牛头刨床机械传动系统方案设计说明书

目录
第一章设计任务…………………………………………………………… 2页第二章总体设计…………………………………………………………… 5页
2.1 确定传动方案……………………………………………………5 页
2.2 刨床选择合适的电机类型……………………………………6 页
2.3V带设计……………………………………………9页
2.4齿轮1设计……………………………………………12页
2.5 齿轮2设计…………………………………………………16 页
2.6 轴I设计…………………………………………………20页
2.7 轴I的受力分析……………………………………………21页
2.8 轴II设计…………………………………………………25 页
2.9 轴 III设计………………………………………………31 页
2.10 轴 III的受力分析……………………………………………33 页
2.11 轴承寿命计算……………………………………………38页
2.12 键的选择和校核………………………………………40 页
2.13 联轴器及润滑、密封方式的选择和设计………………42 页
2.14 减速器箱体相关尺寸的设计…………………………………43 页第三章个人总结………………………………………………………45页参考文献………………………………………………………47页
第一章设计任务设计结果
1.1、课程设计题目：牛头刨床机械传动系统方案设计
1.2、工作原理：
牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工作的
平面切削加工的机床。

如图1为其参考示意图。

电动机经过减速传动装置
（皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往
复运动和间歇移动。

刨床工作时，刨头6由曲柄2带动右行，刨刀进行切
削，称为工作行程。

在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离，
工作阻力F为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。

在
刨刀空回行程时，由摆动从动件盘形凸轮机构通过四杆机构带动棘轮机构
，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给
运动，以便刨刀继续切削。

图1
设计结果
2、传动轴零件图1张；传动零件1张，均要求计算机采用A3图纸出图，图纸
格式为留装订边，标题栏、明细栏参考机械设计手册国标规定；
3、设计说明书一份（应包含设计主要内容，在说明书中列出必要的计算公式、
设计计算的全部过程。

），可打印，封面格式见《机械设计课程设计指导书》；
4、以组为单位进行答辩，答辩要求制作PPT。

1.7、设计时间：16周-17周
第二章总体设计 2.1确定传动方案设计结果传动方案图解如下：
2.2刨床选择合适的电机类型： 设计结果
按照工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，同步转速
1500r/min,执行机构的传动效率按0.95计算，系统有过载保护。

1. 根据要求取步转速 n
同=1500 r /min
2. 根据扭头刨床设计数据知有效工作行程 H=0.31 m
3. 工作机有效功率为
P w =6048.90阻⨯⨯F H =60
48
45001.30.90⨯⨯⨯=1004.4（w ）（减速后输出效率）
4.
所以电机所需要的工作效率为：
P 入=
传效
联轴轴承出入
ηηηηη∙∙∙∙32带P
=
5
.908.909.908.906.90.4
10043
2⨯⨯⨯⨯=1206（w ） （其中传效联轴轴承出ηηηηη∙∙∙∙带分别是：V 带轮、齿轮、轴承、 联轴器传动的传动效率及总的传动效率）
5.
为增加电机的应对突变载荷的性能，需要提升它的工作效率，即： P ed =1.3P 入=1.3⨯1206=1567.8（w ）
根据以上的计算结果查询机械设计课程指导书， 选取型号为Y90L —4，其P 额=1.5 KW ，n
满=1400 r/min
的电机。

电机型号Y90L —4
6.
计算传动装置的总传动∑i 比并分配传动比：
总传动比∑i 为 ∑i =
17.2948
1400==w m n n
轮1的传动比 i 2=3.7 齿轮2的传动比 i 3=2.6 由于n
出=
3
21i i i n ∙∙满，可推出带传动的传动比i 1 i 1=
32i i n n ∙∙出满=.6
2.73481400
⨯⨯=3.03
7.
计算传动装置各轴的转速： 轴Ⅰ n 1=1400 r/min
轴Ⅱ n 2=
11i n =3
.031400=462.05 （r/min ） 轴Ⅲ n 3=
22i n =.7
35.0462=124.9 （r/min ） 轴Ⅳ n 4=33i n =.6
2.9124=48.03 （r/min ） 8.
各轴输入的功率 轴Ⅰ P 1=P
入=1.206 kw
轴Ⅱ P 2=P
入∙
η带=1.206×0.96=1.158 (kw)
轴Ⅲ P 3=P 2∙η齿1∙
η
轴承=1.158×0.98×0.99=1.123（kw ）
轴Ⅳ P 4=P 3∙η
齿2∙
η
轴承=1.123×0.98×0.99=1.090 （kw ）
联轴器输入功率 P 5=P 4∙η轴承=1.090×0.99=1.079 （kw ）
9. 各轴输入的转矩
电动机轴的输出转矩T d 为
2.3 V 带设计 设计结果
1. 确定计算功率P ca
查表得工作情况系数K A =1.1，故P ca =K A P =1.1×1.206=1.3266（kw ） 2. 选择V 带的带型
根据P CA 、n 1由图选择Z 型。

Z 型 3. 确定带轮的基准直径d d 并验算带速v
1) 初选小带轮的基准直径d d 1。

由表8—6和表8—8,可得取小带轮的基
准直径d d 1=71mm d d 1=71mm 2) 验算带速v 。

V=
10006011⨯∙∙n d d π=1000
601400
71⨯⨯⨯　π =5.2 (m/s)
因为5m/s<v <7m/s,故带速合适。

3） 计算大带轮的基准直径。

.d d 2=i ·d d 1=3.03×71=215.13(mm)
根据表可知圆整为d d 2=224mm d d 2=224mm 4. 确定V 带的中心距a 和基准长度L d 1) 计算V 带的中心距a
0.7（d 1d +d 2d ）≤a 0≤2（d 1d +d 2d ） 0.7（71+224）≤a 0≤2(71+224) 206.5≤a 0≤590 初定中心距a 0=400mm.
2) 由式计算带所需的基准长度
L d 0=2a 0+2π
(d d 1+d d 2)+0124)(2a d d d d -
=｛2×400+2
π
× 295+40041532⨯｝=1278（mm ）
设计结果 由表8-2选带的基准长度L d=1250mm. L d=1250mm
3) 按式计算实际中心距a 0
a =a 0+
2
d d L L -=(400+14) =414（mm ）
5. 验算小带轮上的包角α
α=180°-（d d 2-d d 1）
a 3.57=180°-153*414
3
.57=158.82°≥90° a=158.82° 6. 计算带的根数z
1) 计算单根V 带的额定功率P r
由d d1=71mm 和n 1=1400r/min ,查表得P 0=0.294kw
查表8-5得△P 0=0.03 kw
查表得K α=0.942,KL=1.11，于是
P r =(P 0+△P 0)*K α*K L =（0.294+0.03）×0.942×1.11=0.339（KW ） 2） 计算V 带的根数z .
Z =
r P ca P =339
.03266
.1=3.9 取4根。

V 带取4根 7. 计算单根V 带的处拉力的最小值（F 0）min
由表A 型带的单位长度质量q =0.1kg/m,所以 （F 0）min=500
2)5.2(qv v
z P K ca
K +∙∙-∙αα
=[500×
2
.54942.03266
.1)942.05.2(⨯⨯⨯-+0.06×5.22]
=54.37(N)
应使带的实际处拉力F 0>(F 0)min.
设计结果 8. 计算压力轴F p
压力轴的最小值为 （F p ）min=2z
(F 0)min
sin 2
1　
α
=2×4×54.37×
sin 282.158︒
=427.55(N)
2.4 齿轮1设计 设计结果
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
① 按图10－23所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

② 插床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

③ 材料选择。

由表10－1选择小齿轮材料为40Cr （调质）， 小齿轮40Cr
硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS ，二者材料 大齿45钢 硬度差为40HBS 。

④ 选小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮齿数Z 2=3.7×24＝88.8，取Z 2=89。

2、 按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10－9a ）进行试算，即
d 1t ≥2.322
3
H E d 1﹚]
[σZ ﹙u 1±u φKT
⑴ 确定公式内的各计算数值 ① 试选载荷系数Kt=1.3。

② 计算小齿轮传递的转矩。

T1=2392935（N ﹒mm ） ③ 由表10－7选取齿宽系数φ
d
=1。

④ 由表10－6查得材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa 2
1。

⑤ 由图10－21d 按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2σ=550MPa 。

⑥ 由式10－13计算应力循环次数。

N 1=60n 1jL h =60×462.05×1×﹙10×300×8×1﹚＝6.65×108
N 2=7
.31N = 3.710×65.68＝1.8×108
⑦ 由图10－19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.95;2HN K =0.97。

⑧ 计算接触疲劳许用应力。

取失效率为1％，安全系数S=1，由式（10－12）得
1H ][σ＝
S σlim11HN K =1600
×95.0MPa ＝570MPa 2H ][σ＝
S σlim22HN K =1
550
×97.0MPa ＝533.5MP ⑵ 计算
①计算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入[H σ]中较小的值。

设计结果
d 1t ≥2.3223
H E d 1﹚]
[σZ ﹙u 1u ·φ+KT ＝2.32·
3
2
﹚533.5189.8﹙×3.74.7×123929.5×3.1mm ＝37.43mm
② 计算圆周速度ν。

ν=
1000×60n πd 11t =1000
×60462.05
×37.43×14.3m/s=0.906m/s
③ 计算齿宽b 。

b= d φ·d 1t =1×37.43mm=37.43mm
④ 计算齿宽与齿高之比
h
b。

模数 m t =
1t 1z d =24
43.37=1.5（mm ） 模数1.5mm 齿高 h ＝2.25m t =2.25×1.56mm ＝3.51mm
h b =51
.343.37=10.66 ⑤ 计算载荷系数。

根据ν=0.906m/s ，7级精度，由图10－8查得动载系数v K =1.05； 直齿轮，==αα
F H K K 1;
由表10－2查得使用系数A K =1.25;
由表10－4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
=βH K 1.416；
由
h
b
=10.66，=βH K 1.416查图10－13得=βF K 1.32；故载荷系数 ==βαH H V A K K K K K
1.25×1.05×1×1.416＝1.8585
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10－10a ）得 ==3
t
t
11d d K K
37.43×3
3.18585.1mm=42.166mm
⑦ 计算模数m 。

11z d m =
=24
166
.42mm=1.757mm 3、 按齿根弯曲强度设计
设计结果 由式（10－5）得弯曲强度的设计公式为 m ≥[]3
F a
a 21d 1σz φ2KT ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛S F Y Y ⑴ 确定公式内的各计算数值
① 由图10－20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=FE1σ500MPa;大齿 轮的弯曲强度极限=FE2σ380MPa
② 由图10－18取弯曲疲劳强度寿命系数1FN K =0.91,2FN K =0.93 ③ 计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10－12）得
[]=
=S
σσFE1
11F FN K 1.4500
×19.0MPa=325MPa
[]=
=S
σσFE2
22F FN K 1.4
380
×39.0MPa=252.43MPa
④ 计算载荷系数K 。

==βαF F V A K K K K K 1.25×1.05×1×1.32=1.7325
⑤ 查取齿形系数。

由表10－5查得 =1
a F Y 2.65，=2a F Y 2.20 ⑥ 查取应力校正系数。

由表10－5查得 =1a S Y 1.58,=2a S Y 1.78
⑦ 计算大、小齿轮的
[]
F a
a σS F Y Y 并加以比较。

[]1
F a1a1σS F Y Y =
325
1.58
×65.2=0.012883
[]2F a2a2σS F Y Y =252.431.78
×02.2=0.015513
⑵ 设计计算。

m ≥
3
0.015513×242
123929.5
1.73252⨯⨯⨯mm=1.31mm
设计结果 对比计算结果是由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数和齿 数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1..31并就近圆整为标准值
m = 1.5 mm ，按接触强度算得的分度圆直径d1 = 42.166 mm ，算出小齿轮齿数。

Z 1 =
m d 1= 2
166.42≈28 大齿轮齿数
Z 2 = u ×Z 1 = 3.7×28 = 103.6；取Z 2=104。

4、几何尺寸计算。

（1）计算分度圆直径
d 1 = Z 1× m = 28×1.5 mm= 42 mm d 1=42mm
d 2 = Z 2× m = 104×1.5 mm= 156 mm d 2=156mm （2）计算中心距
a =
2d ＋d 21= 2
156
42 mm= 99mm a=99mm （3）计算齿轮宽度
b =1d d φ = 1×42= 42（mm ），
可取B 1 = 42mm ； B 2 = 47 mm B 1 = 42mm
（5）结构设计及绘制齿轮零件图。

B 2 = 47 mm
2.5 齿轮2设计 设计结果
4、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
① 按图10－23所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

② 插床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

③ 材料选择。

由表10－1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为 小齿轮40Cr
280HBS ，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

大齿45钢 ④ 选小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮齿数Z 2=2.6×24＝62.4，取Z 2=62。

5、 按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10－9a ）进行试算，即
d 1t ≥2.322
3
H E d 1﹚]
[σZ ﹙u 1±u φKT
⑵ 确定公式内的各计算数值 ⑨ 试选载荷系数Kt=1.3。

⑩ 计算小齿轮传递的转矩。

T1=85900.8（N ﹒mm ） ⑪ 由表10－7选取齿宽系数φ
d
=1。

⑫ 由表10－6查得材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa 2
1。

⑬ 由图10－21d 按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2σ=550MPa 。

⑭ 由式10－13计算应力循环次数。

N 1=60n 1jL h =60×124.9×1×﹙10×300×8×1﹚＝1.79856×108
N 2=7
.31N = 2.610×.7985618＝6.9175×107
⑮ 由图10－19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.97;2HN K =0.99。

⑯ 计算接触疲劳许用应力。

取失效率为1％，安全系数S=1，由式（10－12）得
1H ][σ＝
S σlim11HN K =1600
×97.0MPa ＝582MPa 2H ][σ＝
S σlim22HN K =1
550
×99.0MPa ＝594MP ⑵ 计算
① 计算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入[H σ]中较小的值。

设计结果
d 1t ≥2.3223
H E d 1﹚]
[σZ ﹙u 1u ·φ+KT ＝2.32·
3
2
﹚582189.8﹙×2.63.6×185900.8×3.1mm ＝58.20mm
② 计算圆周速度ν。

ν=
1000×60n πd 11t =1000
×60124.9
×58.20×14.3m/s=0.38m/s
③ 计算齿宽b 。

b= d φ·d 1t =1×58.20mm=58.20mm
④ 计算齿宽与齿高之比
h
b。

模数 m t =
1t 1z d =24
20.58=2.425（mm ） 齿高 h ＝2.25m t =2.25×2.425mm ＝5.46mm
h b =46
.520.58=10.66 ⑤ 计算载荷系数。

根据ν=0.38m/s ，7级精度，由图10－8查得动载系数v K =1； 直齿轮，==αα
F H K K 1;
由表10－2查得使用系数A K =1.25;
由表10－4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
=βH K 1.421；
由
h
b
=10.66，=βH K 1.421查图10－13得=βF K 1.34；故载荷系数 ==βαH H V A K K K K K
1.25×1×1×1.421＝1.776
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10－10a ）得 ==3
t
t
11d d K K
58.20×3
3.1776.1mm=6
4.58mm
⑦ 计算模数m 。

11z d m =
=24
58
.64mm=2.69mm 6、 按齿根弯曲强度设计
设计结果 由式（10－5）得弯曲强度的设计公式为 m ≥[]3
F a
a 21d 1σz φ2KT ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛S F Y Y ⑴ 确定公式内的各计算数值
② 由图10－20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=FE1σ500MPa; 大齿轮的弯曲强度极限=FE2σ380MPa
③ 由图10－18取弯曲疲劳强度寿命系数1FN K =0.98,2FN K =0.99 ④ 计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10－12）得
[]=
=S
σσFE1
11F FN K 1.4500
×89.0MPa=350MPa
[]=
=S
σσFE2
22F FN K 1.4
380
×99.0MPa=268.7MPa
⑤ 计算载荷系数K 。

==βαF F V A K K K K K 1.25×1×1×1.34=1.675
⑥ 查取齿形系数。

由表10－5查得 =1
a F Y 2.65，=2a F Y 2.272 ⑦ 查取应力校正系数。

由表10－5查得 =1a S Y 1.58,=2a S Y 1.734
⑧ 计算大、小齿轮的
[]
F a
a σS F Y Y 并加以比较。

[]1
F a1a1σS F Y Y =
350
1.58
×65.2=0.01196
[]2F a2a2σS F Y Y =268.71.734
×272.2=0.01466
⑵ 设计计算。

m ≥
3
2
0.01466×2418
.590081.7762⨯⨯⨯mm=1.98mm
设计结果 对比计算结果是由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强 度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算
得的模数1.98并就近圆整为标准值m = 2 mm ，按接触强度算得的分度圆直径 模数m = 2 mm d1 = 64.58 mm ， 算出小齿轮齿数。

Z 1 =
m d 1= 2
58
.64≈32 Z 1 =32 大齿轮齿数
Z 2 = u ×Z 1 = 2.6×32 = 83.2；取Z 2=83。

Z 2=83 4、几何尺寸计算。

（1）计算分度圆直径
d 1 = Z 1× m = 24×2 mm= 48 mm d 1 =48mm
d 2 = Z 2× m = 83×2 mm= 166mm d 2 =166mm （2）计算中心距
a =
2d ＋d 21= 2
166
48 mm= 107mm a =107mm （3）计算齿轮宽度
b =1d d φ = 1×48= 48（mm ），
可取B 1 = 48mm ； B 2 =53 mm B 1 = 48mm
（5）结构设计及绘制齿轮零件图。

B 2 =53 mm
2.6 轴I 设计 设计结果
1.轴径计算： 轴的最小直径d d []3
2.095500n
P
t τ≥=A 03n P =112×305.462158=15.2（mm ）
圆整以及查询机械设计手册可取d=20mm ， d=20mm 即连接V 带轮的直径φ1
=20mm
查询手册可知，轴径φ
2
=25mm ，毛毡外圈D=39 mm ，毡圈内径=24mm
φ3=φ
2
+2×（0.07～0.1）φ
2
=28.5mm ～30 mm
查询轴承的标准，取φ
3
=30 mm ，即选用深沟球轴承6206 φ3=30 mm
查询轴承系列数可知d a =36 mm ，即φ
4
=36 mm φ4=36 mm
2.长度确定：
（1）、查询带轮槽数据可知，f=7，e=12，有4根带轮，
即L '
1=3e+2f=50mm ，取L 1=48mm L 1=48mm
（2）、轴承端盖的总宽度为20mm ，取端盖的外端面与V 带轮右端的
距离l =30mm ，故取L 2=50mm L 2=50mm （3）、查询数据得，轴承的宽度B=16mm ，挡油板3∆取12mm ，
所以l 3=16+12+2+8=38（mm ） l 3=38mm （4）、从右端往左端确定，L 6情况与L 3一样，故取长度L 6 =L 3=38mm L 6 =38mm （5）、根据齿轮计算可知，L 5取47mm （6）、根据轴Ⅱ长度确定L 4长度为61.5mm 综上所述可知，轴Ⅱ箱体内的长度为124.5mm
2.8 轴II 设计 设计结果
一 、 根据轴三的设计，轴二可以选用深沟球轴承6207，其内径为35mm ，
即mm 351=φ mm 351=φ 因为2段为齿轮轴，d a=45mm ，即mm 452=φ mm 452=φ 第三段是退刀槽，取直径为3φ=34mm ， 3φ=34mm 第六段是装轴承的，根据对称设计，使用统一型号的轴承6207，
直径一样为=6φ35mm 。

=6φ35mm
mm
h mm h 5.2,5.3~45.235)1.0~07.0()1.0~07.0(65665==⨯==取φ
故 405.223526565=⨯+=+=h φφ（mm ） mm 405=φ mm h h 4,0.4~8.2)1.0~07.0(54554===取φ
故 48424025454=⨯+=+=h φφ（mm ） mm 484=φ 二 、 mm 123取∆， 轴承宽B =17mm,
故 L 392812172831=+++=++∆+=B （mm ） L mm 391= L 2等于齿轮宽度 故 L 2=53 mm L 2=53 mm L 3为退刀槽取5 故 L 3=5 mm L 3=5 mm L 4为轴环宽度 故 L 4=1.454h =5.6 mm ≈6 mm L 4=6 mm L 5为安装齿轮处 故 L 5=B 2－2=42－2=40（mm ） L 5=40mm
L
从右端开始确定
6
caB σ=
()
w
T M B B 2
2α+=
31.06.175346B d =()
3
25.381.06
.175346⨯=31.33≤[]1-σ=60 caC σ=
()
w
T M C C 2
2α+=
31.08.116423C d =()
3
401.08
.116423⨯=2.57≤[]1-σ=60 满足强度条件 2.9 轴III 设计 设计结果
1、 确定各台肩的直径
从轴的左边开始往右边确定
该轴选用45钢，故取1120=A 。

可计算轴的最小直径为：mm A d 7.3103
.4809
.13
0min 1== 圆整，取1d =32mm 。

1d =32mm 下一个台肩直径为：mm h mm d d 3,2.3~24.2)1.0~07.0(1212===取
mm
d mm d 4038233222==⨯+=∴查密封圈孔径 mm d 402=
取mm d 453=，试选深沟球轴承6209 mm d 453=
mm d h 5.4~15.3)1.0~07.0(334==， 取mm h 434=
mm d 5324454=⨯+=，根据优先数系可选取mm d 564= mm d 564= mm d h 6.5~92.3)1.0~07.0(645== 取mm h 445=
mm d 6424565=⨯+= mm d 645=
现从右边往左边确定：
mm d d 4538== mm d 458= mm d h 5.4~15.3)1.0~07.0(887==，取mm h 5.334=
mm d 5225.3457=⨯+= mm d
527
=
mm d d 54276=+=，此处为轴承台肩， mm d 546
=
故需要选用优先数系取mm d 566=
根据联轴器长度确定第一段台肩的长度，
由m in /r 03.48101.2,325
1=∙⨯==υ，mm N T mm d
查课程设计指导书p140表13.6 取滑块联轴器KL5 mm l 801= mm l 801= 取M16 根据指导书P26 表4.2 mm l 802= mm l 802= 根据选取的轴承型号，可查的B=19，
mm 123=∆，挡油板总长20mm ，mm B l 398123=++= mm l 393=
右端轴承上长度需增长2mm ，故mm l l 41238=+= mm l 418=
mm B B l 5.1222
)
4853(822)(1227=+-+=+-+
∆= mm l 5.127= 所以 轴套B=10.5mm
该台阶用来放置齿轮，需要留一段距离用下一段的轴套来
卡住齿轮，mm l 462486=-= mm l 466= 轴环的长度：mm h l 6.544.14.1655=⨯=≥ 取mm l 85= mm l 85= 根据第一根轴确认的箱体内长度，可得mm l l l l 58)8(5.1247654=+++-= mm l 584=
mm
l mm l mm
l 645.1195.13011109===
3579.2= F
Az
4+ F
Cz
4
2.11 轴承寿命计算 设计结果
6206: n=462.5r/min c=19.5*103N F 1nv =767.3N F 1NH =361.7N
F 2NV =74.96N F a =0 F 2NH =777.6N
F 1r =N 28.8487.3613.76722=+ F 2r =N 20.7816.77796.7422=+ 由F a =0可知
r
a
F F <e, 根据表可得深沟球轴承的最小e 值为0.22 x=1,y=0 查表取2.1~0.1=p f f p =1.2 P= f p (xF r +Y F a )
所以p 1=1.2*1*848.28=1017.936N p 2=1.2*1*781.20=937.44N
由ξ
)(60106p
c n l h =
得 h l h 52.253572)936
.101710*5.19(*05.462*60103
361==
h l h 52.2535721= h l h 28.324663)44
.93710*1935(*05.462*60103
362
== h l h 28.3246632= 6207: n=124.9r/min c=25.7*103
N F 1nv =1039.0N F 1NH =2754.8N
F 2NV =151.0N F a =0 F 2NH =1963.9N
F 1r =N 22.29448.2754103922=+ F 2r =N 70.19699.196315122=+
由F a =0可知
r
a
F F <e, 根据表可得深沟球轴承的最小e 值为0.22 x=1,y=0 查表取2.1~0.1=p f f p =1.2
设计结果
P= f p (xF r +Y F a )
所以p 1=1.2*1*2944.22=3533.064N =1.2*1*1969.70=2623.64N
由ξ
)(60106p
c n l h =
得 h l h 73.51360)064
.353310*7.25(*9.124*60103
361==
h l h 73.513601= h l h 63.171530)64
.236310*7.25(*9.124*60103
362
== h l h 63.1715302= 6209: n=48.03r/min c=31.7*103
N F 1nv =848.4N F 1NH =2330.9N
F 2NV =454.3N F a =0 F 2NH =1248.3N
F 1r =N 50.24809.23304.84822=+ F 2r =N 40.13283.12483.45422=+ 由F a =0可知
r
a
F F <e, 根据表可得深沟球轴承的最小e 值为0.22 x=1,y=0 查表取2.1~0.1=p f f p =1.2 P= f p (xF r +Y F a )
所以p 1=1.2*1*2480.50=2976.6N p 2=1.2*1*1328.40=1594.08N
由ξ
)(60106p
c n l h =
得
h l h 64.419133)6
.297610*7.31(*03.48*60103
361==
h l h 64.4191331= h l h 80.2728874)08
.159410*7.31(*03.48*60103362
== h l h 80.27288742= 2.12 键的选择和校核 设计结果
（1）：轴1上大带轮上的键选择使用单圆头普通平键（C 型）
根据轴大小的计算，最小出轴直径（即 大带轮上的轴直径为20mm ）， 所以根据机械设计课程设计指导书P116中键的推荐表格可选
键的公称尺寸为：66⨯=⨯h b 32,6,6===L h b
故 该键的代号为： 键C 326⨯ GB/T 1096
强度校核MP MP kld T p p 100][25.4120
292109259.2321023
3=≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ 材料选用为 45钢 轻微冲击MP p 120~100][=σ
故 符合强度要求
（2）：轴2上的大齿轮处的键选用双圆头普通平键（A 型）
根据轴的大小，知此处的轴直径为56mm ，
故取键的公称尺寸为：1016⨯=⨯h b 36,10,16===L h b
故 该键的代号为：键A 3616⨯ GB/T 1096
强度校核MP MP kld T p p 100][68.5340
204109008.8521023
3=≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ 材料选用为 45钢 轻微冲击MP p 120~100][=σ
故 符合强度要求 符合强度要求
（3）：轴3上的大齿轮处的键选用双圆头普通平键（A 型）
根据轴的大小，知此处的轴直径为40mm ，
故取键的公称尺寸为：2812⨯=⨯h b 28,8,12===L h b
故 该键的代号为：键A 2812⨯ GB/T 1096
强度校核MP MP kld T p p 100][38.7756
2051068.21621023
3=≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ 材料选用为 45钢 轻微冲击MP p 120~100][=σ
故 符合强度要求 符合强度要求
（4）：轴3上联轴器的键选用半圆头普通平键（C 型） 根据轴的大小，知此处的轴直径为32mm ，
故取键的公称尺寸为：810⨯=⨯h b 70,8,10===L h b
故 该键的代号为：键A 810⨯ GB/T 1096
强度校核MP MP kld T p p 100][4.4832
7041068.21621023
3=≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=σσ 设计结果 材料选用为 45钢 轻微冲击MP p 120~100][=σ
故 符合强度要求 符合强度要求
2.13 联轴器及润滑、密封方式的选择和设计 设计结果
（1）：联轴器的选择设计计算：
计算轴上的最大转矩：
mm 75.32502910166868.25.15∙=⨯⨯==N T K T A ca
查询机械设计课程设计手册P141，表13.6得，选用KL5
(2) 润滑剂及润滑方式、密封装置的选择：
齿轮传动润滑剂的选择
齿轮圆周速度、轴Ⅱ上的齿轮圆周速度
v Ⅱ=26009.005.462⨯⨯π=1.09（m/s ）＜12 m/s
v Ⅲ大=26022
3
a d n ∙⋅π=260318.09.124⨯⨯π=1.04（m/s ）＜12 m/s
v Ⅳ小=26024
4
a d n ∙⋅π=26034.003.48⨯⨯π=0.43（m/s ）＜12 m/s
综上所述，齿轮圆周速度均小于12 m/s ，选用油浸润滑方式
查询课本P 234表10—11和表10—12，
选择GB5903—1995 牌号为100的润滑剂
轴承润滑方式：
轴承dn 值 d 2n 2=30×462.05=1.39×104 (mm ﹒r/min)
d 3n 3=35×124.9=0.44×104 (mm ﹒r/min)
d 4n 4=45×48.03=0.22×104 (mm ﹒r/min)
查课本P 332表13—10，选取轴承润滑方式为脂润滑
查询《机械设计课程指导书》P 96，
选择通用锂基润滑脂（GB/T7324—1994）3号润滑脂
密封方式：轴承与箱体内部因润滑方式的不同选挡油环密封。

在轴伸处用毛毡密封，不是轴伸处用闷盖加垫圈密封。

2.14 减速器箱体相关尺寸的设计 设计结果 电机选择型号为：Y90L-4
选用铸件减速机体，根据以上选择按照机械设计课程设计指导书中的P25页
表4-1 铸件减速器机体结构尺寸计算表，可得如下计算结果：
机座壁厚：δ1=0.025a+3 mm ≥8 mm （选用的是二级圆柱直齿轮减速器，a 为
二级齿轮变速的齿轮中心距离中较大的一个，根据前面计算为107mm ）。

所以：δ=0.025*107+3=5.675<8mm ，所以选用δ=8mm 。

机盖壁厚：δ1=0.02a+3mm ≥8 mm ，δ1=0.025*107+3=5.14<8mm ，
故选用δ1=8mm
机座凸缘厚度：mm b 1285.15.11=⨯==δ
机盖凸缘厚度：mm b 1285.15.11=⨯==δ
机座底凸缘厚度：mm p 2085.25.2=⨯==δ
地脚螺钉直径：mm mm a d f 852.1512107036.012036.0=+⨯=+=，
取mm d f 16=
地脚螺钉数目：a ≤250mm 时，取n=4
轴承旁连接螺栓直径 ：mm d d f 12852.1575.075.01=⨯==
机盖与机座连接螺栓直径：
mm d d f 2.7~6126.0125.0)6.0~5.0(2=⨯+⨯==，取mm
d 122= 连接螺栓2d 的间距：l =150mm 200~
轴承端盖螺钉直径：
mm d d f 6~8.4125.0~124.0)5.0~4.0(3=⨯⨯==，取mm
d 63=
窥视孔盖螺钉直径： mm d d f 8.4~4.3)4.0~3.0(4==，取mm d 44=
定位销直径： mm d d f 6.9~4.8)8.0~7.0(==，取mm d 8=
min 2min 1,.c c d f 至凸缘边缘距离至外机壁距离：mm c 18min 1=，没有凸缘
min 2min 11,.c c d 至凸缘边缘距离至外机壁距离：mm c 18min 1=,mm c 16min 2= min 2min 12,.c c d 至凸缘边缘距离至外机壁距离：mm c 13min 1=,mm c 11min 2=
设计结果 轴承旁凸台半径： 21c R =
凸台高度： h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准（见图4.44）
外机壁至轴承座端面距离：
mm c c l 42~39)8~5(1618)8~5(211=++=++=,取mm l 401=
内机壁至轴承座端面距离： mm c c l 48840)8~5(212=+=+++=δ，
大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离：
,6.982.12.11mm =⨯=≥∆δ1∆=10mm 。

齿轮（锥齿轮或蜗轮轮榖）端面与内机壁距离： δ≥∆2
机盖、机座肋厚：
mm m mm mm m 8.6885.085.0,8.6885.085.0111=⨯=≈=⨯=≈δδ、
轴承端盖外径
,1025.1d 5.5~5232mm D D D +=+；对嵌入式端盖）（轴承座孔直径
轴承外径---D
mm d D 926562)5.5~5(62322=⨯+=+=
mm d D 1026572)5.5~5(72323=⨯+=+=
mm d D 1156585)5.5~5(85324=⨯+=+=
轴承端盖凸缘厚度：mm d e 2.7~6)2.1~1(3== ，取mm e 8=
轴承旁连接螺栓距离： s 尽量靠近，
以231D s ≈互不干涉为准，一般取和Md Md
第三章个人总结计算结果两周的课程设计结束了。

与此同时完成了刨床传动机构的设
计。

作为一名机械设计制造及其自动化专业的学生，我认为这样
的实训是十分有意义的。

从中我们既可以学到很多平时学不到的
东西，又可以找出之前的认识误区并且得到纠正，更重要的是让
我们认识到设计的步骤并为以后的创新设计与公司内设计打下了
坚实的基础。

这个过程中，虽然忙碌，很疲劳，但是收获很大。

理论课上我
们只是学习齿轮、V型带、轴、联轴器、轴承等简单的选择与设计，
但是这次课程设计将其结合到一起，需要整体考虑，每个数据都
会和其他有关联，而不再是单独的设计。

这就需要我们有更全面
的知识，比如：机械制图、机械原理、机械设计、理论力学、材
料力学、金属特性、互换公差等。

给我感触颇深的是为了让我们
的课程设计更加完善，更加符合工程标准，一次次的翻阅机械设
计手册是十分必要的，同时也是必不可少的，其中的每个数据都保
证有来源而不是凭感觉。

另外，小组共同设计给我们提供了团结协
作的途径，让我们更有利于进行思考与设计，一个人的力量是有限
的，但团队的力量是无穷的，设计过程中互相的交流又有利于我们
纠正自己的误区，有利于互相学习。

在整个课程设计的过程中，我
发现我们学生在经验方面十分缺乏，空有理论知识，没有理性的知
识；有些东西可能与实际脱节。

总体来说，我觉得像课程设计这种
类型的实训对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相
计算结果关知识系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进！
在这次过程中给我感触最深的是又学会了一个三维软件，开始
时来时说让我们最好用三维软件画图，那时在CAD学习很精的情况
先我决定用PROE，因为这个学期我在自学这个软件，也是公司常用
的三维软件，这就可以自己强迫自己学会学精，把自己逼出来，但
由于班里就两个人用PROE，并且都不太会，所以我们遇到了很多问
题。

开始画的零件图很顺利，可是由于设计经验不足，在装配图出
来后有些设计时的细小错误就体现出来了，又回去重新设计，导致
浪费了很多时间。

由于陈老师要打印二维的，这给了我很大的压力，
因为PROE三维图转换成CAD时遇到了很多问题，比如：单位尺寸
等等。

然后就自己研究怎样直接导出后不用再CAD里改就可以直接
出图，浪费了2天时间，最终由于任务的需要自己还是放弃了，改
用PROE转成CAD图后在CAD里进行标注、标号等。

但是自己已经
把PROE的基本知识学的很扎实，之前的CAD与这次PROE的制图软
件应用为以后的创新设计等打下了基础。

本次的课程设计，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程
的理论知识和理论联系实际，应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，同学们共同
协作，解决了许多个人无法解决的问题；在今后的学习过程中我们
会更加努力和团结。

为以后的道路打下坚实的基础。

参考文献：
[1] 宋宝玉. 机械设计课程设计指导书. 北京: 高等教育出版社, 2009.
[2] 濮良贵,纪名刚. 机械设计. 第八版. 北京: 高等教育出版社, 2010.
[3] 孙桓. 机械原理. 第七版. 北京：高等教育出版社, 2009.
[4] 邢邦圣. 机械制图与计算机制图. 第二版. 北京: 化学工业出版社，2008.
[5] 钟日铭. Pro/ENGINEER野火版3.0完全实例导航. 北京: 机械工业出版社, 2006.
[6] 机械设计手册编委会. 机械设计手册. 新版. 北京: 机械工程出版社, 2004.。