《机械设计基础》课程设计说明书样例

目录
设计任务书 (1)
传动方案的拟定及说明 (4)
电动机的选择 (4)
计算传动装置的运动和动力参数 (5)
传动件的设计计算 (5)
轴的设计计算 (8)
滚动轴承的选择及计算 (14)
键联接的选择及校核计算 (16)
连轴器的选择 (16)
减速器附件的选择 (17)
润滑与密封 (18)
设计小结 (18)
参考资料目录 (18)
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一．总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二．工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三．原始数据
鼓轮的扭矩T（N·m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四．设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.斜齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核；
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
五．设计任务
1．减速器总装配图一张
2．齿轮、轴零件图各一张
3．设计说明书一份
六．设计进度
1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率P w
P w ＝3.4kW
2） 电动机的输出功率 Pd ＝Pw/η η＝轴承’联齿轴承
联ηηηη
η23
＝0.904
Pd ＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd ＝（i1’·i2’…in ’）nw
初选为同步转速为1000r/min 的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW ，满载转速960r/min 。

基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm 和工作机主动轴转速nw 可确定传动装置应有的总传动比为： i ＝nm/nw nw ＝38.4
i ＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i ＝25.14，取i ＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩
传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4） 选取螺旋角。

初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即
dt ≥[
]3
2
1·
2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E
H d t Z Z u u T K σεφα 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt ＝1.6 （2） 由图10－30选取区域系数ZH ＝2.433 （3） 由表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa （6） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa ；大齿轮
的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh ＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 （9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得
[σH ]1＝＝0.95×600MPa ＝570MPa [σH ]2＝＝0.98×550MPa ＝539MPa [σH]＝[σH ]1＋[σH ]2/2＝554.5MPa
2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t ≥[
]3
2
11·
2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E
H d t Z Z u u T K σεφα =3
2
35.5548.189433.256·62.11101911.62⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=67.85
（2） 计算圆周速度
v=
10006021⨯n d t π=1000
6085192
.67⨯⨯π=0.68m/s
（3） 计算齿宽b 及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt=11cos z d t β=20
14cos 85.67。

=3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 计算纵向重合度εβ ε
β
=βεβtan 318
.01z =0.318×1×tan14。

=1.59 （5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取K A =1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KH β的计算公式和直齿轮的相同，
故 KH β=1.12+0.18(1+0.6×12
)1×12
+0.23×10
3
-67.85=1.42
由表10—13查得KF β=1.36
由表10—3查得KH α=KH α=1.4。

故载荷系数
K=KAKVKH αKH β=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得
d1=3
1/t t
K K d =3
6.1/05.285.67⨯mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
m n 11cos z d β==20
cos146.73。

⨯mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
m n ≥[]3
2
12·cos 2F
Sa
Fa d Y Y z KTY σεφβαβ 1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKF αKF β=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tan β=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数
Y β＝0。

88
（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos 3
β=20/cos 3
14。

=21.89
z2=z2/cos 3
β=100/cos 3
14。

=109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa （7） 计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=29.339569
.174.2⨯=0.0126
[]222F Sa Fa Y Y σ=266
798
.1172.2⨯=0.01468
大齿轮的数值大。

2） 设计计算
m n ≥3
2
201468.0·62
.120119188.014cos 96.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2.4 mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1n
m d β
cos 1=
=32.9，取z1=33 z2=165 a ()β
cos 221n
m z z +=
=255.07mm
a 圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos
()a
m z z n
221+=13。

55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1βcos 1n
m z =
=85.00mm d2β
cos 2n
m z =
=425mm
4） 计算齿轮宽度 b=φdd1
b=85mm
B1=90mm ，B2=85mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋 II 轴：
1．初步确定轴的最小直径
d ≥3
N P
A ＝3192
84.3126=34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1=d T 2=899N
Fr1=Ft
β
αcos tan n
=337N Fa1=Fttan β=223N ；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II 段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm 。

ii. II-III 段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm 。

iii. III-IV 段为小齿轮，外径90mm 。

iv. IV-V 段分隔两齿轮，直径为55mm 。

v. V-VI 段安装大齿轮，直径为40mm 。

vi. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为35mm 。

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II 段轴承宽度为2
2.75mm ，所以长度为22.75mm 。

2. II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm ，轴承和箱体的间隙4mm ，所以
长度为16mm 。

3. III-IV 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm 。

4. IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为120mm 。

5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm 。

6. VI-VIII 长度为44mm 。

4．求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y 值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
由于截面IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV 右侧的
M P a W
M m
b 5.17==
σ 截面上的转切应力为MPa W T T
T 64.72
==
τ MPa T
m b 99.72
98
.152
==
=
=τττ 由于轴选用40cr ，调质处理，所以
MPa B 735=σ，MPa 3861=-σ，MPa 2601=-τ。

（[2]P355表15-1）
a) 综合系数的计算 由
045.0552==d r ，6.1=d
D 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为23.2=σα，81.1=τα，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为85.0=σq ，87.0=τq ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
05.2)1(1=-+=σσσαq k 70.1)1(1=-+=ττταq k
查得尺寸系数为72.0=σε，扭转尺寸系数为76.0=τε，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为92.0==τσββ，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即
1
=q β，则综合系数值为
93.211
=-+
=
σ
σ
σ
σβεk K
11.211
=-+
=
τ
τ
τ
τβεk K
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为1.0=σψ，05.0=τψ c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
92.61
=+=
-m
a K S σψσσσσσ
66.241
=+=
-m
a K S τψτττττ
S S S S S S ca =>=+=
5.16
6.62
2
τ
στσ
故轴的选用安全。

I 轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径
mm n P A d a 9.173
1
1
01==
3．轴的结构设计
1） 确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸
受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm 。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm ，所以该段
直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，则轴承选用30207
型，即该段直径定为35mm 。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，经标准化，定为
40mm 。

h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm ，所以该段直径选为
46mm 。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm 。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm 。

2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm ，该段长度定为18.25mm 。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm ，定为11mm 。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm ，齿轮宽为90mm ，定为
88mm 。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm 、轴承与箱体内壁距
离取4mm （采用油润滑），轴承宽18.25mm ，定为41.25mm 。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装
尺寸，定为57mm 。

f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm
45钢的强度极限为MPa p 275][=σ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以6.0=α。

][43)(2
32p m p MPa W
T M σασ<=+=
III 轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
mm n P A d a 4.513
1
1
01==
3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2）
5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合
33321600601.01.0mm d W =⨯==
][2.51)(2
12p m p MPa W
T M σασ<=+=
滚动轴承的选择及计算
I 轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1） 径向力
5.1682
121=+=V H r F F F
2） 派生力
N Y F F rA dA 7.522==
，N Y
F
F rB dB 7.522== 3） 轴向力
由于dA dB a F N F F >=+=+7.2757.522231， 所以轴向力为223=aA F ，7.52=aB F 4） 当量载荷 由于
e F F rA aA >=32.1，e F F
rB
aB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为
N F Y F X f P aA A rA A p A 04.509)(=+=22.202)(=+=aB B rB B p B F Y F X f P
5） 轴承寿命的校核
h h P Cr n L A
h 240001098.3)(6010716>⨯==ε
II 轴：
6、 轴承30307的校核
1） 径向力
N F F F V H rA 5.14182
121=+= N F F F V H rb 5.6032222=+=
2） 派生力
N Y F F rA dA 4432==
，N Y
F
F rB dB 1892== 3） 轴向力
由于dA dB a F N F F >=+=+10811898921， 所以轴向力为N F aA 638=，N F aB 189= 4） 当量载荷
由于e F F rA aA >=45.0，e F F rB
aB
<=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为
N F Y F X f P aA A rA A p A 84.1905)(=+=N F Y F X f P aB B rB B p B 2.724)(=+=
5） 轴承寿命的校核
h h P Cr n L A h 240001050.1)(6010716>⨯==ε
III 轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力
N F F F V H rA 5.8422
121=+= N F F F V H rb 5.8422222=+=
2） 派生力
N Y F F rA dA 6.2942==
，N Y
F
F rB dB 6.2942==
3） 轴向力
由于dA dB a F N F F >=+=+6.140911156.2941， 所以轴向力为N F aA 1115=，N F aB 6.294= 4） 当量载荷 由于
e F F rA aA >=32.1，e F F
rB
aB <=34.0， 所以4.0=A X ，5.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为
N F Y F X f P aA A rA A p A 87.2317)(=+=N F Y F X f P aB B rB B p B 1011)(=+=
5） 轴承寿命的校核
h h P Cr n L A
h 24000101.56)(6010716>⨯==ε
键连接的选择及校核计算
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为MPa p 110][=σ，所以上述键皆安全。

连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算
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5.1=A K ，
计算转矩为m N T K T A ca ⋅=⨯==7.598.395.11
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200
公称转矩m N T n ⋅=125
轴孔直径mm d 381=，mm d 252=
轴孔长mm L 82=，mm L 601= 装配尺寸mm A 45= 半联轴器厚mm b 38=
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
三、第二个联轴器的设计计算
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5.1=A K ， 计算转矩为m N T K T A ca ⋅=⨯==8.13872.9255.13 所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200
公称转矩m N T n ⋅=2000 轴孔直径mm d d 6321== 轴孔长mm L 142=，mm L 1071= 装配尺寸mm A 80= 半联轴器厚mm b 58=
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器
选用游标尺M16 起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、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。

二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。

齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

参考资料目录
[1]《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，1995年12月第一版；
[2]《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；
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；
[7]《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。