目录一、前言 (2)二、课程设计任务书说明书 (3)三、电动机的选择 (4)四、传动零件设计计算 (6)一、带的确定 (6)二、齿轮的设计 (8)三、轴的结构设计及计算 (13)五、箱体的结构及其附件设计 (20)六、密封件，润滑剂及润滑方式的选择 (23)七、心得体会 (23)八、参考文献 (24)一、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。

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。

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。

二、课程设计任务书（一） 设计题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器，动力由电动机经减速器传至输送带。

每天两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境工作期限十年，两班制。

原始数据：三、电动机的选择1．作机所需功率Pwn w =60×1000v/πd=60×1000×0.８5/300π≈４７ r/min P w =Fv/1000=4000×0.65/1000=２．９７５kw 2)电动机的输出功率 Pd 由《课程设计》查表9.1得：ηV 带=0.96 η轴承(滚动)=0.99 η齿轮=0.97 η联轴器=0.99 η轴承(滑动)=0.971-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带214563η=ηV带·η3轴承·η轴承(滑动)·η2齿轮·η联轴器·η平带=0.96×0.993×0.97×0.972×0.99×0.98≈0.833P d= P w/η= 2.6/0.833≈3.1212 kw3)电动机的选择查表14.1可选择的电动机为2.计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比i= n m/ n w=1440/41.40≈34.782) 分配各级传动比取i v=2.5 、i1=1.4i2i=i v×i1×i2=2.5×1.4i22=34.78i2≈3.1523 则i1≈4.41333.计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速n m=n ed=1440r/minn1=n m/i=1440/2.5=576 r/minn2=n1/i1=576/4.4133≈130.515 r/min，n3=n2/i2=130.515/3.1523≈41.40 r/min2)各轴输入功率P ed=3.1212kwp1=p ed·ηv带=3.1212×0.96=2.996kwp2=p1·η轴承(滚动)·η齿轮=2.996×0.99×0.97=2.877kwp3=p2·η轴承（滚动）·η齿轮=2.877×0.99×0.97=2.763kw 3)各轴转矩T1=9550 P1 / n1 =49.673N·mT2= 9550p2 / n2 =210.515 N·mT3= 9550p3 / n3 =637.36N·m总结以上列表说明：四、传动零件设计计算（一）带的确定；电动机转速n1=1440r/m,电动机输入功率P d=3.1212kw查《机械设计》表8-7得K A=1.21．算功率P CaP Ca= K A·P d=1.2×3.1212=3.745 kw2．型号：普通V带P Ca=3.745 kw，n1=1440 r/min 查机械设计课本表8-11知：按A型带计算3．大小带轮基准直径d d2，d d1由表8-11：d1应不小于75mm，现取d d1=90mm，由式8-11，得：d d2= i v·d d1（1-ε）=2.5×90=225由表8-8得d d2=224mm4．验算带速VV=πd d1 n m/（60×1000）=6.7824m/s 带速在5-25 m/s内，合适；5．求V带基本长度L d和中心距a；0.7(d d1+ d d2) ≤a0≤2(d d1+ d d2)219.8≤a0≤628初步选取中心距:a0=400mm由式13-2得带长：L d=2 a0+π(d d1+ d d2)/2+(d d1-d d2)2/（4a0）=2×400+π×（90+224）/2+（224-90）2/（4×400）=1294.15mm查表8-2，取L d=1250mm计算实际中心距及变动范围:a≈a0+（L d-L o）/2=400+（1250-1294.15）/2≈377.925≈380mma min=a-0.015 L d=361.25；a max=a+0.03 L d=437.5中心距的变动范围为：361.25-437.5mm6．验算小带轮包角α1由式（18-7）得：α1=1800-（d d2- d d1）×57.5 ︒/a=180 ︒-（224-90）×57.5 ︒/380≈159.7︒>90 ︒ 合适； 7．求V 带根数z ：z=P ca /（（P 0+△P 0）K a K L ）n 1=1440 r/min, d d1=90mm,表8-4a 得P 0=1.07KW 传动比：i=224/90=2.489查表13-5得△P 0=0.17KW由α1=159.7 ︒查表8-5得K α=0.93(插值法)， K L =0.93 Z=3.745/[(1.07+0.17)×0.93×0.93]=3.4184取Z=4根8．求作用在带轮轴上的压力F 0查表8-3，q=0.10kg/m ，单根V 带的初拉力最小值：(F 0)min =500×（2.5- K α）P ca / (K α·z ·v)+q ×v 2=500×（2.5-0.93）×3.745/（0.93×4×6.7824）+0.10×（6.7824）2 =121.11N作用在轴上的拉力(对于新安装的V 带。

初拉力应为1.5(F 0)min ) (F p )min =2×z ×1.5(F 0)min ×sin12α=2×4×1.5×121.11×sin （159.7︒/2）=1430.58N（二）第一对齿轮（高速级）选择材料及确定许用应力，采用软齿面的组合；高速级传动比i1=4.4133，高速轴转速n1=576r/min,传动功率P1=2.996kw 小齿轮用45cr钢调质，齿面硬度为241-286 HBS，бHlin1=550MPa,бFE1=410MPa大齿轮用45钢调质，齿面硬度217-255HBS, бHlin2=500MPa,бFE2=380MPa 1．按接触疲劳强度设计计算：齿轮精度为7级（课程设计16.1），取载荷系数K A=1.0K=1.8，齿宽系数φd=1（表11-6）2．小齿轮上的转矩：T1=9.55×106P1/ n1=9.55×106×2.996/576=4.967326×104N·mm 3．计算应力循环次数：U= i1=2.8116,由式10-13得：N1=60n1jL h=60×576×1×(2×8×350×10)=1.93536×109N2=N1/ i1=4.3852899×1084．由图10-19得接触疲劳寿命系数：K HN1=0.9 K HN2=0.94（取失效概率为1%，安全系数为S=1）[]1Hσ= K HN1бHlin1/S=495MPa[]2Hσ= K HN2бHlin2/S=366.6MPa5．取:Z E=189.8,Z H=2.5=64.24mm模数：m nt= 64.24/24=2.677齿宽：b=фb·d1=1×64.24=64.24mm6、计算根据v=1.9365m/s精度等级7根据图10—8查得动载系数K V=1.1 直齿齿轮K Ha=K Fa=1，根据10-2使用系数K A=1由插值法根据7级精度小齿轮相对非对称布置时，K Hβ=1.422计算齿宽齿高比：m t=d/z=64.24/24=2.677齿高h=2.25m=6.02325b/h=10.665此时可查图10-13得K Fβ=1.34载荷系数K=K A K V K HβK Fβ=1.474按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=66.98696实际模数m f>=2.791就近取3取最终齿数z1=d/m f=22.328取在z1=22则z2=22×4.4133=97.09取z2=97分度圆直径d1= z1×m=66mm d2= z2×m=291mm齿顶圆直径d a2=72mm da2=297mm 齿根圆直径d f1=62.25mm d f2=287.25mm中心距a=178.5 mm（三）第二对齿轮（低速级）1.选择材料及确定许用应力，采用软齿面的组合；低速级传动比：i2=3.1523,中间轴转速130.515r/min,传动效率P2=2.877kw小齿轮用45cr钢调质，齿面硬度为241-286HBS，бHlin1=550MPa, бFE1=410MPa 大齿轮用45钢调质，齿面硬度为217-255HBS, бHlin2=500MPa, бFE2=380MPa 2.按接触疲劳强度设计计算1）齿轮精度为7级，取载荷系数K=1.3，齿宽系数φd=1（表11-6）2）小齿轮上的转矩：T1=9.55×106P1/ n1=9.55×106×2.877/130.515=2.105149×105N·mm 3）计算应力循环次数：U= i1=3.1523,由式10-13得：N1=60n1jL h=60×130.515×1×(2×8×350×10)=4.385×108N2=N1/ i2=1.391×1084）由图10-19得接触疲劳寿命系数：K HN1=0.94 K HN2=0.96（取失效概率为1%，安全系数为S=1）[]1Hσ= K HN1бHlin1/S=517MPa[]2Hσ= K HN2бHlin2/S=480MPa5）取:Z E=189.8,Z H=2.5=88.9516mm小齿轮齿数初取：Z 1=24取齿宽系数=1由表10-6，Z E=189.8圆周速度v=0.60756m/sb=·d=88.9516mm模数m=d/z=3.706mm齿高h=2.25m=8.339mm=10.667根据速度及精度等级查图10-8得动载系数K V =1.05 K Ha =K Fa =1 使用系数K A =1有插值法查表10-4得，K H =1.428，查图10-13得K F =1.3 故动载系数K=K V K A KH K F =1.05×1.428=1.4994 实际载荷系数校正所得分度圆直径d 1=d1t 模数m= d 1/z=3.887 3.按弯曲强度设计：[]3121112F Sa Fa n dZY Y kT m σΦ≥查图10-18得K FN1=0.86 K FN2=0.9 取安全系数1.41==251.857MPa 2==244.286 MPa1）计算载荷系数：K=K A ·K v ·K F α·K F β=1.3652）查表10-5得Y Fa1=2.65 , Y Fa2=2.229 Y Sa1=1.58 , Y Sa2=1.761 3）计算弯曲疲劳应力并比较：[][]015886.0286.244741.1229.201662.0857.25158.165.2Y Y 2221Sa1Fa1=⨯=>=⨯=F Sa Fa F Y Y σσ4）带入数据计算：综上取m=3[]55.2232=Φ≥FSaFa n z dY kTY m σz=d/m=93.285/3=31.095取31 z 4=i 2z 4=97.7213取97 d 3=z 3m=93mm d 4=z 4m=291mm齿顶圆直径d a1=99mm d a4=297mm 齿根圆直径d f1=89.25 d f2=287.25mm 计算中心距：a=(d1+d2)/2=192mm五、轴的结构设计及计算 一， 轴一的设计1. 轴上的功率P ，转速n 和转矩TP=2.996KW n=576r/min T=49.673N.m 2. 求一号齿轮上的力因已知分度圆直径所以：则Fr1=1505.2424N Ft1=547.863N 3. 初步确定最小直径先按公式15-2初步估算轴的最小直径。