#《机械设计课程设计》带式输送机说明设计_说明书

目录
设计任务书 (2)
第一部分传动装置总体设计 (4)
第二部分V带设计 (6)
第三部分各齿轮的设计计算 (9)
第四部分轴的设计 (13)
第五部分校核 (19)
第六部分主要尺寸及数据 (21)
设计任务书
一、课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）
原始数据：
数据编号 3 5 7 10
690 630 760 620 运输机工作转
矩T/(N.m)
运输机带速
0.8 0.9 0.75 0.9
V/(m/s)
320 380 320 360 卷筒直径
D/mm
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。

运输速度允许误差为%。

5
二、课程设计内容
1）传动装置的总体设计。

2）传动件及支承的设计计算。

3）减速器装配图及零件工作图。

4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：
1）部件装配图一张（A1）。

2）零件工作图两张（A3）
3）设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：
第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。

运输机带速V/(m/s) 0.8 。

卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计
一、传动方案（已给定）
1）外传动为V带传动。

2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中使用最广泛的一种。

齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计算和说明结果
三、原动机选择（Y 系列三相交流异步电动机） 工作机所需功率：
Pw
ηw =0.96 (见课设P9)
min .1
4832
.014.38.0∙-=⨯==R D V n π 传动装置总效率：ηa （见课设式2-4）
η
ηηηηηηηη8
7
6
5
4
3
2
1
∙∙∙∙∙∙∙=a
99.01
=η
99.02
=η 99.03
=η 97.04
=η
99.05
=η
97.06
=η
99.07
=η
95.08
=η （见课设表12-8）
85.095.099.097.099.097.099.099.099.0=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=η
a
电动机的输出功率：P d （见课设式2-1）
Kw a
W d
P
P
23.485
.06
.3≈=
=
η
取K P w d 5.5= 选择电动机为Y132M1-6型 （见课设表19-1）
技术数据：额定功率（K w ） 4 满载转矩（min r ） 960
额定转矩（m N ⋅） 2.0 最大转矩（m N ⋅） 2.0
Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm ）： （见课设表19-3） A ：216 B ：178 C ：89 D ：38 E ：80 F ：10 G ：33 H ：132 K ：12 AB ：280 AC ：270 AD ：210 HD ：315 BB ：238 L ：235
四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、
总传动比：i a （见课设式2-6）
2048
960
==
=
n
n
i
m
a
2、
各级传动比分配： （见课设式2-7）
i
i i i a
3
2
1
⋅⋅=
5.207.362.220⨯⨯==i
a
初定 62.21
=i
07.32
=i
5.23
=i
第二部分 V 带设计
外传动带选为 普通V 带传动 1、
确定计算功率：P ca
1）、由表5-9查得工作情况系数 1
.1=K
A
2）、由式5-23（机设） k K P
w
A ca
P 65.55.51.1=⨯=⋅=
2、选择V 带型号
查图5-12a(机设)选A 型V 带。

3.确定带轮直径
d
a 1
d
a 2
（1）、参考图5-12a （机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径
mm
d
a 1121
=
H
d
a <2
1
（电机中心高符合要求）
（2）、验算带速 由式5-7（机设）
s
m d
n V a ⋅-≈⨯⨯⨯=
⨯⋅⋅=
1
1
1
163.51000601129601000
60ππ
（3）、从动带轮直径
d
a 2
mm
d i d
a a 24.29311261.212
=⨯==⋅
查表5-4（机设） 取mm d a 2802=
（4）、传动比 i
5.2112
280
1
2==
=
d
d
a a i
（5）、从动轮转速
min 1
1
23805.2960⋅-≈=
=
R n
n i
4.确定中心距a 和带长L d
（1）、按式（5-23机设）初选中心距
()()d d a d d a a a a 2102127.0+≤≤+ 7874.2740≤≤a 取
mm
a
7000
=
（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0
mm mm
d d d d d d d d a L
1960)700
4)112280()280112(27002(2
)()(2
22
2
212100
≈⨯-+++⨯=++
++
=ππ
查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm (3)、按式(5-25机设)计算中心距:a
mm mm a L L a d
20.7)21960
2000700(2
=-+
=-+
=
(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围 mm
mm a L a
d 780)200003.0720(03.0max
=⨯+=+=
mm
mm a L a
d 690)2000015.0720(015.0min
=⨯-=-=
5.验算小带轮包角α1 由式(5-11机设)
︒
≥︒=︒⨯--
︒≈120166601801
21
a
d d d d α
6.确定V 带根数Z
(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min 时，单根V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和1.18Kw ，用线性插值法求n1=980r/min 时的额定功率P0值。

Kw
Kw P 16.1)800960(80098000
.118.100.1(0=-⨯--+
=
(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数︒≈96.0k α (4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V 带根数Z ，由式（5-28机设）
49.403
.196.0)11.016.1(56
.5)(0
≈⨯⨯+=
∇+≥K
K P P P
L
ca
Z α
取Z=5根
7．计算单根V 带初拉力F0，由式（5-29）机设。

N q VZ v K P F a
ca 160)15.2(50020
=+-⨯=
q 由表5-5机设查得
8．计算对轴的压力FQ ，由式（5-30机设）得
N N Z F F Q 1588)2160sin 16052(2sin 210=︒⨯⨯⨯=≈α
9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径d d1=112mm 采用实心式结构。

大带轮基准直径d d2=280mm ，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分 各齿轮的设计计算
一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×
2.62=89
2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根
弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
[]
3
1112u u d
K H t Z
Z Z d
a
E
Z H
t
±⨯
=
φσ
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N ·mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim =580 бHILin =560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim =230 бHILin =210 应力循环次数N 由式（7-3）计算
N 1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N 2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图7-8查得接触疲劳寿命系数；Z N1=1.1 Z N2=1.04 由图7-9查得弯曲 ；Y N1=1 Y N2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：
S Fmin =1.4 又Y ST =2.0 试
选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
[]P
Z
S a
N H H m
M
6381
min lim
==σσ
[]P
Z
S
a
N H H H M
5822
min
lim
2
==σσ
[]P Y
S
Y a
N F ST
lin
F F K 3281
min
11
==σσ
[]P
Y
S
Y a
N F ST
lin
F F M
3002
min
22
==σσ
将有关值代入式(7-9)得
[]
10.651
2)
(3
1
2
2
1=±=u
u d
t H E U
t T K Z Z Z d φ
σε
则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K β=1.08.取K α=1.05.则KH=KAKVK βK α=1.42 ,修正
mm t d d 68.663.142
.13
11==
M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取标准模数：m=2mm (3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y ε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.
[]
σφ
σπ
1
3
23
21
153.407.01.42
341136784
37.122F a
d
F P M m
Z K ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
[]
σσσ2
1
21254.391
.40
.453.40F a
FS FS F F P Y
Y M ≤=⨯
==
二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×3.7=104
2.设计计算。

（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿
根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
[]
3
111
2u u d
K H t Z
Z Z d
a
E
Z H
t
±⨯
=
φσ
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N ·mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim =580 бHILin =560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILim =230 бHILin =210 应力循环次数N 由式（7-3）计算
N 1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N 2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 Z N2=1.04 由图7-9查得弯曲 ；Y N1=1 Y N2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：S Fmin =1.4 又Y ST =2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
[]P
Z
S a
N H H m
M
5801
min lim
==σσ
[]P
Z
S
a
N H H H M
5862
min
lim
2
==σσ
[]P Y
S
Y a
N F ST
lin
F F K 3281
min
11
==σσ
[]P
Y
S
Y a
N F ST
lin
F F M
3002
min
22
==σσ
将有关值代入式(7-9)得
[]
mm
u
u d
t H E U t
T K Z Z Z d 43.701
2)(312
2
1=±=φ
σε
则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K β=1.08.取K α=1.05.
则KH=KAKVK βK α=1.377 ,修正
mm t d d 8.713.137
.13
11==
M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取标准模数：m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm b=φddt=1×85=85mm 取b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，Y FS1=4.1，Y FS2=4.0 取Y ε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.
[]
σφ
σπ
1
3
23
2
1
19.1277.01.45.2341335540
37.122F a
d
F P M
m
Z K ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
[]
σσσ2
1
21
28.1241
.40
.49.127F a
FS FS F F P Y
Y M ≤=⨯==
总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5
第四部分 轴的设计
高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D1min=
110
3=
n
p
c27mm
384
42
.5
3=
D2min=
110
3=
n
p
c36mm
148
20.5
3=
D3min=
110
3=
n
p
c52mm
48
00
.5
3=
3.初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。

2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。

齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。

5
段装轴承，
直径和1段一样为40mm。

4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。

6段应和密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。

7段装大带轮，取为32mm>dmin 。

（2）各轴段长度的确定
轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。

2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。

3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。

l5和轴承6008同宽取l5=15mm。

l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。

其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，齿轮和轴选用过盈配合H7/r6。

和轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮和大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。

（4）.轴上倒角和圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。

其他轴肩圆角半径均为2mm。

根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

5.轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。

（2） 计算支座反力。

Ft=2T1/d1=N 37846865
.1282=⨯
Fr=Fttg20。

=3784N 13773639.0=⨯ FQ=1588N 在水平面上
F R1H =N
l
l l F r 9665
.521535
.5237843
2
3=+⨯=
+
F R2H =Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=N
l
l l F t 3525
.521535
.5213773
2
3
=+⨯=
+
∙
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （3） 画弯矩图
在水平面上，a-a 剖面左侧
M Ah =FR1Hl3=966⨯52.5=50.715N ·m a-a 剖面右侧
M ’Ah =FR2Hl2=411⨯153=62.88 N ·m
在垂直面上
MAv=M ’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N ·m 合成弯矩，a-a 剖面左侧
=
+=M M M AV AH a 2
2m
N 73.97856.53715
.502
2
⋅=+
a-a 剖面右侧
m
N 82.79856.5388
.622
2
2
'2''
⋅=+=
+=
M M M aV aH a
画转矩图
转矩
=
⋅=2/d T F t 3784×（68/2）=128.7N ·m
6.判断危险截面
显然，如图所示，a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T ，
该截面左侧可能是危险截面；b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。

若从疲劳强度考虑，a-a ，b-b 截面右侧均有应力集中，且b-b 截面处应力集中更严重，故a-a 截面左侧和b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核 由表10-1查得
[][]MPa
b 601=-=σσ []MPa b
1000=σ
[]
6
.0100
60
1==-=
σσb
b
a
(1)a-a 剖面左侧
d W 1.0=3=0.1×443=8.5184m3
(
)
5184
.86.0(7.12874
)2
2
2
2
⨯+=
+=
W
aT M
e σ=14.57 MPa 〈 []σ
（2）b-b 截面左侧
d W 1.0=3=0.1×423=7.41m3
b-b 截面处合成弯矩Mb:
5
.525
.4215379.825
.42Mb 3
2
'-⨯
=-=l
l M a =174 N ·m
()
41
.76.0(7.128174)2
2
2
2
⨯+=
+=
W
aT M
e σ=27MPa 〈 []σ
8.轴的安全系数校核:由表
10-1
查得
1
.0,02,155,300,65011=====--ψψτσσ
τ
σ
MPa MPa MPa B
(1)在a-a
截面左侧
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3 由附表10-1查得,
63.1,1==K K τσ
由附表10-4查得绝对尺
寸系数76.0,81.0==εετσ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数0.1=β.则
弯曲应力
MPa W M b 68.85184.897.73===
σ
应力幅 MPa b a 68.8==σσ 平均应力 0=σm 切应力
MPa
T
W
T
T
57.70368
.177
.128==
=
τ
MPa T
m a 79.3257.72====τττ
安全系数
2802.068.881.00.11
3001
=⨯+⨯⨯=+=
-σψσεσσ
σ
σ
σ
βm
a
K S 22.1879.31.079.376.00.163
.11551
=⨯+⨯⨯=+=-τψτε
ττ
τ
τ
τ
βm
a
K S
27
.1522
.182822
.18282
22
2
=+⨯=
+=
S S S S S τ
στ
σ
查表10-6得许用安全系数[]S =1.3～1.5,显然S>[]S ,故a-a 剖面安全.
(2)b-b 截面右侧
抗弯截面系数d W 1.0=3=0.1×533=14.887m3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N ·m,故弯曲应力
MPa
W
M
b
b 7.11887.14174
==
=
σ
MPa
b
a
7.11==σσ
=σ
m
切应力
MPa
T
W
T
T
32.4775
.297
.128==
=
τ
MPa
T m
a
16.22===τττ
由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数
1
.0,2.0,0.1,76.0,81.0,89.1,6.2=======ψψεετστστσβK K 。

则
74.3702.07.1181.00.16
.23001
=⨯+⨯⨯=+=
-σψσεσσ
σ
σ
σ
βm
a
K S 74.2716.21.016.276.00.189
.11551
=⨯+⨯⨯=+=-τψτε
ττ
τ
τ
τ
βm
a
K S
36
.2274
.2774.3774
.2774.372
22
2
=+⨯=
+=
S S S S S τ
στ
σ
显然S>[]S ,故b-b 截面右侧安全。

（3）b-b 截面左侧
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。

弯曲应力
MPa W
M
b
b 48.2341.7174
==
=
σ
MPa
b
a
48.23==σσ
=σ
m
切应力
MPa T
W
T
T
68.882
.147
.128==
=
τ
MPa T m
a
34.42===τττ
（D-d ）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数36
.1,48.1==K K τσ。

由附表10-4查得绝对
尺寸系数78
.0,83.0==εε
τσ。

又
1
.0,2.0,0.1===ψψτσβ。

则
16.702.048.2383.00.148
.13001
=⨯+⨯⨯=+=
-σψσεσσ
σ
σ
σ
βm
a
K S 38.19349.41.034.478.00.136
.11551
=⨯+⨯⨯=+=-τψτε
ττ
τ
τ
τ
βm
a
K S
72
.638
.1916.738
.1916.72
22
2
=+⨯=
+=
S S S S S τ
στ
σ
显然S>[]S ,故b-b 截面左侧安全。

第五部分 校 核
高速轴轴承
N
l
l l F r 9665
.521535
.523784 FR1H 3
2
3=+⨯=
+=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
N l
l l F t 3525
.521535
.521377FR1V 3
2
3
=+⨯=
+∙=
F r2V =Ft- F R1V =1377-352=1025N 轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 计算当量动载荷
()
F F
f P
A R
P
r
Y X +=
查表得fP=1.2径向载荷系数X 和轴向载荷系数Y 为X=1，Y=0
()
F F
f P
A R
P
r
Y X +=
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 验算6008的寿命
28800
2448486384
166674.422162003
3
>=⎪⎪⎭⎫
⎝⎛=L h
验算右边轴承
()
28800991773841666710252.11620033
>=⎪⎪⎪
⎭⎫
⎝⎛=⨯L h
键的校核
键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件为
MPa lk d T p
5.33003.008.0032
.0/65.1282/2=⨯⨯==σ
查表许用挤压应力
[]MPa
p 110=σ
所以键的强度足够
键2 12×8 L=63 GB1096-79 则强度条件为
MPa lk d T p 95.30003.0063.0044.0/65.1282/2=⨯⨯==
σ 查表许用挤压应力[]MPa p 110=σ
所以键的强度足够
联轴器的选择
联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s ，所以才用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm ，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm ），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V ≥1.5～2m/s 所以采用飞溅润滑，
第六部分 主要尺寸及数据
箱体尺寸:
箱体壁厚mm 10=δ
箱盖壁厚mm 81=δ
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座底凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径df=M16
地脚螺栓数目n=4
联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M8
定位销直径d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm
轴承旁凸台半径R1=11mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm
大齿轮顶圆和内箱壁距离△1=10mm
齿轮端面和内箱壁距离△2=10mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3
以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21
传动比
原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正后：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各轴新的转速为：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各轴的输入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各轴的输入转矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×
0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26 轴号功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η
电机轴5.5 2.0 96
1 1
1 5.4
2 128.6
5
38
4
2.5 0.94
2 5.20 323.6
8
14
8
2.62 0.96
3 5.00 954.2
5
48 3.07 0.96
工作机轴 4.90 935.2
6
48 1 0.98
齿轮的结构尺寸
两小齿轮采用实心结构
两大齿轮采用复板式结构
齿轮z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齿轮z2的尺寸
由轴可得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
120
2
162
4.
78
2
3
0=
+
=
+D
D
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13
齿轮3尺寸
由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齿轮4寸
由轴可得d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4
7.16824.1022352301=+=+=D D D
D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17
参考文献：
《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第3版 机械工业出版社
《机械设计手册》
设计心得
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准
在设计的过程中，培养了我综合使用机械设计课程及其他课程的理论知识和使用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在
更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通
过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基
础。