fa ·Y Sa /[δF ]}1/3=3.4
装
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n = 5.0 mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=115.54 mm,来计算应有的齿数，于是有 z1=d1·cos β/mn =115.54×cos12o /5=19.23 取z 1= 19 ，则z 2=u·z 1=3.532×19=67.108 取z 2=67
6 几何尺寸的计算
1）计算中心距: a=(z1+z2) ·m n /2cosβ (3-15) 其中：z 1= 19；z 2=67；m n = 5 mm；β=12o 带入(3-15)式可得
a=226.5
将中心距圆整为： a=230 2）按圆整后的中心距修正螺旋角:
β=arc cos(z1+z2)m n /2a (3-16)
其中：z 1= 19；z 2=67；m n = 5 mm；a=230 分别带入(3-16)式中可得
β=12.2o
因为β的值改变不多，所以ε
α
订
线
— —
、K β、Z H 等不必修正
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3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=z1·m n /cosβ=19×5.0/cos12.2=97.24 mm d2=z2·m n /cosβ=120×2.5/cos12.2=342.76 mm 4) 计算齿轮宽度
b=φd ·d 1=1×97.24=97.24 mm 圆整后去B1=105 mm;B2=100 mm 根据以上计算数据，列齿轮的几何参数表：
— —
装
5、 轴的设计
1、轴的机构设计 a 轴的设计计算
1) 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算：
d A o 订
线
— —
p
(5-1) n
其中：首选45号钢进行设计，查表15-3知A O =120, P=7.2 KW ,n=720 r/min
将以上数据带入(5-1)中可得：
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d1≥25.85 mm
取d 1=30 mm
2) 作用在齿轮上的力
F t =
2T 12⨯95. 53
==2.8210N ⨯d 167. 7⨯103
（其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）
F r =Ft ⨯
tga n
=1.07⨯103 N cos β
（其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）
F a =Ft ·tg β=814 N
同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N、F r = 1023 N、 Fa =780 N Ⅲ轴 d3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N、F r =3100 N、 Fa =1800 N b 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴
1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示
— —
装
订
线
— —
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装
订
线
— — — —
根据图示力的分析可知道：由图（b ）得
Fr ⨯66. 5-Fa ⨯
Fr1v =
d 167. 5
1. 07⨯103⨯66. 5-814⨯
=170 N (5-2) =
66. 5+190. 566. 5+190. 5
∴ Fr2v =Fr -F r1v =1070-170=900 N (5-3) 由（c ）图得
Fr1H =
66. 5
F t =7.29⨯102 (5-4)
66. 5+190. 5
∴ Fr2H =Fr -F r1H =2820-729=2091 (5-5) ∴ Fr1=F r 1v +F r 1H
2
2
=2+9002=748.6 N (5-6)
2
Fr2=F r 2v 2+F r 2H =7292+2091=2276.5 N (5-7)
2
2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2
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对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为
Fd =0.68⨯F r (5-8) Fd1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N Fd2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：
∴ Fa1=Fd1=509.6 N
F a2=Fa +Fd1=1323 N
3 求轴承的当量动载荷
F a 1509. 6
==0.68=e (5-9) F r 1748. 6
F a 21323
==0.58
由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X1=1 ; Y1=0 对轴承2： X2=1 ; Y2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，
— —
f p =1.0～1.2
装
则 P1=f p (X1F r1+Y1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46 (5-10) P2=f p (X2F r2+Y2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命
106⎛C
Lh =
60n ⎝P 2
⎫106⎛23500⎫⎪=⨯⎪=19131 h
ε
3
订
线
— —
寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC, 在次进行验证：
106⎛32800⎫L h =⨯ ⎪=420839 h>28800 h (5-13)
60⨯720⎝2597. 98⎭
’
3
满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。
同理，根据以上方法对轴2和轴3进行轴承选择和寿命的计算，轴2、轴3上的轴承和1轴的装置方法一样，都是正装，所以根据以上方法可求得：
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轴2选用轴承型号为：7209AC ，寿命：3年； 轴3选用轴承型号为：7214AC ，寿命：6年。 c 以三轴进行轴的装配方案的分析和轴的设计计算 1 轴的装配设计
1） 拟订轴上零件的装配方案
8 7 6 5 4 3 2 1
1、1-2段轴用于安装轴承挡油环和固定吃的套筒。 2、2-3段用于齿轮和键的安装。
— —
3、3-4段为固定齿轮的一个台阶。 4、5-6段为装挡油环和轴承。 5、6-7段安装密封圈和端盖。 6、7-8段联轴器和键。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，并查出轴上键的标准尺寸，如下图所示：
装
订
线
— —
2 求轴上的载荷，并对轴进行校核。（Ⅲ轴）
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按弯扭合成强度条件计算
通过轴的设计，轴的主要尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已定，轴上的载荷已可求得，因而可按弯扭合成强度对轴进行强度校核计算。 1）做出轴的计算简图（即力学模型） 2）作出弯矩图
根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩M H 和垂直面上的弯矩M V 图，按照式子
M=M H M V (5-14) 计算总弯矩，并作出M 图。 3）作扭矩图 扭矩图如下图所示。
2
2
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装
订
线
— — — —
4）校核轴的强度
已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算，按照第三强度理论，计算应力:
δca =
M 2+(αT ) 2
≤[δ-1] (5-15)
W
式中： δca -轴的计算应力，单位为Mpa; M-轴所受的弯矩，单位为N.mm; T-轴所受的扭矩，单位为N.mm;
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W-轴的抗弯截面系数，单位为mm 1) 确定式中的各个参数
由轴承受力可知： Ft =8340N Fr =3100N Fa =1800N Fr2v =-3160 N Fr1v =787 N Fr2H =-5480 N Fr1H =-2860 N T=1429.49 N.m 根据上图分析可得：
MH =Fr2H ×L 1=-5480×93.5=512400 N.mm Mv2=Fr2v ×L 1=-3160×93.5=275000 N.mm Mv1=Fr1v ×L 2=787×173.5=137000 N.mm Ma =
Fa ⨯d
=1800×342.8×0.5=308520 N.mm 2
2
2
3
装
订
线
— — — —
∴ M2=M H +M V 2=591200 N.mm M1=M H +M V 12) 按照轴的工作条件，取α=0.6。 3）计算抗扭截面系数W
根据弯矩图可知道，危险截面在齿轮段的轴上，因此截面形状如下所示：
2
2
=530300 N.mm
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查表15-4可得：
bt (d -t ) 2 (5-16)
W =-
322d
πd 3
分别带如图示所示的数据，可得：
W=36840.23 mm3 4) 根据危险截面分析, 取M=5912000 N.mm 强度的计算：
将以上数据分别带入(5-15)式中可得：
δca =16.1Mpa
前面已经选定轴的材料为45钢，由表15-1查得[δ-1]=60Mpa,所以δca 〈[δ-1]，故轴安全。
6、 联轴器的选择和计算
连轴器的选择
联轴器的选择应根据工作条件而定，联轴器与减速器底速轴连接，由于轴的转速较底传递扭矩较大又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此可选刚性联轴器和弹性联轴器。由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 1 联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为：
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装
订
线
— — — —
K A =1. 3，T1=1429.49 N.m
计算转矩为:
T ca =K A T 1=1.3×1429.49=1858.337 N.m （6-1）
所以考虑选用弹性柱销联轴器HL5(查表17-4[P164]) 其主要参数如下： 公称转矩T n =2000N ⋅m 轴孔直径d 2=65mm ， 轴孔长L =142mm ，L 1=107mm
7、 润滑和密封
齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm 。
滚动轴承的润滑：滚动轴承采用脂润滑。
密封方法的选取：选用凸缘式端盖易于调整，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
— —
装
订
三 、绘图
1、绘制装配图
1、装配图的作用
作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法等。 2、 绘制图
装配图的绘制是采用三维建模软件Pro/ ENGINEE野火版 v3.0绘制，标准件都是按照国家技术标准手册上的参数尺寸进行绘制，每个零件的尺寸都可在草绘环境下测得，在装配好的零
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线
— —
件图上，已经布置好零件的具体装配位置和顺序，各个零件在装配环境下的尺寸可以通过装配环境下的草绘进行测量。
二、绘制零件图
零件图的绘制采用AUTO CAD2004进行绘制； 1、零件图的作用：
（1）、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。 （2）、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。 2、绘制零件图：
（1）、轴：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。 （2）、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；再在键槽处的剖面视图。 3、合理标注尺寸及偏差
（1）、轴：径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。（尺寸查表参照：表14-1、表18-1、表18-10、表18-9）
— —
（2）、齿轮：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。（尺寸查表参照：表18-1、表19-11、表14-1、表19-3、表19-4、表19-6、表19-7、表19-9、表19-10） 4、 合理标注形状和位置公差：
（1）、轴：取公差等级为7级，查得轴形位公差推荐标注项目有圆柱度、圆跳动度、对称度。（参照：表18-8、表18-9、表18-10）
（2）、齿轮：取公差等级为7级。查表并求得形位公差。推荐标注项目有圆柱度、圆跳动度、对称度。（参照：表18-8、表18-9、表18-10） 5、 合理标注表面粗糙度：
（1）、轴：查表18-11[P175]轴加工表面粗糙度Ra 荐用值。 ①、与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面取1.6。 ②、与滚动轴承相配合的表面，取0.8
③、与传动件及联轴器相配合的轴肩端面取3.2。 ④、平键键槽工作面取0.8，非工作面取3.2。
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装
订
线
— —
⑤、与轴承相配合的轴肩端面，取0.8
（2）、齿轮：查表18-11[P175]齿轮表面粗糙度Ra 荐用值。 ①、齿轮工作面、齿顶圆、与轴肩配合的端面取3.2。 ②、轴孔取1.6。
[注]：以上参照表均来自（《机械设计课程设计》 高等教育出版社）后面附录的技术标准。
四、设计小结
产品的用途
减速器介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。 产品特点
结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。 心得体会
在这次课程设计中，设计全部采用计算机设计，从装配图模型的制作，到说明书的编写都采用了计算机辅助设计，大大提高了设计效率和设计的质量，为我在以后的工作大好了坚实的基础。 结束语
这次设计过程中，我遇到了很多以前在课堂上从未遇到过的困难，但都一一的被我在老师的帮助下解决了，在这里要感谢罗玉军老师对我的指导，也感谢同学们在设计过程中给我提出的意见和建议，在此表示衷心的感谢!
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— — — —
五、参考文献
[1] 《机械设计（第七版）》 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚主编 2001年7月第七版； [2] 《机械设计课程设计》 高等教育出版社 王昆 何小柏 汪信远主编；
[3] 《互换性与技术测量（第四版）》中国计量出版社 廖念钊 古莹庵 莫雨松 李硕根，
杨兴骏编 2001年1月第四版；
[4] 《机械原理》 高等教育出版社 孙恒 陈作模主编 第六版；
[5] 《画法几何及机械制图》 高等教育出版社 东北大学工程图学教学与研究中心编。
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