（一）设计任务书（附传动方案简图）
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的重要实践环节 。
一、机械设计的目的
1、通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
2、通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
3、提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD ）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
二、课程设计的内容和任务
课程设计一般选择机械传动装置或简单机械作为设计课题（比较成熟的题目是以齿轮减速器为主的机械传动装置），设计的主要内容一般包括以下几个方面：
1、拟订，分析传动装置的运动和动力参数；
2、进行传动件的设计计算、校核轴、轴承、联轴器、键等； 3、绘制减速器装配图； 4、绘制零件工作图； 5、编写设计计算说明书
课程设计要求在两周时间内完成以下任务：
1、绘制减速器装配图一张（用A1或A0图纸绘制）； 2、零件工作图1至2张（齿轮、轴、箱体等）； 3、设计计算说明书一份，约8000字左右； 4、答辩。
三、课程设计的步骤
1、设计准备工作
（1）熟悉任务说明书，明确设计的内容和要求； （2）熟悉设计指导书，有关资料、图纸等；
（3）观察录像、实物、模型，或进行减速器装拆实验等，了解减速器等结构特点与制造过程。 2、总体设计 （1）确定传动方案； （2）选择电动机；
（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比； （4）计算各轴的转速、功率和转矩。 3、传动件的设计计算
（1）计算齿轮传动（或蜗杆传动）、带传动、链传动的主要参数和几何尺寸；
（2）计算各传动件上的作用力。 4、装配图的草图的绘制 （1）确定减速器的结构方案
（2）绘制装配图草图，进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计； （3）绘制减速器箱体结构； （4）绘制减速器附件。
5、装配图的绘制
（1）画底线图，画剖面线； （2）选择配合，标注尺寸； （3）编写零件序号，列出明细栏； （4）加深线条，整理图画； （5）书写技术条件、减速器特性等。 6、零件工作图的绘制 （1）绘制齿轮类零件图； （2）绘制轴类零件图；
（3）绘制其他零件图（由指导教师定） 7、编写设计计算说明书
1、编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图；
2、说明书中最后一段内容应写出设计终结。一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所设计的收获和体会以及不足之处 8、答辩 （1）作答辩准备 （2）参加答辩
四、工作组
《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 202题号2
原始数据：
注：传动不逆转，载和平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为±5%
（二）传动装置的总体设计
1、方案简图：
1、v 带传动 2、电动机 3、减速器 4、联轴器 5、运输带 6滚筒
第一部分、电动机的选择
1、选择电动机类型
按照已知的工作要求和条件选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机。
2、确定电动机的功率
工作所需的电动机输出功率为
P d =
P w
η
P w
=
F v 1000
故 P d
=
F v 1000η
由电动机工作之间的总效率为
η=η1∙η2∙η3∙η4∙η5∙η6
2
式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为传动过程中带传动、齿轮传功的轴承、齿轮传动、联轴器、滚筒轴的轴承及滚筒的效率。
η1=0. 95
η2
=0. 99
η3
=0. 97
η4
=0. 99
η5
=0. 98
η6
=0. 96（查
《机械设计基础实例教程》P 53 表3.4得） 则 η所以P d
=0. 95⨯0. 99⨯0. 97⨯0. 99⨯0. 98⨯0. 96=0. 85
F v 1000η
2100⨯1. 6⨯1. 251000⨯0. 85
==kw ≈4. 94kw
3、确定电动机转速
滚筒轴的工作转速为：
N w =
60⨯1000V
πD
=
60⨯1000⨯1. 6r
≈76. 4r min min π⨯400
根据《机械设计基础实例教程》P 52 表3.3中推荐的合理传动比范围，取V 带传动比I v 的总传动比的范围为I 总
=2~4，单级圆柱齿轮传动比I =3~6，则合理=6~24
，故电动机转速的可选范围为
min
N d =I 总⨯N w =（6~24）⨯76. 4=458. 4~1833. 6r
符合这一范围的同步转速有750
r
min
、1000
r
min
、1500
r
min
（查
《机械设计基础实例教程》P 48 表3.2）综合分析电动机及传动装置的性能、尺寸、重量和价格以及带传动和减速器的传动比，选定电动机型号为Y 132M 2-6，所选定电动机的额定功率为P ed 速为N ed
=960r
min
=5. 5kw
，满载转
，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。
4、确定传动装置的总传动比及分配
（1）计算总传动比
i z =
N d
N w
=960
76. 4
r min
=12. 57r
min
（2）传动比分配
为了使传动系统外形尺寸大小、结构紧凑，采用较多的传动级数和每级传动较小的方式。从电动机至滚筒，安排了V 带传动、闭式齿轮一级传动，按（由《机械设计基础实例教程》P 52 表3.3推荐的值，取V 带传动的传动比为i v
i bc =
i z i v
=12. 572. 8
≈4. 5
=2. 8，则闭式齿轮传动比为
（3）计算传动装置的运动参数和动力 ①I 轴（电动机轴）
P I =5. 5kw T I =9550
n I
=960r
min
则
P I n i
=9550⨯
5. 5960
N ∙m =54. 71N ∙m
②II 轴（减速器高速轴）
P II =P I ∙η1=5. 5⨯0. 95kw =5. 225kw
n II =
n z
=960
=342. 86r
v
2. 8min
T II =9550
P II n II
=9550⨯
5. 225342. 86
N ∙m =145. 11N ∙m
③III 轴（减速器低速轴）
P III =P II ∙η2∙η3=5. 225⨯0. 99⨯0. 97kw =5. 02kw
n III =
n II
i bc
=342. 86
4. 5
r
min
=76. 19r
min
T III =9550
P II n III
=9550⨯
5. 0276. 19
N ∙m =629. 23N ∙m
第二部分、带传动设计与计算
1、确定设计功率P
C
P C =K A ∙P
查《机械设计基础实例教程》P 70 表4.9得K A =1. 2 故 P C =K A ∙P =1. 2⨯5. 5kw =6. 6kw
2、确定带及其型号
考虑到带传动时整个机构中的易损环节，其故障将影响整个机构，而且相对于整个机构而言，带传动的成本微不足道，所以选用承载能力更高的窄V 带。根据P C
=6. 6kw
及n =960
r
min
，查《机械设计基
础实例教程》P 71图4.15确定选用SPZ 型的窄带。
3、确定带轮直径d 、d
d 1
d 2
（1）确定小带轮的基准直径d
d 1
依据《机械设计基础实例教程》P 71图4.15的推荐，小带轮可选用的直径范围是1124.3选择d
d 1
~160mm
，参照《机械设计基础实例教程》P 60 表
=125mm
。
（2）验算带速V
V =
5m
πd d n
1
60⨯1000
s
=
π⨯125⨯960m 60⨯1000
s
s
=6. 28m
s
s
，带速合适。
（3）计算大带轮直径
一般计算中传动要求不高，可忽略滑动率ε，由《机械设计基础实例教程》P 65 式（4.11）可得d
d 2
=i v ∙d d 1=2. 8⨯125mm =350mm
根据带轮基准直径系列，由《机械设计基础实例教程》P 60 表4.3选取最接近计算值350mm 的标准值，取d
i i =355
=2. 84
d 2
=355mm
，实际传动比
，与要求相差不大，可用。
d
4、确定中心距a 及基准带长L
（1）初取中心距a 0
0. 7(d d 1+d d 2)
根据总体布局情
况，初选a 0
=900mm
（2）确定带的基准直径L d
L d 0=2a 0+
π
2
(d d 1+d d 2) +
(d d 2-d d 1)
4a 0
2
=2⨯900+
π
2
(125+355) +
(355-125) 4⨯900
2
mm =2568. 29mm
由于V 带是标准件，基长度是已由标准规定，不能任意值，须根据标准手册在计算值附近选最接近的标准值。故查《机械设计基础实例教程》P 60 表4.2，取L d
=2500mm
。
（3）计算实际中心距
根据几何关系估算出所需的实际中心距 故 a ≈a 0
+
L d -L d 0
2
=900+
2500-2568. 29
2
mm =866mm
5、验算包角α
1
根据几何关系计算：
α1=180-
d d 2-d d 1
a
⨯57. 3=(180
-
355-125866
⨯57. 3) mm =164. 78>120
包角合适。
6、确定V 带的根数Z
（1）确定基本额定功率P
根据d
d 1
=125mm
、n 1
=960r
min
，查《机械设计基础实例教程》P 66
表4.5得 P 0
=2. 36kw
（2）确定功率增量△P 0
由《机械设计基础实例教程》P 68 表4.7查得SPZ 型窄V 带的
K i =1. 1199K i =1. 1199
，由《机械设计基础实例教程》P 68 表4.8查得i =2. 8时，，当n 1
=960r
min
时，
-3
△P 0=K i n 1(1-K i
) =1. 42⨯10
⨯960⨯(1-. 1199
) kw =0. 146kw
（3）确定包角系数K a
α1=164. 78
，由《机械设计基础实例教程》P 68 式（4.17）可得
-α1
180
K a =1. 25(1-5
=1. 25(1-5-164. 79
180
) =0. 96
（4）确定带长系数
由《机械设计基础实例教程》P 68 表4.7查得SPZ 型窄V 带的计算系数C 1
=0. 2473
、C 2
=0. 1870
，当L d
=2500
时，由《机械设计基础
实例教程》P 68 式（4.18）可得
K L =C 1∙L d 2=0. 2473⨯2500
C
0. 1870
=1. 068
（5）确定V 带的根数Z
由《机械设计基础实例教程》P 68 式（4.20）可得
P C 6. 6
Z ≥==2. 57（P 0+∆P 0）K a K L (2. 36+0. 146) ⨯0. 96⨯1. 068
取Z=3
7、确定初拉力F
F 0=500
P C VZ
(
2. 5K a
-1) +qv
2
对SPZ 型窄V 带，由《机械设计基础实例教程》P 59 表4.1查得：q =0. 07则 F 0=[500⨯
6. 66. 28⨯3
⨯(
2. 50. 96
-1) +0. 07⨯6. 6]N =283. 78N
2
kg m
8、计算带轮轴所受的压力Q
Q =2ZF 0sin
α1
2
=2⨯3⨯283. 78⨯sin
164. 78
2
N =1637. 95N
第三部分、齿轮传动设计与计算
1、设计数据与设计内容
由前面可知，该齿轮传动的传动比i =速轴所需传递的功率为P
=5. 25kw
4. 49
, 中等冲击，减速器高
,V 带传动的传动比由2.8变为2.84，
r min
则减速器高速轴的实际转速也将改变，由342. 86
338. 03r
min
变成了
。
设计内容包括：选择各齿轮材料及热处理方法、精度等级，确定其主要参数及几何尺寸及结构等。
由于斜齿圆柱齿轮传动的平稳性和承载能力都优于直齿圆柱齿轮传动，在此传动类型选择斜齿圆柱齿轮传动，无特殊要求，选择软齿面。
2、闭式软齿面斜齿圆柱齿轮设计
（1）选择齿轮精度、材料及热处理方式
由《机械设计基础实例教程》P 121表5.15初选8级精度 。
由《机械设计基础实例教程》P 118表5.11得，考虑到价格、制造
217难易，小齿轮材料选用45钢，调质，硬度为，
~255HBS ~217HBS
B S ，取250H B S ，取200H
；。
大齿轮材料也选用45钢，正火处理，硬度为162
（2）计算许用应力
①由《机械设计基础实例教程》P 124 表5.18求强度极限σF lim 、σH lim
σσ
F lim
1
=140+0. 16HBS =348. 3+HBS
1
=(140+0. 16⨯250) MPa =180MPa
H lim
1
1
=(348. 3+250) MPa =598. 3MPa
=1. 25
σF lim =60+0. 5HBS
22
2
=(60+0. 5⨯200) MPa =160MPa
2
σH lim =203. 2+0. 985HBS
=(203. 2+0. 985⨯200) MPa =400. 2MPa
②由《机械设计基础实例教程》P 125 表5.19，取安全系数S H
S F =1. 6。
、
③由《机械设计基础实例教程》P 124式（5.49）可得：
[σ]=H 1
σ
H lim
1
S H
=598. 3
. 25
MPa =478. 64MPa
[σ
H 2
]=
σ
H lim
2
S H
=400. 2
. 25
MPa =320. 16MPa
[σ
]=F 1
σ
F lim
1
S F
=180
. 6
MPa =112. 5MPa
[σ
F 2
]=
σ
F lim
2
S F
=160
. 6
MPa =100MPa
3、该传动为闭式软齿面，按齿面接触疲劳强度设计
（1）确定载荷系数K ：
查《机械设计基础实例教程》P 124 表5.17，按中等冲击，取中间值K
=1. 4
.
（2）确定齿宽系数ϕa ：P
由《机械设计基础实例教程》P 126 表5.21，轻型传动，对称布置，
取ϕa
=0. 35
。
（3）计算小齿轮的转矩
T 1=9. 55⨯10
6
P n 1
=9. 55⨯10
6
5. 225338. 03
N ∙mm =1. 48⨯10N ∙mm
5
（4）确定齿数
选小齿轮的齿数Z 1
=27
，则大齿轮齿数Z 2
=i ∙Z 1=4. 5⨯27=122。
（5）由《机械设计基础实例教程》P 123表5.16中的式（5.40）初算中心距：
a ≥46(u +1) KT 1
ϕa u [σH ]
2
=4. 6⨯(4. 5+1) 3
1. 4⨯1. 48⨯10
5
2
0. 35⨯4. 5⨯320. 16
mm =274. 94mm
（6）计算法面模数初取螺旋角β
P 104
=15
，由《机械设计基础实例教程》
表5.4可知
m n =
2a cos βZ 1+Z 2
=
2⨯274. 94⨯cos 15
27+122
mm =3. 59mm
由《机械设计基础实例教程》P 97表5.2 取m n =4mm
（7）确定中心距
a =
m n (Z 1+Z 2) 2cos β
=
4⨯(27+122) 2⨯cos 15
mm =306. 47mm
取a
=307mm
（8）确定螺旋角：
β=arccos
m n (Z 1+Z 2)
2a
=arccos
4⨯(27+122)
2⨯307
=15. 45
（9）计算分度圆直径
d 1=
m n Z 1cos β
=4⨯2715. 45
mm =111. 26mm
d 2=i ∙d 1=4. 5⨯111. 26mm =500. 67mm
（10）计算齿宽b 1 、b 2
由《机械设计基础实例教程》P 125式（5.50）可得
b =ϕa a =0. 35⨯307mm =107. 45mm
取b 2=108mm ，b 1=113mm
4、校核齿根弯曲疲劳强度
（1）确定复合齿形系数
计算当量齿数，由《机械设计基础实例教程》P 105 式(5.12) 得
Z v 1=Z v 2=
Z 1cos βZ 2cos β
33
==
27cos 15. 45
122cos 15. 45
3
3
=30. 15
=136. 24
则由《机械设计基础实例教程》P 125式（5.51）可得
Y FS 1=Y FS 2=
Z V 1
0. 269Z V 1-0. 841
Z V 2
0. 269Z V 2-0. 841
=
30. 15
0. 269⨯30. 15-0. 841
136. 24
0. 269⨯136. 24-0. 841
=4. 15
=3. 81
=
（2）按《机械设计基础实例教程》P 123 中的式（5.39）校核齿根弯曲疲劳强度：
σσ
F 1
=
1. 6KT 1cos βbm n Z 1Y FS 2
FS 1
2
∙Y FS 1=
1. 6⨯1. 4⨯1. 48⨯cos 15. 45
108⨯4⨯27
2
⨯4. 15MPa =28. 42MPa
FS 1
]=112. 5MPa
F 2
=σ
Y FS 1
=28. 42⨯
3. 814. 15
MPa =26. 09MPa
F 2
]=100MPa
故是安全的。
5、计算齿轮的圆周速度
V =
π⨯d 1⨯n 1
60⨯1000
=
π⨯111. 26⨯338. 03m
60⨯1000
s
=1. 97m
s
对照《机械设计基础实例教程》P 121表5.15选取8级精度合适。
第四部分、轴的设计计算
（一）减速器中高速轴的设计
1、设计数据与设计内容
有前面计算可知，高速轴所传递的功率P
n =342. 86r
m i n
=5. 22kw
，转速
，所传递的转矩T
=145. 11N ∙m
高速轴的分度圆直径
d =111. 26mm
螺旋角为15. 45 ，齿宽为113mm ，由《机械设计基础实例
教程》（5.27）P 115式可算出小齿轮上的
圆
周
力，径力，轴。
F t =2260. 44N
向
F r =1004. 62N
向力F a
=735. 31N
设计内容包
括轴的结构设计、轴的强度校核计算。
2、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
考虑到减速器传动功率较大，主机有一定的平稳性要求，传动齿轮宜采用斜齿轮，这样传动轴将受到 一定的轴向力所以该处的轴承选用向心推力轴承，但从结构与安装简单的角度考虑，最终选用角接触球轴承，正安装。
传动零件的安装方向不同，轴的结构也不同。从左往右只安装轴承及轴承端盖比轴承、轴承端盖、
轴承挡圈依次从轴的右端向左安装
多出了一个套筒，且不如后者轻巧，所以采用的齿轮是从轴的左端装入。
为了减轻重量，将齿轮右侧的定位轴肩做成轴环，右边端轴承的左端采用定位轴肩，其轴肩高度查相关手册，为了使轴承的装配方便，该安装轴承的轴段右侧的轴段应比轴承的轴段直径要小，二者之间只需要非定位轴肩。大带轮的左端采用定位轴肩，在其右侧加上轴端挡圈，拧上螺钉。两轴颈的直径应相同，两轴头应装有周向定位键，两键槽应开在轴的同一母线上。
（2）确定轴的最小直径
直径最小的轴段为装大带轮的轴段，可按传递扭矩来进行估算。按《机械设计基础实例教程》P 188式（7.1）计算，选取轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计基础实例教程》P 188表（7.2），该轴承受弯矩且有冲击载荷，取A 0
d min ≥A 03
P n =126
3
=126
。于是得：
=1. 07⨯31. 39min =33. 59mm
5. 225338. 03
mm =31. 39mm
考虑装有单键，应把轴径加大7%，所以d min 圆整为d 1
=35mm
，
。
（3）从d mi n 处起逐一确定各轴段的直径
① 轴段②处大带轮的定位轴肩，轴肩高度
h =0. 07d +(1~2) =0. 07⨯35+(1~2) =3. 46~4. 46
取
h =5mm
，则
d 2=45mm
② 轴段③处为轴承配合的轴段，应按轴承内径的标准系列选取，取d 3
=50mm
。无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，轴向力
=25
不大，结构选α的AC 型。由此可选出轴承的型号为7310AC 。（查
《机械设计基础实例教程》P 193表7.4，由于高速轴转速较高，同时承受径向和轴向载荷，故选取角接触球轴承，查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 156~159）
③ 查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 156~159，轴承的宽度为27mm ，定位轴肩的直径为60mm ，故可选轴段④的轴径
d 4=54
。
=50mm
④ 轴段⑧也为轴径，取与轴段③相同的直径d 8。
2mm
⑤ 轴段⑦与轴段⑧之间为非定位轴肩，轴肩高度可取1~现取d 7
=53mm
，
。
⑥ 轴段⑥与轴段⑦之间也为非定位轴肩，但轴段⑥为装齿轮的重要轴段，取d 6
=55mm
。
⑦ 轴段⑤为轴环，由齿轮的定位轴肩高度
h =0. 07d 6+(1~2) =0. 07⨯55+(1~2) =4. 85~5. 85d 5=65mm
取
h =5mm
，则
4、确定各轴段的长度
（1）考虑压紧空间，轴段①的长度应比大带轮轮毂长度小2~现大带轮轮毂长度为50mm ，则轴段①的长度l 1
=48mm
4mm
，
。
（2）齿轮的宽度为113mm ，考虑到压紧空间为2mm ，取轴段⑥的长度
l 6=111mm
。
=1. 4h =1. 4⨯5mm =7mm
=8mm
（3）轴环宽度l 5
（5为齿轮的定位轴肩高度），
可取轴段⑤的长度l 5
。
=(27+3) mm =30mm
（4）有轴承的宽度可取轴段③的长度l 3
，其中3mm
为考虑了2mm 的倒角尺寸及1mm 的将尺寸凑成偶数。 （5）同理，轴段⑧的长度l 8的压紧空间取2mm 。
（6）轴段②的长度与轴承端盖尺寸19mm ，大带轮与轴承端盖之间拆卸空间30mm 有关，l 2（7）轴段④的长度l 4（8）轴段⑦的长度l 7
2mm
=(27+3+2) mm =32mm
，其中套筒与轴承
=(30+19-2) mm =47mm
，其中，2mm 为倒角尺寸。
。
，其中
=s +r -l 5=(50+5-8) mm 47mm
=s +r +2mm -2mm =(50+5+2-2) mm =55mm
为套筒与齿轮及套筒与轴承的压机空间。
3、校核轴的强度
由于该州为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。 （1）作轴的受力简图，如图a 图所示。 （2）作轴的垂直面受力简图，如图b 所示。
（3）绘制垂直面弯矩图。 ① 求垂直面的支反力
R F 1=
QL I +F r L II +
L
F a d
2=
1637. 95⨯86+1004. 62⨯125. 5+
252
735. 31⨯111. 26
2
=1221. 62N
R F 2=Q +R V 1-F r =(1637. 95+1221. 62-1004. 62) N =1854. 95N
② 求垂直面弯矩
M VB =QL I =1637. 95⨯86N ∙mm =140863. 7N ∙mm
M VC 1=Q (L I +L II ) -R V 2L II =1637. 95⨯（86+125. 5）-1854. 95⨯125. 5N ∙mm =113630. 2N ∙mm M VC 2=M VC 1+
F a d
2
=113630. 2+
735. 31⨯111. 26
2
N ∙mm =154535. 50N ∙mm
③ 绘制弯矩图，如图C 所示
（4）作轴的水平面受力简图，如图d 所示 （5）绘制水平弯矩图 ① 求支反力：
R H 1=R H 2=
F t
2=
2660. 44
2
N =1330. 22N
② 求水平面弯矩：
M M
HC HB
=R H 2L 2=1330. 22⨯125. 5N ∙mm =166942. 61N ∙mm =0
③ 绘制弯矩图，如图e 所示 （6）绘制合成弯矩图 ① 计算合成弯矩
M M M
B
===
M VB +M
2
2
2HB 2HC
=M VB =140863. 7N ∙mm ==
. 2+166942. 61N ∙mm =201944. 69N ∙mm . 50
22
2
C 1
M VC 1+M M VC 2+M
2
C 2
2HC
+166942. 61N ∙mm =227488. 58N ∙mm
2
② 绘制弯矩图，如图f 所示 （7）绘制扭矩当量弯矩图，如图g 所示
轴单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α当量弯矩：M T
=α∙T =0. 6⨯1. 48⨯10N ∙mm =88800N ∙mm
5
≈0. 6，则扭矩
（8）绘制总当量弯矩图 ① 计算总当量弯矩：
M M M
CB
===
M M M
2B 2C 1
+M T =+M T =+M T =
22
2
. 61+[1**********]. 69227488. 58
2
22
N ∙mm =189090. 65N ∙mm
2
eC 1
+88800+88800
N ∙mm =220606. 21N ∙mm N ∙mm =244205. 84N ∙mm
eC 2
2C 2
22
② 绘制总当量弯矩图，如图h 所示 （9）校核轴的强度
轴的材料为45钢，调质处理，由设计手册查得：[σ-1]=60MPa 。 从总当量弯矩图可以看出，截面B 、C 为两个危险截面。 截面B 为轴承处，d B
σbB =
M
eB
=50mm
。
W B
=
189090. 650. 1⨯50
3
MPa =15. 13MPa
截面C 为齿轮处，d C
σbC =
M
eC 2
=55mm
。
W C
=
244205. 840. 1⨯55
3
MPa =14. 68MPa
强度足够。
（二）减速器中高速轴上的滚动轴承校核计算
1、已知数据
查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 159 7310AC轴承的判断系数e =0. 68，当F a
Y =0
F r
X =0. 41>e 时，Y 、
=0. 87
F a
，
F r
≤e 时，X =1、
。基本额定动载荷C r
=55. 5KN
时，轴承采用正安装，要求寿命为
7200h 。
2计算步骤、结果及说明。
（1）绘制轴承的计算简图，如图所示。 （2）计算各轴所受总的径向力。 由轴的计算可知： B 、D 处水平面的支反力：
R H 1=R H 2=1330. 22N
B 、D 处垂直面的支反力：
R V 1=1221. 62N
R
V 2
=
1854. 95N
F r 1=F r 2=
R V 1+R H 1=R
2V 2
22
. 62. 95
2
+1330. 22+1330. 22
2
=1806. 06N =2282. 61N
+R
2H 2
=
22
（3）计算各轴承的内部派生力：
F S 1=eF r 1=0. 68⨯1806. 06N =1228. 12N F S 2=eF r 2=0. 68⨯2282. 61N =1552. 17N
（4）判断放松、压紧端：
F S 2+F a =1552. 17+735. 31N =2287. 48N >F S 1=1282. 85N
轴有左窜的趋势，轴承1压紧，轴承2放松，则
F a 1=F S 2+F a =2287. 48N
F
a 2
=F S 2=1552. 17N
（5）计算当量动载荷P
F a 1
①对于轴承1：F r
=
2287. 481806. 06
=1. 27>e =0. 68，X 1=0. 41，Y 1=0. 87
1
P 1=X 1F r 1+Y 1F a 1=0. 41⨯1806. 06+0. 87⨯2287. 48N =2730. 59N F a 2
②对于轴承2：F r 因
P 1>P 2
=
1552. 172282. 61
=0. 68=e ，不考虑轴向力，X
2
=1，Y 2=0
2
P 2=X 2F r 2+Y 2F a 2=F r 2=2282. 61N
, 故按轴承1的当量动载荷计算轴承寿命，即取
。
P =P 1=2730. 59N
（6）轴承寿命校核计算：
L h =
10
6
60n
(
f t C r f p P
) =
3
10
6
60⨯338. 031. 5⨯2730. 59
(
1⨯55. 5⨯10
3
) =119381. 85h >7200h
3
所选轴承符合要求。
（三）减速器中低速轴的设计
1、设计数据与设计内容
有前面计算可知，高速轴所传递的功率P
=5. 02kw
，转速
n =76. 19r
min
，所传递的转矩T
=629. 23N ∙m
高速轴的分度圆直径
d =500. 67mm
螺旋角为15. 45 ，齿宽为108mm ，由《机械设计基础实例
=591. 21N
教程》P 115式（5.27）可算出小齿轮上的圆周力F t
F r =223. 25N
，径向力
，轴向力F a
=163. 40N
。
设计内容包括轴的结构设计、轴的强度校核计算。
2、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
考虑到减速器传动功率较大，主机有一定的平稳性要求，传动齿轮宜采用斜齿轮，这样传动轴将受到 一定的轴向力所以该处的轴承选用向心推力轴承，但从结构与安装简单的角度考虑，最终选用角接触球轴承，正安装。
为了减轻重量，将齿轮左侧的定位轴肩做成轴环，右边端轴承的左端采用定位轴肩，其轴肩高度查相关手册，为了使轴承的装配方便，该安装轴承的轴段右侧的轴段应比轴承的轴段直径要小，二者之间只需要非定位轴肩。联轴器的右端采用定位轴肩，两轴颈的直径应相同，两轴头应装有周向定位键，两键槽应开在轴的同一母线上。
（2）确定轴的最小直径
① 直径最小的轴段为安装联轴器的轴段，可按传递扭矩来进行估算按《机械设计基础实例教程》P 188式（7.1）计算，选取轴的材料为45号钢，调质处理。由《机械设计基础实例教程》P 188 表（7.2），该轴承受弯矩且有冲击载荷，取A 0于是得 d min
≥A 0P n
=115⨯5. 0276. 19
=115
。
，该轴外端
mm =46. 45mm
考虑要开键槽将轴增大7%，d min
=46. 45⨯1. 07mm =49. 70mm
安装的是联轴器，为补偿轴的偏移，选用弹性柱销联轴器。 由《机械设计基础实例教程》P 222式（7.18）计算，查《机械设计基础实例教程》P 222 表（7.13），取K A
5
=1. 5。
T ca =K A T =1. 5⨯6. 29⨯10N ∙mm =943. 85N ∙mm
② 确定联轴器的型号
T ca =943. 85N ∙mm ≤[T ]=1250N ∙mm
，故选用HL4弹性柱销联轴器Z
型。
③ 校核最大转速
n =76. 19r
min
≤n max =400r
min
（查《机械设计基础课程设计指导书
（第三版）》P 150）
即联轴器的直径为d
=50mm
，与轴的外径相等。
（3）从d 1处起逐一确定各段轴的直径
① 轴段②处为联轴器的定位轴肩，轴肩高度
h =0. 07d 1+(1~2) =0. 07⨯50+(1~2) =4. 85~5. 85d 2=60mm
，取
h =5
，则
。
② 轴段③处为与轴承配合的轴段，应按轴承内径的标准系列选
取，取d 3
=65mm
。无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，轴
=25
向力不大，结构选α的AB 型。由此，可选出轴承的型号7313AC 。
③ 查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 159轴承的宽度为33mm ，定位轴肩的直径为77mm ，所以，可选轴段④的轴径
d 4=77mm
。
=65mm
④ 轴段⑧也为轴径，取与轴段③相同的直径d 8
。
2mm
⑤ 轴段⑦与轴段⑧之间为非定位轴肩，轴肩高度可取1~现取d 7
=68mm
，
⑥ 轴段⑥与轴段⑦之间也为非定位轴肩，但轴段⑥为装齿轮的重要轴段，取d 6
=75mm
。
⑦ 轴段⑤为轴环，由齿轮的定位轴肩高度
h =0. 07d 6+(1~2) =0. 07⨯75+(1~2) =6. 25~7. 25d 5=80mm
，取
h =5
，则
。
（4）确定各轴段的长度
①轴段①的长度应与联轴器的轴孔长度一样，查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 151HL4（z ）型联轴器的轴孔最小长度为
l =84mm
，要预留按装空间，故轴段①的长度l 1
=90mm
。
②齿轮的宽度为108mm ，考虑到压紧空间为2mm ，故轴段⑥的长度l 6
=106mm
。
=1. 4h =1. 4⨯5mm =7mm （5=8mm
③轴环宽度l 5为齿轮的定位轴肩高度），
可取轴段⑤的长度l 5。
=(33+3) mm =36mm
④有轴承的宽度可取轴段③的长度l 3
3mm
，其中的
为考虑了2mm 的倒角尺寸及1mm 的将尺寸凑成偶数 。 ⑤同理，轴段⑧的长度l 8
=(33+3+2) mm =38mm
，其中套筒与轴承
的压紧空间取2mm 。
⑥轴段②的长度与轴承端盖的宽度尺寸19mm ，联轴器与轴承端盖之间的拆卸空间30mm 有关，故l 2倒角尺寸。
⑦轴段④的长度l =s +r -l 5⑧轴段⑦的长度l 7
=(50+5-8) mm =47mm
=(30+19-2) mm =47mm
，其中2mm 为
。
，其
=s +r +2mm -2mm =(50+5+2-2) mm =55mm
中2mm 为套筒与齿轮及套筒与轴承的压紧空间。
3、校核轴的强度
由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算： （1） 作轴的受力图，如图a 所示。 （2） 作轴的垂直面受力图，如图b 所示。 （3） 绘制垂直面弯矩图： ① 求垂直面的支反力：
F r L 2+
L F a d
2=
223. 25⨯124. 5+
163. 40⨯500. 67
2
=272. 62N
R F 1=
252
R V 2=R F 1-F r =(999. 49-223. 25) N =776. 24N
② 求垂直面弯矩：
M VB =0
M VC 1=R V 2L 2=2414. 19⨯126=304187. 94N ∙mm M VC 2=R V 2L 2+
F a d
2
=776. 24⨯126+
163. 40⨯500. 67
2
=138710. 98N ∙mm
③ 绘制弯矩图，如图c 所示
（4） 作轴的水平面受力简图，如图d 所示。 （5） 绘制水平面弯矩图： ① 求支反力：
R H 1=R H 2=
F t
2=591. 212
N =295. 61N
② 求水平面弯矩;
M M
HC HB
=R H 2L 2=295. 61⨯126N ∙mm =37246. 86N ∙mm =0
③ 绘制弯矩图，如图e 所示。
（6） 绘制合成弯矩： ①计算合成弯矩：
M M M
B
===
M VB +M
2
2
2
HB 2HC
=M VB =0==
304187. 94. 98
2
C 1
M VC 1+M M VC 2+M
2
+37246. 86N ∙mm =306459. 84N ∙mm +37246. 86N ∙mm =143624. 68N ∙mm
2
2
C 2
2HC
2
② 绘制弯矩图，如图f 所示。 （7） 绘制扭矩当量弯矩图，如图g 所示。
轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α当量弯矩： M T
5
≈0. 6，则扭矩
=α∙T =0. 6⨯6. 29⨯10N ∙mm =377400N ∙mm
（8） 绘制总当量弯矩图： ①计算总当量弯矩：
M M M
CB
===
M M M
2
B 2C 1
+M T =M T =377400N ∙mm +M T =+M T =
22
2
eC 1
306459. 84. 68
2
+377400+377400
2
N ∙mm =486156. 76N ∙mm N ∙mm =403805. 41N ∙mm
eC 2
2C 2
22
②绘制总当量弯矩图，如图h 所示。 （9）校核轴的强度：
轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得： [σ-1]=60MPa 。从总当量弯矩图可以看出，截面B 、C 为两个危险截面。 截面B 为轴承处，d B 65mm
σbB =
M
eB
W B
=
3774000. 1⨯65
3
MPa =13. 74MPa
截面C 为齿轮处，d C
σbC =
M
eC
=75mm
W C
=
403805. 410. 1⨯75
3
MPa =9. 57MPa
强度足够。
（四）减速器中低速轴上的滚动轴承校核计算
1、已知数据
查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 159 型号为7313AC 轴承的判断系数e =0. 68，当F a
F r
>e 时，X =0. 41
，Y
=0. 87
, F a
F r
≤e 时，
X =1、Y =0。基本额定动载荷C r =89. 8KN 时，轴承采用正安装，要求寿命为7200h 。
2、计算步骤、结果及说明：
（1）绘制轴承的计算简图，如图所示。
（2）计算各轴承所受总的径向力： 由轴的计算可知：
B 、D 处水平面的支反力： R
H 1
=R H 2=295. 6N =272. 62N
V 2
B 、D 处垂直面的支反力： R
F r 1=F r 2=
R V 1+R H 1=R
2
V 22
2
V 1
R
=776. 24N
272. 62776. 24
2
+295. 61N =402. 13N +295. 61N =830. 62N
2
2
+R
2H 2
=
2
（3）计算各轴承的内部派生力：
F S 1=eF r 1=0. 68⨯402. 13N =273. 45N F S 2=eF r 2=0. 68⨯830. 62N =564. 82N
（4）判断放松、压紧端
F S 2+F a =(564. 82+163. 40) N =728. 22N >F S 1=273. 45N
轴有左窜趋势，轴承1压紧，轴承2放松，则
F a 1=F S 2+F a =728. 22N
F
a 2
=F S 2564. 82N
（5）计算当量动载荷P ① 对轴承1：
F a 1F r 1
=728. 22402. 13
=1. 8>e =0. 68
，X 1=0. 41，Y
1=0. 87
P 1=X 1F r 1+Y 1F a 1=(0. 41⨯402. 13+0. 87⨯728. 22) N =798. 42N
=1，Y 2=0。
② 对于轴承2F a 2F r 2
=
564. 82830. 62
=0. 68=e
，不考虑轴向力，X 2
P 2=X 2F r 2+Y 2F a 2=F r 2=830. 62N
因P 1
, 故按轴承2的当量动载荷来计算轴承的寿命，即取
。
P =P 2=830. 62N
（6）轴承寿命校核计算
L h =
10
6
60n
(
f t C r f p P
) =
3
10
6
60⨯76. 19
(
1⨯89. 8⨯10
3
1. 5⨯830. 62
) h =78800078. 98h >7200h
3
所选轴承符合要求。
第五部分、键连接设计
（一）、大带轮与减速器高速轴的键连接设计计算
1、已知数据
带式输送机传动系统中大带轮与减速器高速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 1处已不大。轴段直径d 1
=1. 45⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至此，轴和键的材料均为45
=35mm
，轴长l 1
=48mm
号钢，带轮材料为铸铁。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴端与毂的连接，所以采用单头圆头平键。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =10⨯8mm 2，轴长l 1
=48mm
=35mm
，，
，取键的长度L I
=45mm
因此键的型号为：键C 12⨯8GB 1096（2）键的校核计算
-79
。
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l I
=L I -b
2
=(45-10
2
) mm =40mm
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯1. 45⨯1035⨯8⨯40
5
MPa =51. 79MPa
所以该连接满足强度要求。
（二）、高速齿轮与减速器高速轴的键连接设计
1、已知数据
带式输送机传动系统中高速齿轮与减速器高速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 1此处已不大。轴段直径d 6
=1. 45⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至
，轴和键的材料均
=55mm
，轴长l 6
=111mm
为45号钢，高速齿轮的材料也为45号钢。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴段与高速齿轮的连接，所以采用圆头平键A 型。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =16⨯10mm 2，轴长l 1
L II =100mm
=111mm
/T 1096
=55mm
，
，取键的长度
，因此键的型号为：键A 16⨯100GB 。
（2）键的校核计算
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连
接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l II
=L II -b
2
=(100-16
2
) mm =92mm
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯1. 45⨯1055⨯10⨯92
5
MPa =11. 46MPa
所以该连接满足强度要求。
（三）联轴器与减速器低速轴的键连接设计
1、已知数据
带式输送机传动系统中联轴器与减速器低速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 2不大。轴段直径d 1
=6. 29⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至此处已，轴和键的材料均为45号
=50mm
，轴长l 1
=90mm
钢，联轴器的材料为铸铁。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴端与联轴器的连接，所以采用单头圆头平键。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =16⨯10mm 2，轴长l 1
L III =80mm
=90mm
=50mm
，
，取键的长度。
，因此键的型号为：键C 16⨯80GB
/T 1096-79
（2）键的校核计算
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l III
=L III -b
2
=(80-16
2
) mm =82mm
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯6. 29⨯1055⨯10⨯82
5
MPa =55. 79MPa
所以该连接满足强度要求。
（四）低速齿轮与减速器低速轴的连接设计
1、已知数据
带式输送机传动系统中低速齿轮与减速器低速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 1此处已不大。轴段直径d 1
=6. 29⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至
，轴和键的材料均
=75mm
，轴长l 1
=106mm
为45号钢，齿轮的材料为45号钢。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴段与低速齿轮的连接，所以采用圆头平键A 型。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =22⨯14mm 2，轴长l 1
L IV =90mm
=75mm
，
=106mm
，取键的长度
，因此键的型号为：键A 22⨯90GB
/T 1096
。
（2）键的校核计算
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l IV
=L IV -b
2
=(90-22) mm =79mm
2
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯6. 29⨯1075⨯14⨯79
5
MPa =30. 33MPa
所以该连接满足强度要求。
第六部分、润滑的选择
1、轴承润滑的选择
一般情况下，滚动轴的使用润滑（查表7.2可知）可选择钢的润滑脂油牌号L-XACMGA2。因为润滑脂可以形成强度较高油膜，承受较大的载荷，缓冲和吸振能力好，黏附力强，可以防水，不需要经常更换和补充，一般多使用润滑脂，低速或带有冲击的机器使用润滑脂。
2、齿轮润滑油。
一般闭式齿轮传动的润滑方式，根据圆周速度V 而定的采用油池润滑。
第七部分、减速器附件的设计与计算
1加速器附件的选择
（1） 通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M 18⨯1. 5 （2） 油面指示器：
选用游标尺M 12 （3） 起吊装置：
采用箱盖吊耳，箱座吊耳。 （4） 放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M 18⨯1. 5。 （5） 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，轴承盖结构尺寸按其定位的轴承的外径决定。
第八部分、实训总结
课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。
再设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我和同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验。
第九部分、参考文献
1、资料编号：978-7-04-022131-2 主要责任主编：陈立德
书名：《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》 版本：第三版 出版地：北京
出版单位：高等教育出版社 出版年：2007
2、资料编号：978-7-81124-101-3 主要责任主编：封立耀、肖尧先 书名：《机械设计基础实例教程》 版本：第一版 出版地：北京
出版单位：北京航空航天大学出版社 出版年：2007
（一）设计任务书（附传动方案简图）
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的重要实践环节 。
一、机械设计的目的
1、通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
2、通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
3、提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD ）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
二、课程设计的内容和任务
课程设计一般选择机械传动装置或简单机械作为设计课题（比较成熟的题目是以齿轮减速器为主的机械传动装置），设计的主要内容一般包括以下几个方面：
1、拟订，分析传动装置的运动和动力参数；
2、进行传动件的设计计算、校核轴、轴承、联轴器、键等； 3、绘制减速器装配图； 4、绘制零件工作图； 5、编写设计计算说明书
课程设计要求在两周时间内完成以下任务：
1、绘制减速器装配图一张（用A1或A0图纸绘制）； 2、零件工作图1至2张（齿轮、轴、箱体等）； 3、设计计算说明书一份，约8000字左右； 4、答辩。
三、课程设计的步骤
1、设计准备工作
（1）熟悉任务说明书，明确设计的内容和要求； （2）熟悉设计指导书，有关资料、图纸等；
（3）观察录像、实物、模型，或进行减速器装拆实验等，了解减速器等结构特点与制造过程。 2、总体设计 （1）确定传动方案； （2）选择电动机；
（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比； （4）计算各轴的转速、功率和转矩。 3、传动件的设计计算
（1）计算齿轮传动（或蜗杆传动）、带传动、链传动的主要参数和几何尺寸；
（2）计算各传动件上的作用力。 4、装配图的草图的绘制 （1）确定减速器的结构方案
（2）绘制装配图草图，进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计； （3）绘制减速器箱体结构； （4）绘制减速器附件。
5、装配图的绘制
（1）画底线图，画剖面线； （2）选择配合，标注尺寸； （3）编写零件序号，列出明细栏； （4）加深线条，整理图画； （5）书写技术条件、减速器特性等。 6、零件工作图的绘制 （1）绘制齿轮类零件图； （2）绘制轴类零件图；
（3）绘制其他零件图（由指导教师定） 7、编写设计计算说明书
1、编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图；
2、说明书中最后一段内容应写出设计终结。一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所设计的收获和体会以及不足之处 8、答辩 （1）作答辩准备 （2）参加答辩
四、工作组
《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 202题号2
原始数据：
注：传动不逆转，载和平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为±5%
（二）传动装置的总体设计
1、方案简图：
1、v 带传动 2、电动机 3、减速器 4、联轴器 5、运输带 6滚筒
第一部分、电动机的选择
1、选择电动机类型
按照已知的工作要求和条件选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机。
2、确定电动机的功率
工作所需的电动机输出功率为
P d =
P w
η
P w
=
F v 1000
故 P d
=
F v 1000η
由电动机工作之间的总效率为
η=η1∙η2∙η3∙η4∙η5∙η6
2
式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为传动过程中带传动、齿轮传功的轴承、齿轮传动、联轴器、滚筒轴的轴承及滚筒的效率。
η1=0. 95
η2
=0. 99
η3
=0. 97
η4
=0. 99
η5
=0. 98
η6
=0. 96（查
《机械设计基础实例教程》P 53 表3.4得） 则 η所以P d
=0. 95⨯0. 99⨯0. 97⨯0. 99⨯0. 98⨯0. 96=0. 85
F v 1000η
2100⨯1. 6⨯1. 251000⨯0. 85
==kw ≈4. 94kw
3、确定电动机转速
滚筒轴的工作转速为：
N w =
60⨯1000V
πD
=
60⨯1000⨯1. 6r
≈76. 4r min min π⨯400
根据《机械设计基础实例教程》P 52 表3.3中推荐的合理传动比范围，取V 带传动比I v 的总传动比的范围为I 总
=2~4，单级圆柱齿轮传动比I =3~6，则合理=6~24
，故电动机转速的可选范围为
min
N d =I 总⨯N w =（6~24）⨯76. 4=458. 4~1833. 6r
符合这一范围的同步转速有750
r
min
、1000
r
min
、1500
r
min
（查
《机械设计基础实例教程》P 48 表3.2）综合分析电动机及传动装置的性能、尺寸、重量和价格以及带传动和减速器的传动比，选定电动机型号为Y 132M 2-6，所选定电动机的额定功率为P ed 速为N ed
=960r
min
=5. 5kw
，满载转
，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。
4、确定传动装置的总传动比及分配
（1）计算总传动比
i z =
N d
N w
=960
76. 4
r min
=12. 57r
min
（2）传动比分配
为了使传动系统外形尺寸大小、结构紧凑，采用较多的传动级数和每级传动较小的方式。从电动机至滚筒，安排了V 带传动、闭式齿轮一级传动，按（由《机械设计基础实例教程》P 52 表3.3推荐的值，取V 带传动的传动比为i v
i bc =
i z i v
=12. 572. 8
≈4. 5
=2. 8，则闭式齿轮传动比为
（3）计算传动装置的运动参数和动力 ①I 轴（电动机轴）
P I =5. 5kw T I =9550
n I
=960r
min
则
P I n i
=9550⨯
5. 5960
N ∙m =54. 71N ∙m
②II 轴（减速器高速轴）
P II =P I ∙η1=5. 5⨯0. 95kw =5. 225kw
n II =
n z
=960
=342. 86r
v
2. 8min
T II =9550
P II n II
=9550⨯
5. 225342. 86
N ∙m =145. 11N ∙m
③III 轴（减速器低速轴）
P III =P II ∙η2∙η3=5. 225⨯0. 99⨯0. 97kw =5. 02kw
n III =
n II
i bc
=342. 86
4. 5
r
min
=76. 19r
min
T III =9550
P II n III
=9550⨯
5. 0276. 19
N ∙m =629. 23N ∙m
第二部分、带传动设计与计算
1、确定设计功率P
C
P C =K A ∙P
查《机械设计基础实例教程》P 70 表4.9得K A =1. 2 故 P C =K A ∙P =1. 2⨯5. 5kw =6. 6kw
2、确定带及其型号
考虑到带传动时整个机构中的易损环节，其故障将影响整个机构，而且相对于整个机构而言，带传动的成本微不足道，所以选用承载能力更高的窄V 带。根据P C
=6. 6kw
及n =960
r
min
，查《机械设计基
础实例教程》P 71图4.15确定选用SPZ 型的窄带。
3、确定带轮直径d 、d
d 1
d 2
（1）确定小带轮的基准直径d
d 1
依据《机械设计基础实例教程》P 71图4.15的推荐，小带轮可选用的直径范围是1124.3选择d
d 1
~160mm
，参照《机械设计基础实例教程》P 60 表
=125mm
。
（2）验算带速V
V =
5m
πd d n
1
60⨯1000
s
=
π⨯125⨯960m 60⨯1000
s
s
=6. 28m
s
s
，带速合适。
（3）计算大带轮直径
一般计算中传动要求不高，可忽略滑动率ε，由《机械设计基础实例教程》P 65 式（4.11）可得d
d 2
=i v ∙d d 1=2. 8⨯125mm =350mm
根据带轮基准直径系列，由《机械设计基础实例教程》P 60 表4.3选取最接近计算值350mm 的标准值，取d
i i =355
=2. 84
d 2
=355mm
，实际传动比
，与要求相差不大，可用。
d
4、确定中心距a 及基准带长L
（1）初取中心距a 0
0. 7(d d 1+d d 2)
根据总体布局情
况，初选a 0
=900mm
（2）确定带的基准直径L d
L d 0=2a 0+
π
2
(d d 1+d d 2) +
(d d 2-d d 1)
4a 0
2
=2⨯900+
π
2
(125+355) +
(355-125) 4⨯900
2
mm =2568. 29mm
由于V 带是标准件，基长度是已由标准规定，不能任意值，须根据标准手册在计算值附近选最接近的标准值。故查《机械设计基础实例教程》P 60 表4.2，取L d
=2500mm
。
（3）计算实际中心距
根据几何关系估算出所需的实际中心距 故 a ≈a 0
+
L d -L d 0
2
=900+
2500-2568. 29
2
mm =866mm
5、验算包角α
1
根据几何关系计算：
α1=180-
d d 2-d d 1
a
⨯57. 3=(180
-
355-125866
⨯57. 3) mm =164. 78>120
包角合适。
6、确定V 带的根数Z
（1）确定基本额定功率P
根据d
d 1
=125mm
、n 1
=960r
min
，查《机械设计基础实例教程》P 66
表4.5得 P 0
=2. 36kw
（2）确定功率增量△P 0
由《机械设计基础实例教程》P 68 表4.7查得SPZ 型窄V 带的
K i =1. 1199K i =1. 1199
，由《机械设计基础实例教程》P 68 表4.8查得i =2. 8时，，当n 1
=960r
min
时，
-3
△P 0=K i n 1(1-K i
) =1. 42⨯10
⨯960⨯(1-. 1199
) kw =0. 146kw
（3）确定包角系数K a
α1=164. 78
，由《机械设计基础实例教程》P 68 式（4.17）可得
-α1
180
K a =1. 25(1-5
=1. 25(1-5-164. 79
180
) =0. 96
（4）确定带长系数
由《机械设计基础实例教程》P 68 表4.7查得SPZ 型窄V 带的计算系数C 1
=0. 2473
、C 2
=0. 1870
，当L d
=2500
时，由《机械设计基础
实例教程》P 68 式（4.18）可得
K L =C 1∙L d 2=0. 2473⨯2500
C
0. 1870
=1. 068
（5）确定V 带的根数Z
由《机械设计基础实例教程》P 68 式（4.20）可得
P C 6. 6
Z ≥==2. 57（P 0+∆P 0）K a K L (2. 36+0. 146) ⨯0. 96⨯1. 068
取Z=3
7、确定初拉力F
F 0=500
P C VZ
(
2. 5K a
-1) +qv
2
对SPZ 型窄V 带，由《机械设计基础实例教程》P 59 表4.1查得：q =0. 07则 F 0=[500⨯
6. 66. 28⨯3
⨯(
2. 50. 96
-1) +0. 07⨯6. 6]N =283. 78N
2
kg m
8、计算带轮轴所受的压力Q
Q =2ZF 0sin
α1
2
=2⨯3⨯283. 78⨯sin
164. 78
2
N =1637. 95N
第三部分、齿轮传动设计与计算
1、设计数据与设计内容
由前面可知，该齿轮传动的传动比i =速轴所需传递的功率为P
=5. 25kw
4. 49
, 中等冲击，减速器高
,V 带传动的传动比由2.8变为2.84，
r min
则减速器高速轴的实际转速也将改变，由342. 86
338. 03r
min
变成了
。
设计内容包括：选择各齿轮材料及热处理方法、精度等级，确定其主要参数及几何尺寸及结构等。
由于斜齿圆柱齿轮传动的平稳性和承载能力都优于直齿圆柱齿轮传动，在此传动类型选择斜齿圆柱齿轮传动，无特殊要求，选择软齿面。
2、闭式软齿面斜齿圆柱齿轮设计
（1）选择齿轮精度、材料及热处理方式
由《机械设计基础实例教程》P 121表5.15初选8级精度 。
由《机械设计基础实例教程》P 118表5.11得，考虑到价格、制造
217难易，小齿轮材料选用45钢，调质，硬度为，
~255HBS ~217HBS
B S ，取250H B S ，取200H
；。
大齿轮材料也选用45钢，正火处理，硬度为162
（2）计算许用应力
①由《机械设计基础实例教程》P 124 表5.18求强度极限σF lim 、σH lim
σσ
F lim
1
=140+0. 16HBS =348. 3+HBS
1
=(140+0. 16⨯250) MPa =180MPa
H lim
1
1
=(348. 3+250) MPa =598. 3MPa
=1. 25
σF lim =60+0. 5HBS
22
2
=(60+0. 5⨯200) MPa =160MPa
2
σH lim =203. 2+0. 985HBS
=(203. 2+0. 985⨯200) MPa =400. 2MPa
②由《机械设计基础实例教程》P 125 表5.19，取安全系数S H
S F =1. 6。
、
③由《机械设计基础实例教程》P 124式（5.49）可得：
[σ]=H 1
σ
H lim
1
S H
=598. 3
. 25
MPa =478. 64MPa
[σ
H 2
]=
σ
H lim
2
S H
=400. 2
. 25
MPa =320. 16MPa
[σ
]=F 1
σ
F lim
1
S F
=180
. 6
MPa =112. 5MPa
[σ
F 2
]=
σ
F lim
2
S F
=160
. 6
MPa =100MPa
3、该传动为闭式软齿面，按齿面接触疲劳强度设计
（1）确定载荷系数K ：
查《机械设计基础实例教程》P 124 表5.17，按中等冲击，取中间值K
=1. 4
.
（2）确定齿宽系数ϕa ：P
由《机械设计基础实例教程》P 126 表5.21，轻型传动，对称布置，
取ϕa
=0. 35
。
（3）计算小齿轮的转矩
T 1=9. 55⨯10
6
P n 1
=9. 55⨯10
6
5. 225338. 03
N ∙mm =1. 48⨯10N ∙mm
5
（4）确定齿数
选小齿轮的齿数Z 1
=27
，则大齿轮齿数Z 2
=i ∙Z 1=4. 5⨯27=122。
（5）由《机械设计基础实例教程》P 123表5.16中的式（5.40）初算中心距：
a ≥46(u +1) KT 1
ϕa u [σH ]
2
=4. 6⨯(4. 5+1) 3
1. 4⨯1. 48⨯10
5
2
0. 35⨯4. 5⨯320. 16
mm =274. 94mm
（6）计算法面模数初取螺旋角β
P 104
=15
，由《机械设计基础实例教程》
表5.4可知
m n =
2a cos βZ 1+Z 2
=
2⨯274. 94⨯cos 15
27+122
mm =3. 59mm
由《机械设计基础实例教程》P 97表5.2 取m n =4mm
（7）确定中心距
a =
m n (Z 1+Z 2) 2cos β
=
4⨯(27+122) 2⨯cos 15
mm =306. 47mm
取a
=307mm
（8）确定螺旋角：
β=arccos
m n (Z 1+Z 2)
2a
=arccos
4⨯(27+122)
2⨯307
=15. 45
（9）计算分度圆直径
d 1=
m n Z 1cos β
=4⨯2715. 45
mm =111. 26mm
d 2=i ∙d 1=4. 5⨯111. 26mm =500. 67mm
（10）计算齿宽b 1 、b 2
由《机械设计基础实例教程》P 125式（5.50）可得
b =ϕa a =0. 35⨯307mm =107. 45mm
取b 2=108mm ，b 1=113mm
4、校核齿根弯曲疲劳强度
（1）确定复合齿形系数
计算当量齿数，由《机械设计基础实例教程》P 105 式(5.12) 得
Z v 1=Z v 2=
Z 1cos βZ 2cos β
33
==
27cos 15. 45
122cos 15. 45
3
3
=30. 15
=136. 24
则由《机械设计基础实例教程》P 125式（5.51）可得
Y FS 1=Y FS 2=
Z V 1
0. 269Z V 1-0. 841
Z V 2
0. 269Z V 2-0. 841
=
30. 15
0. 269⨯30. 15-0. 841
136. 24
0. 269⨯136. 24-0. 841
=4. 15
=3. 81
=
（2）按《机械设计基础实例教程》P 123 中的式（5.39）校核齿根弯曲疲劳强度：
σσ
F 1
=
1. 6KT 1cos βbm n Z 1Y FS 2
FS 1
2
∙Y FS 1=
1. 6⨯1. 4⨯1. 48⨯cos 15. 45
108⨯4⨯27
2
⨯4. 15MPa =28. 42MPa
FS 1
]=112. 5MPa
F 2
=σ
Y FS 1
=28. 42⨯
3. 814. 15
MPa =26. 09MPa
F 2
]=100MPa
故是安全的。
5、计算齿轮的圆周速度
V =
π⨯d 1⨯n 1
60⨯1000
=
π⨯111. 26⨯338. 03m
60⨯1000
s
=1. 97m
s
对照《机械设计基础实例教程》P 121表5.15选取8级精度合适。
第四部分、轴的设计计算
（一）减速器中高速轴的设计
1、设计数据与设计内容
有前面计算可知，高速轴所传递的功率P
n =342. 86r
m i n
=5. 22kw
，转速
，所传递的转矩T
=145. 11N ∙m
高速轴的分度圆直径
d =111. 26mm
螺旋角为15. 45 ，齿宽为113mm ，由《机械设计基础实例
教程》（5.27）P 115式可算出小齿轮上的
圆
周
力，径力，轴。
F t =2260. 44N
向
F r =1004. 62N
向力F a
=735. 31N
设计内容包
括轴的结构设计、轴的强度校核计算。
2、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
考虑到减速器传动功率较大，主机有一定的平稳性要求，传动齿轮宜采用斜齿轮，这样传动轴将受到 一定的轴向力所以该处的轴承选用向心推力轴承，但从结构与安装简单的角度考虑，最终选用角接触球轴承，正安装。
传动零件的安装方向不同，轴的结构也不同。从左往右只安装轴承及轴承端盖比轴承、轴承端盖、
轴承挡圈依次从轴的右端向左安装
多出了一个套筒，且不如后者轻巧，所以采用的齿轮是从轴的左端装入。
为了减轻重量，将齿轮右侧的定位轴肩做成轴环，右边端轴承的左端采用定位轴肩，其轴肩高度查相关手册，为了使轴承的装配方便，该安装轴承的轴段右侧的轴段应比轴承的轴段直径要小，二者之间只需要非定位轴肩。大带轮的左端采用定位轴肩，在其右侧加上轴端挡圈，拧上螺钉。两轴颈的直径应相同，两轴头应装有周向定位键，两键槽应开在轴的同一母线上。
（2）确定轴的最小直径
直径最小的轴段为装大带轮的轴段，可按传递扭矩来进行估算。按《机械设计基础实例教程》P 188式（7.1）计算，选取轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计基础实例教程》P 188表（7.2），该轴承受弯矩且有冲击载荷，取A 0
d min ≥A 03
P n =126
3
=126
。于是得：
=1. 07⨯31. 39min =33. 59mm
5. 225338. 03
mm =31. 39mm
考虑装有单键，应把轴径加大7%，所以d min 圆整为d 1
=35mm
，
。
（3）从d mi n 处起逐一确定各轴段的直径
① 轴段②处大带轮的定位轴肩，轴肩高度
h =0. 07d +(1~2) =0. 07⨯35+(1~2) =3. 46~4. 46
取
h =5mm
，则
d 2=45mm
② 轴段③处为轴承配合的轴段，应按轴承内径的标准系列选取，取d 3
=50mm
。无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，轴向力
=25
不大，结构选α的AC 型。由此可选出轴承的型号为7310AC 。（查
《机械设计基础实例教程》P 193表7.4，由于高速轴转速较高，同时承受径向和轴向载荷，故选取角接触球轴承，查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 156~159）
③ 查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 156~159，轴承的宽度为27mm ，定位轴肩的直径为60mm ，故可选轴段④的轴径
d 4=54
。
=50mm
④ 轴段⑧也为轴径，取与轴段③相同的直径d 8。
2mm
⑤ 轴段⑦与轴段⑧之间为非定位轴肩，轴肩高度可取1~现取d 7
=53mm
，
。
⑥ 轴段⑥与轴段⑦之间也为非定位轴肩，但轴段⑥为装齿轮的重要轴段，取d 6
=55mm
。
⑦ 轴段⑤为轴环，由齿轮的定位轴肩高度
h =0. 07d 6+(1~2) =0. 07⨯55+(1~2) =4. 85~5. 85d 5=65mm
取
h =5mm
，则
4、确定各轴段的长度
（1）考虑压紧空间，轴段①的长度应比大带轮轮毂长度小2~现大带轮轮毂长度为50mm ，则轴段①的长度l 1
=48mm
4mm
，
。
（2）齿轮的宽度为113mm ，考虑到压紧空间为2mm ，取轴段⑥的长度
l 6=111mm
。
=1. 4h =1. 4⨯5mm =7mm
=8mm
（3）轴环宽度l 5
（5为齿轮的定位轴肩高度），
可取轴段⑤的长度l 5
。
=(27+3) mm =30mm
（4）有轴承的宽度可取轴段③的长度l 3
，其中3mm
为考虑了2mm 的倒角尺寸及1mm 的将尺寸凑成偶数。 （5）同理，轴段⑧的长度l 8的压紧空间取2mm 。
（6）轴段②的长度与轴承端盖尺寸19mm ，大带轮与轴承端盖之间拆卸空间30mm 有关，l 2（7）轴段④的长度l 4（8）轴段⑦的长度l 7
2mm
=(27+3+2) mm =32mm
，其中套筒与轴承
=(30+19-2) mm =47mm
，其中，2mm 为倒角尺寸。
。
，其中
=s +r -l 5=(50+5-8) mm 47mm
=s +r +2mm -2mm =(50+5+2-2) mm =55mm
为套筒与齿轮及套筒与轴承的压机空间。
3、校核轴的强度
由于该州为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。 （1）作轴的受力简图，如图a 图所示。 （2）作轴的垂直面受力简图，如图b 所示。
（3）绘制垂直面弯矩图。 ① 求垂直面的支反力
R F 1=
QL I +F r L II +
L
F a d
2=
1637. 95⨯86+1004. 62⨯125. 5+
252
735. 31⨯111. 26
2
=1221. 62N
R F 2=Q +R V 1-F r =(1637. 95+1221. 62-1004. 62) N =1854. 95N
② 求垂直面弯矩
M VB =QL I =1637. 95⨯86N ∙mm =140863. 7N ∙mm
M VC 1=Q (L I +L II ) -R V 2L II =1637. 95⨯（86+125. 5）-1854. 95⨯125. 5N ∙mm =113630. 2N ∙mm M VC 2=M VC 1+
F a d
2
=113630. 2+
735. 31⨯111. 26
2
N ∙mm =154535. 50N ∙mm
③ 绘制弯矩图，如图C 所示
（4）作轴的水平面受力简图，如图d 所示 （5）绘制水平弯矩图 ① 求支反力：
R H 1=R H 2=
F t
2=
2660. 44
2
N =1330. 22N
② 求水平面弯矩：
M M
HC HB
=R H 2L 2=1330. 22⨯125. 5N ∙mm =166942. 61N ∙mm =0
③ 绘制弯矩图，如图e 所示 （6）绘制合成弯矩图 ① 计算合成弯矩
M M M
B
===
M VB +M
2
2
2HB 2HC
=M VB =140863. 7N ∙mm ==
. 2+166942. 61N ∙mm =201944. 69N ∙mm . 50
22
2
C 1
M VC 1+M M VC 2+M
2
C 2
2HC
+166942. 61N ∙mm =227488. 58N ∙mm
2
② 绘制弯矩图，如图f 所示 （7）绘制扭矩当量弯矩图，如图g 所示
轴单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α当量弯矩：M T
=α∙T =0. 6⨯1. 48⨯10N ∙mm =88800N ∙mm
5
≈0. 6，则扭矩
（8）绘制总当量弯矩图 ① 计算总当量弯矩：
M M M
CB
===
M M M
2B 2C 1
+M T =+M T =+M T =
22
2
. 61+[1**********]. 69227488. 58
2
22
N ∙mm =189090. 65N ∙mm
2
eC 1
+88800+88800
N ∙mm =220606. 21N ∙mm N ∙mm =244205. 84N ∙mm
eC 2
2C 2
22
② 绘制总当量弯矩图，如图h 所示 （9）校核轴的强度
轴的材料为45钢，调质处理，由设计手册查得：[σ-1]=60MPa 。 从总当量弯矩图可以看出，截面B 、C 为两个危险截面。 截面B 为轴承处，d B
σbB =
M
eB
=50mm
。
W B
=
189090. 650. 1⨯50
3
MPa =15. 13MPa
截面C 为齿轮处，d C
σbC =
M
eC 2
=55mm
。
W C
=
244205. 840. 1⨯55
3
MPa =14. 68MPa
强度足够。
（二）减速器中高速轴上的滚动轴承校核计算
1、已知数据
查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 159 7310AC轴承的判断系数e =0. 68，当F a
Y =0
F r
X =0. 41>e 时，Y 、
=0. 87
F a
，
F r
≤e 时，X =1、
。基本额定动载荷C r
=55. 5KN
时，轴承采用正安装，要求寿命为
7200h 。
2计算步骤、结果及说明。
（1）绘制轴承的计算简图，如图所示。 （2）计算各轴所受总的径向力。 由轴的计算可知： B 、D 处水平面的支反力：
R H 1=R H 2=1330. 22N
B 、D 处垂直面的支反力：
R V 1=1221. 62N
R
V 2
=
1854. 95N
F r 1=F r 2=
R V 1+R H 1=R
2V 2
22
. 62. 95
2
+1330. 22+1330. 22
2
=1806. 06N =2282. 61N
+R
2H 2
=
22
（3）计算各轴承的内部派生力：
F S 1=eF r 1=0. 68⨯1806. 06N =1228. 12N F S 2=eF r 2=0. 68⨯2282. 61N =1552. 17N
（4）判断放松、压紧端：
F S 2+F a =1552. 17+735. 31N =2287. 48N >F S 1=1282. 85N
轴有左窜的趋势，轴承1压紧，轴承2放松，则
F a 1=F S 2+F a =2287. 48N
F
a 2
=F S 2=1552. 17N
（5）计算当量动载荷P
F a 1
①对于轴承1：F r
=
2287. 481806. 06
=1. 27>e =0. 68，X 1=0. 41，Y 1=0. 87
1
P 1=X 1F r 1+Y 1F a 1=0. 41⨯1806. 06+0. 87⨯2287. 48N =2730. 59N F a 2
②对于轴承2：F r 因
P 1>P 2
=
1552. 172282. 61
=0. 68=e ，不考虑轴向力，X
2
=1，Y 2=0
2
P 2=X 2F r 2+Y 2F a 2=F r 2=2282. 61N
, 故按轴承1的当量动载荷计算轴承寿命，即取
。
P =P 1=2730. 59N
（6）轴承寿命校核计算：
L h =
10
6
60n
(
f t C r f p P
) =
3
10
6
60⨯338. 031. 5⨯2730. 59
(
1⨯55. 5⨯10
3
) =119381. 85h >7200h
3
所选轴承符合要求。
（三）减速器中低速轴的设计
1、设计数据与设计内容
有前面计算可知，高速轴所传递的功率P
=5. 02kw
，转速
n =76. 19r
min
，所传递的转矩T
=629. 23N ∙m
高速轴的分度圆直径
d =500. 67mm
螺旋角为15. 45 ，齿宽为108mm ，由《机械设计基础实例
=591. 21N
教程》P 115式（5.27）可算出小齿轮上的圆周力F t
F r =223. 25N
，径向力
，轴向力F a
=163. 40N
。
设计内容包括轴的结构设计、轴的强度校核计算。
2、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
考虑到减速器传动功率较大，主机有一定的平稳性要求，传动齿轮宜采用斜齿轮，这样传动轴将受到 一定的轴向力所以该处的轴承选用向心推力轴承，但从结构与安装简单的角度考虑，最终选用角接触球轴承，正安装。
为了减轻重量，将齿轮左侧的定位轴肩做成轴环，右边端轴承的左端采用定位轴肩，其轴肩高度查相关手册，为了使轴承的装配方便，该安装轴承的轴段右侧的轴段应比轴承的轴段直径要小，二者之间只需要非定位轴肩。联轴器的右端采用定位轴肩，两轴颈的直径应相同，两轴头应装有周向定位键，两键槽应开在轴的同一母线上。
（2）确定轴的最小直径
① 直径最小的轴段为安装联轴器的轴段，可按传递扭矩来进行估算按《机械设计基础实例教程》P 188式（7.1）计算，选取轴的材料为45号钢，调质处理。由《机械设计基础实例教程》P 188 表（7.2），该轴承受弯矩且有冲击载荷，取A 0于是得 d min
≥A 0P n
=115⨯5. 0276. 19
=115
。
，该轴外端
mm =46. 45mm
考虑要开键槽将轴增大7%，d min
=46. 45⨯1. 07mm =49. 70mm
安装的是联轴器，为补偿轴的偏移，选用弹性柱销联轴器。 由《机械设计基础实例教程》P 222式（7.18）计算，查《机械设计基础实例教程》P 222 表（7.13），取K A
5
=1. 5。
T ca =K A T =1. 5⨯6. 29⨯10N ∙mm =943. 85N ∙mm
② 确定联轴器的型号
T ca =943. 85N ∙mm ≤[T ]=1250N ∙mm
，故选用HL4弹性柱销联轴器Z
型。
③ 校核最大转速
n =76. 19r
min
≤n max =400r
min
（查《机械设计基础课程设计指导书
（第三版）》P 150）
即联轴器的直径为d
=50mm
，与轴的外径相等。
（3）从d 1处起逐一确定各段轴的直径
① 轴段②处为联轴器的定位轴肩，轴肩高度
h =0. 07d 1+(1~2) =0. 07⨯50+(1~2) =4. 85~5. 85d 2=60mm
，取
h =5
，则
。
② 轴段③处为与轴承配合的轴段，应按轴承内径的标准系列选
取，取d 3
=65mm
。无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，轴
=25
向力不大，结构选α的AB 型。由此，可选出轴承的型号7313AC 。
③ 查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 159轴承的宽度为33mm ，定位轴肩的直径为77mm ，所以，可选轴段④的轴径
d 4=77mm
。
=65mm
④ 轴段⑧也为轴径，取与轴段③相同的直径d 8
。
2mm
⑤ 轴段⑦与轴段⑧之间为非定位轴肩，轴肩高度可取1~现取d 7
=68mm
，
⑥ 轴段⑥与轴段⑦之间也为非定位轴肩，但轴段⑥为装齿轮的重要轴段，取d 6
=75mm
。
⑦ 轴段⑤为轴环，由齿轮的定位轴肩高度
h =0. 07d 6+(1~2) =0. 07⨯75+(1~2) =6. 25~7. 25d 5=80mm
，取
h =5
，则
。
（4）确定各轴段的长度
①轴段①的长度应与联轴器的轴孔长度一样，查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 151HL4（z ）型联轴器的轴孔最小长度为
l =84mm
，要预留按装空间，故轴段①的长度l 1
=90mm
。
②齿轮的宽度为108mm ，考虑到压紧空间为2mm ，故轴段⑥的长度l 6
=106mm
。
=1. 4h =1. 4⨯5mm =7mm （5=8mm
③轴环宽度l 5为齿轮的定位轴肩高度），
可取轴段⑤的长度l 5。
=(33+3) mm =36mm
④有轴承的宽度可取轴段③的长度l 3
3mm
，其中的
为考虑了2mm 的倒角尺寸及1mm 的将尺寸凑成偶数 。 ⑤同理，轴段⑧的长度l 8
=(33+3+2) mm =38mm
，其中套筒与轴承
的压紧空间取2mm 。
⑥轴段②的长度与轴承端盖的宽度尺寸19mm ，联轴器与轴承端盖之间的拆卸空间30mm 有关，故l 2倒角尺寸。
⑦轴段④的长度l =s +r -l 5⑧轴段⑦的长度l 7
=(50+5-8) mm =47mm
=(30+19-2) mm =47mm
，其中2mm 为
。
，其
=s +r +2mm -2mm =(50+5+2-2) mm =55mm
中2mm 为套筒与齿轮及套筒与轴承的压紧空间。
3、校核轴的强度
由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算： （1） 作轴的受力图，如图a 所示。 （2） 作轴的垂直面受力图，如图b 所示。 （3） 绘制垂直面弯矩图： ① 求垂直面的支反力：
F r L 2+
L F a d
2=
223. 25⨯124. 5+
163. 40⨯500. 67
2
=272. 62N
R F 1=
252
R V 2=R F 1-F r =(999. 49-223. 25) N =776. 24N
② 求垂直面弯矩：
M VB =0
M VC 1=R V 2L 2=2414. 19⨯126=304187. 94N ∙mm M VC 2=R V 2L 2+
F a d
2
=776. 24⨯126+
163. 40⨯500. 67
2
=138710. 98N ∙mm
③ 绘制弯矩图，如图c 所示
（4） 作轴的水平面受力简图，如图d 所示。 （5） 绘制水平面弯矩图： ① 求支反力：
R H 1=R H 2=
F t
2=591. 212
N =295. 61N
② 求水平面弯矩;
M M
HC HB
=R H 2L 2=295. 61⨯126N ∙mm =37246. 86N ∙mm =0
③ 绘制弯矩图，如图e 所示。
（6） 绘制合成弯矩： ①计算合成弯矩：
M M M
B
===
M VB +M
2
2
2
HB 2HC
=M VB =0==
304187. 94. 98
2
C 1
M VC 1+M M VC 2+M
2
+37246. 86N ∙mm =306459. 84N ∙mm +37246. 86N ∙mm =143624. 68N ∙mm
2
2
C 2
2HC
2
② 绘制弯矩图，如图f 所示。 （7） 绘制扭矩当量弯矩图，如图g 所示。
轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α当量弯矩： M T
5
≈0. 6，则扭矩
=α∙T =0. 6⨯6. 29⨯10N ∙mm =377400N ∙mm
（8） 绘制总当量弯矩图： ①计算总当量弯矩：
M M M
CB
===
M M M
2
B 2C 1
+M T =M T =377400N ∙mm +M T =+M T =
22
2
eC 1
306459. 84. 68
2
+377400+377400
2
N ∙mm =486156. 76N ∙mm N ∙mm =403805. 41N ∙mm
eC 2
2C 2
22
②绘制总当量弯矩图，如图h 所示。 （9）校核轴的强度：
轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得： [σ-1]=60MPa 。从总当量弯矩图可以看出，截面B 、C 为两个危险截面。 截面B 为轴承处，d B 65mm
σbB =
M
eB
W B
=
3774000. 1⨯65
3
MPa =13. 74MPa
截面C 为齿轮处，d C
σbC =
M
eC
=75mm
W C
=
403805. 410. 1⨯75
3
MPa =9. 57MPa
强度足够。
（四）减速器中低速轴上的滚动轴承校核计算
1、已知数据
查《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》P 159 型号为7313AC 轴承的判断系数e =0. 68，当F a
F r
>e 时，X =0. 41
，Y
=0. 87
, F a
F r
≤e 时，
X =1、Y =0。基本额定动载荷C r =89. 8KN 时，轴承采用正安装，要求寿命为7200h 。
2、计算步骤、结果及说明：
（1）绘制轴承的计算简图，如图所示。
（2）计算各轴承所受总的径向力： 由轴的计算可知：
B 、D 处水平面的支反力： R
H 1
=R H 2=295. 6N =272. 62N
V 2
B 、D 处垂直面的支反力： R
F r 1=F r 2=
R V 1+R H 1=R
2
V 22
2
V 1
R
=776. 24N
272. 62776. 24
2
+295. 61N =402. 13N +295. 61N =830. 62N
2
2
+R
2H 2
=
2
（3）计算各轴承的内部派生力：
F S 1=eF r 1=0. 68⨯402. 13N =273. 45N F S 2=eF r 2=0. 68⨯830. 62N =564. 82N
（4）判断放松、压紧端
F S 2+F a =(564. 82+163. 40) N =728. 22N >F S 1=273. 45N
轴有左窜趋势，轴承1压紧，轴承2放松，则
F a 1=F S 2+F a =728. 22N
F
a 2
=F S 2564. 82N
（5）计算当量动载荷P ① 对轴承1：
F a 1F r 1
=728. 22402. 13
=1. 8>e =0. 68
，X 1=0. 41，Y
1=0. 87
P 1=X 1F r 1+Y 1F a 1=(0. 41⨯402. 13+0. 87⨯728. 22) N =798. 42N
=1，Y 2=0。
② 对于轴承2F a 2F r 2
=
564. 82830. 62
=0. 68=e
，不考虑轴向力，X 2
P 2=X 2F r 2+Y 2F a 2=F r 2=830. 62N
因P 1
, 故按轴承2的当量动载荷来计算轴承的寿命，即取
。
P =P 2=830. 62N
（6）轴承寿命校核计算
L h =
10
6
60n
(
f t C r f p P
) =
3
10
6
60⨯76. 19
(
1⨯89. 8⨯10
3
1. 5⨯830. 62
) h =78800078. 98h >7200h
3
所选轴承符合要求。
第五部分、键连接设计
（一）、大带轮与减速器高速轴的键连接设计计算
1、已知数据
带式输送机传动系统中大带轮与减速器高速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 1处已不大。轴段直径d 1
=1. 45⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至此，轴和键的材料均为45
=35mm
，轴长l 1
=48mm
号钢，带轮材料为铸铁。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴端与毂的连接，所以采用单头圆头平键。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =10⨯8mm 2，轴长l 1
=48mm
=35mm
，，
，取键的长度L I
=45mm
因此键的型号为：键C 12⨯8GB 1096（2）键的校核计算
-79
。
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l I
=L I -b
2
=(45-10
2
) mm =40mm
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯1. 45⨯1035⨯8⨯40
5
MPa =51. 79MPa
所以该连接满足强度要求。
（二）、高速齿轮与减速器高速轴的键连接设计
1、已知数据
带式输送机传动系统中高速齿轮与减速器高速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 1此处已不大。轴段直径d 6
=1. 45⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至
，轴和键的材料均
=55mm
，轴长l 6
=111mm
为45号钢，高速齿轮的材料也为45号钢。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴段与高速齿轮的连接，所以采用圆头平键A 型。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =16⨯10mm 2，轴长l 1
L II =100mm
=111mm
/T 1096
=55mm
，
，取键的长度
，因此键的型号为：键A 16⨯100GB 。
（2）键的校核计算
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连
接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l II
=L II -b
2
=(100-16
2
) mm =92mm
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯1. 45⨯1055⨯10⨯92
5
MPa =11. 46MPa
所以该连接满足强度要求。
（三）联轴器与减速器低速轴的键连接设计
1、已知数据
带式输送机传动系统中联轴器与减速器低速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 2不大。轴段直径d 1
=6. 29⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至此处已，轴和键的材料均为45号
=50mm
，轴长l 1
=90mm
钢，联轴器的材料为铸铁。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴端与联轴器的连接，所以采用单头圆头平键。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =16⨯10mm 2，轴长l 1
L III =80mm
=90mm
=50mm
，
，取键的长度。
，因此键的型号为：键C 16⨯80GB
/T 1096-79
（2）键的校核计算
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l III
=L III -b
2
=(80-16
2
) mm =82mm
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯6. 29⨯1055⨯10⨯82
5
MPa =55. 79MPa
所以该连接满足强度要求。
（四）低速齿轮与减速器低速轴的连接设计
1、已知数据
带式输送机传动系统中低速齿轮与减速器低速轴的连接采用的是键连接，该轴所受的转矩T 1此处已不大。轴段直径d 1
=6. 29⨯10N ∙mm
5
，有冲击载荷，但传至
，轴和键的材料均
=75mm
，轴长l 1
=106mm
为45号钢，齿轮的材料为45号钢。
2、计算步骤及结果
（1）键的类型与尺寸选择
①因为该键用于轴段与低速齿轮的连接，所以采用圆头平键A 型。 ②尺寸选择
由《机械设计基础实例教程》P 177 表6.8。轴段直径d 1
选取键的截面为b ⨯h =22⨯14mm 2，轴长l 1
L IV =90mm
=75mm
，
=106mm
，取键的长度
，因此键的型号为：键A 22⨯90GB
/T 1096
。
（2）键的校核计算
查《机械设计基础实例教程》P 177 表6.9，按材料钢的最弱键连接的许用挤压应力[σP ]=60MPa 。 键的工作长度l IV
=L IV -b
2
=(90-22) mm =79mm
2
。
则由《机械设计基础实例教程》P 177式（6.20）可得：
σP =
4T dhL
=
4⨯6. 29⨯1075⨯14⨯79
5
MPa =30. 33MPa
所以该连接满足强度要求。
第六部分、润滑的选择
1、轴承润滑的选择
一般情况下，滚动轴的使用润滑（查表7.2可知）可选择钢的润滑脂油牌号L-XACMGA2。因为润滑脂可以形成强度较高油膜，承受较大的载荷，缓冲和吸振能力好，黏附力强，可以防水，不需要经常更换和补充，一般多使用润滑脂，低速或带有冲击的机器使用润滑脂。
2、齿轮润滑油。
一般闭式齿轮传动的润滑方式，根据圆周速度V 而定的采用油池润滑。
第七部分、减速器附件的设计与计算
1加速器附件的选择
（1） 通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M 18⨯1. 5 （2） 油面指示器：
选用游标尺M 12 （3） 起吊装置：
采用箱盖吊耳，箱座吊耳。 （4） 放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M 18⨯1. 5。 （5） 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，轴承盖结构尺寸按其定位的轴承的外径决定。
第八部分、实训总结
课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。
再设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我和同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验。
第九部分、参考文献
1、资料编号：978-7-04-022131-2 主要责任主编：陈立德
书名：《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》 版本：第三版 出版地：北京
出版单位：高等教育出版社 出版年：2007
2、资料编号：978-7-81124-101-3 主要责任主编：封立耀、肖尧先 书名：《机械设计基础实例教程》 版本：第一版 出版地：北京
出版单位：北京航空航天大学出版社 出版年：2007