机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定……………. ………………………………........3 二、电动机的选择…………………………………………….........4 三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….................6 四、传动装置的运动和动力设计………………………….............6 五、带传动的设计………………………………………….............8 六、齿轮传动的设计…………………………………………........10 七、传动轴的设计…………………………. ………………….......15 八. 选择联轴器……………. ………………………………..............19
九密封和润滑的设计......................................................................20
十. 减速器装配设计............................................................................21 十一. 设计小结....................................................................................22
设计题目：一级圆柱齿轮减速器
机电工程系：08A 机械制造与自动化(2)班 设计者：
学 号：[1**********] 指导教师：王铎
一. 设计课题
设计某一带式运输机用一级直齿圆柱齿轮减速器。运输机二班制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限10年，运输带速度允差±5％。要求关键部件用UG 进行三维建模。
二. 原始数据
三. 设计任务要求：
1. 减速器装配图纸一张（１号图纸） 2. 轴、齿轮零件图纸各一张（３号图纸） 2. 设计说明书一分
一. 确定传动方案
采用V 带传动与一级圆柱齿轮减速去组合 1． 电动机 2． 带传动
3． 一级圆柱齿轮减速器 4．联轴器 5．卷筒 6．运输带
采用V 带传动与一级圆柱齿轮减速去组合的理由：
此组合及可满足传动比要求同时由于戴传动具有良好的缓冲.
吸振性能，可使用与打启动转矩工况要求，结构简单成本低
廉使用维护方便。
二．选择电动机
1电动机的的类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用Y 型系列三相异步电动机（因为价廉、性能好、防爆、结构简单、维修方便）。 2 电动机的容量 （1）工作机所需功率P W
2800⨯1. 4Fv
=3. 92kw p w =(kw ) =
10001000
（2）电动机输出功率P d
η
2
η=η1η2η3η4η5
η1=0. 96(带) 查表得
（齿轮）η2=0. 99（轴承） η3=0. 97
η4=0. 99(联轴器） η5=0. 96(卷筒）
η=0. 96⨯0. 992⨯0. 97⨯0. 99⨯0. 96=0. 867
3. 92
P =4. 521kw d =
0. 867
P d =
P w
3) 确定电动机转速 输送机卷筒的直径
60⨯100v 60⨯1000⨯1. 4n ===76. 433(r /min)
πd 350⨯3. 14
w
通常V 带传动的范围为i=2～4 单机圆柱齿轮传动比范围为i=3～5 则电动机的传动范围为
n d =(2x 3-4x 5) ⨯76. 433=458. 5987-1528. 6624(r /min)
符合这一同步转速的范围有750(r/min) 1000(r/min) 1500(r/min)根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
,
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
ed 并且P
≥P d
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能
三. 分配各级传动比
960
=12. 560 传动装置的总传动比i 总=76. 433
选V 带传动比为i 1=3
12. 560
=4. 187
则一级圆柱齿轮的传动比i 2=
3
四. 计算传动装置的运动参数和动力参数
0轴——电动机轴
P 0=P d =4. 521kw
n 0=n m =960(r /min)
P 04. 521T 0===44. 975(n . m )
n 0960
I 轴——高速轴
P ⨯0. 96≈4. 340(kw ) 1=P 0N 01=4. 521
n 1=
n 0i 1
960==320(r /min)
3
P 4. 3401
T 1==9550⨯≈129. 522(n . m )
n 1320
II 轴——低速轴
p 2=P η12=p 1n 2n 3=4. 340⨯0. 99≈4. 168(kw ) 1
n 2=
n 1
i 2
320==74. 409(r /min)
4. 188
P 24. 168
T 2==9550⨯≈534. 941(n . m )
n 274. 409
III 轴——卷筒轴
p 3=P η23=p 1n 4n 5=4. 168⨯0. 99⨯0. 96≈3. 961(kw ) 1
n 3=n w =76. 409(r /min)
P 33. 961
T 3==9550⨯≈495. 067(n . m )
n 376. 409
计算汇表
五. 带传动设计 （1） 选择普通v 带
(2)确定计算功率 P c =k a p p=5.5kw n 0=960 查《机械基础》 p216 得 k a =1.2 P c =1.2×5.5=6.6kw 确定带型 由
p c =6. 6kw 和n 0=960(r /min)
查机械基础表9-8选取A 型
3）确定带轮的基准直径 d d 1 d d 2
d d 1=125～140 取d d 1=125mm
d d 2=id d 1(1-ε)=3×125（1-0.02）=376.5mm 查表取标准值d d 2=400mm (4)验算带速
3. 14⨯125⨯960
m /s =6. 28m /s v==
60⨯100060⨯1000
5m/s
(5)确定中心距a 和带的基准长度L d
初定中心距 a 0 =500mm
0.7(d d 1+d d 2) ≤a 0≤2(d d 1+d d 2) 验算带长 L d 0=2a 0＋
πd d 1n 0
π（d d 1+d d 2）(d d 2-d d1) 2
2
+
4a 0
=1862.06mm
查《机械基础》 表 9-6 得取 相近值 L d =2000mm 确定实际中心距 a=a 0+（L d -L d 0）/2 =431mm
调整范围：a min =a-0.015L d =401mm a max =a+0.03L d =491mm (6)验算小带轮包角
d d 2-d d 1
α1=180-57. 3⨯
a
143. 4 =
α1>120 所以 符合要求
（7）确定带的根数
据d d 1和n 0查《机械基础》表9-3得p 1=1.401kw 据带型和i 查《机械基础》表9-4得∆p 1=0.11kw 查《机械基础》表9-5得k α=0.90 查《机械基础》表9-6得k 1=1.03
p c p c
z =p =p +∆p k k
111α1
6. 6
=4. 7 =1. 401+0. 11⨯0. 9⨯1. 03 应取z=5 z ≤
z max =5 所以符合要求
（8）单根v 带的初拉力
查《机械基础》表9-1得 q=0.1kg/m
⎡⎛2. 5⎫⎤⎛p c ⎫2⎪F 0=500⎢ -1+qv ⎪ K ⎪⎥⎝zv ⎭ ⎣⎝α⎭⎦
⎡⎛2. 5⎫⎤⎛6. 6⎫2
500⨯-1+0. 1⨯9. 42⎢ 0. 90⎪⎥ 5⨯9. 42⎪=
⎭⎦⎝⎭⎣⎝
=133.4313N
(9)作用在轴上的力 F Q =2zF 0sin α1
2
=2×5×133.4313×0.93
=1266.796N
六、齿轮传动的设计：
由于工作环境为室外，有尘土，所以采用闭式齿轮传动。又因为运输机为一般机器，转速也不高，精度要求也不高，故可选8级精度易于制造
(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式。
查《机械设计课程设计手册》p129 表10-5
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB ＝250 大齿轮选用45号钢，正火处理，HB ＝215 设计齿轮主要尺寸
. 522(n . m ) =129522n.m 已知T 1≈129
齿轮传动比i=6.85 η齿0. 97 n 1=320 p 2=4. 168 查《机械基础》p183 表6-5 得 取 k=1.2
P181 表6-3 得 取[σH 1]=513MP a [σH 2]=545MP a
表6-6 得 取ϕd =1.2 u=i=4.187
3
d 1≥6712KT I u +1() σH ϕd 1u
代入数值的d 1≥64. 991(m m )
πdn 3. 14⨯64. 991⨯960==3. 265(m /s ) 计算圆周速度v =60⨯
100060000
3.265m/s
所以取8级精度合适
齿数的确定
取z 1=22则z 2
模数的确定 =z 1u =22⨯4. 187=92. 114≈92
d 164. 991m ===2. 954 z 122
由机械基础表6-1的 m取标准模m=3
实际传动比i=92/22=4.1819
4. 187-4. 1819≈0. 001218=0.1218%≤±5% i=4. 187
分度圆直径
d 1=mz 1=3⨯22=66
d 2=mz 2=3⨯92=276
根据
d 1=mz 1=3⨯22=66
d 2=mz 2=3⨯92=276
所以 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式结构 中心距
m 3⨯(22+92) =171mm a =2(z 1+z 2) =2
校核弯曲疲劳强度
1)齿型系数Y FS 由机械基础表6-7
Y FS 1=4. 30
Y FS 2=3. 97
⎡∂bb ⎤
=301MP 2）弯曲疲劳许用应力 由机械基础表6-3的⎡∂bb ⎤1
3）校核计算
⎡∂bb ⎤2=280MP
2⨯1. 2⨯1295222kT 1⨯4. 36=81. 238MP σbb 1=Y FS =23231. 2⨯22⨯3ψdz 1m
σbb 2=σbb 1
Y FS 13. 97=81. 238⨯=75. 003MP Y FS 24. 30
计算应力小于许用应力 所以齿轮弯曲强度足够 齿轮几何尺寸的确定
齿轮结构确定
由《机械基础》得 ha =1 c = 0.25 **
) d a 1=d 1+2h a 1=Z 1+2h a m =(22+2⨯1) ⨯3=72(mm (*
d a 2=d 2+2h a 2=Z 2+2h a m =(92+2⨯1) ⨯3=282(mm ) 齿宽 ()*)
b =ϕd d =1. 2⨯66=79. 2m m
取b 2=80m m 则 b 1=b 2+5=85mm
=2. 25m =6. 75(mm ) 齿距 P = 3×3.14=9.42(mm) 齿高 h
**h =h +c m =3. 75(mm ) a 齿根高 f ()
*h =h ) a m =1⨯3=3(mm 齿顶高 a
齿根圆直径 d f 1=d 1-2h f =66-2⨯3. 75=58. 5(mm )
d f 2=d 2-2h f =276-2⨯3. 75=268. 5(mm )
齿厚 s=πm 2 =4.71(mm)
d a 1=m (z 1+2) =72a 2齿顶圆直径d =m (z 2+2) =284
齿轮尺寸的确定
C=m/2=3/2=1.5
轴孔直径 D 1=φ75(m m ) 轮毂直径 D 1=1.6d=1.6×75=120(m m ) 轮毂厚度ς=（3—4）m=9～12（mm) 取ς=10mm 轮缘内径D 2=d a 2-2h -2ς=284-2x6.75-2x10=250.5mm 轮毂长度 L =b 2=80(mm )
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定……………. ………………………………........3 二、电动机的选择…………………………………………….........4 三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….................6 四、传动装置的运动和动力设计………………………….............6 五、带传动的设计………………………………………….............8 六、齿轮传动的设计…………………………………………........10 七、传动轴的设计…………………………. ………………….......15 八. 选择联轴器……………. ………………………………..............19
九密封和润滑的设计......................................................................20
十. 减速器装配设计............................................................................21 十一. 设计小结....................................................................................22
设计题目：一级圆柱齿轮减速器
机电工程系：08A 机械制造与自动化(2)班 设计者：
学 号：[1**********] 指导教师：王铎
一. 设计课题
设计某一带式运输机用一级直齿圆柱齿轮减速器。运输机二班制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限10年，运输带速度允差±5％。要求关键部件用UG 进行三维建模。
二. 原始数据
三. 设计任务要求：
1. 减速器装配图纸一张（１号图纸） 2. 轴、齿轮零件图纸各一张（３号图纸） 2. 设计说明书一分
一. 确定传动方案
采用V 带传动与一级圆柱齿轮减速去组合 1． 电动机 2． 带传动
3． 一级圆柱齿轮减速器 4．联轴器 5．卷筒 6．运输带
采用V 带传动与一级圆柱齿轮减速去组合的理由：
此组合及可满足传动比要求同时由于戴传动具有良好的缓冲.
吸振性能，可使用与打启动转矩工况要求，结构简单成本低
廉使用维护方便。
二．选择电动机
1电动机的的类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用Y 型系列三相异步电动机（因为价廉、性能好、防爆、结构简单、维修方便）。 2 电动机的容量 （1）工作机所需功率P W
2800⨯1. 4Fv
=3. 92kw p w =(kw ) =
10001000
（2）电动机输出功率P d
η
2
η=η1η2η3η4η5
η1=0. 96(带) 查表得
（齿轮）η2=0. 99（轴承） η3=0. 97
η4=0. 99(联轴器） η5=0. 96(卷筒）
η=0. 96⨯0. 992⨯0. 97⨯0. 99⨯0. 96=0. 867
3. 92
P =4. 521kw d =
0. 867
P d =
P w
3) 确定电动机转速 输送机卷筒的直径
60⨯100v 60⨯1000⨯1. 4n ===76. 433(r /min)
πd 350⨯3. 14
w
通常V 带传动的范围为i=2～4 单机圆柱齿轮传动比范围为i=3～5 则电动机的传动范围为
n d =(2x 3-4x 5) ⨯76. 433=458. 5987-1528. 6624(r /min)
符合这一同步转速的范围有750(r/min) 1000(r/min) 1500(r/min)根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
,
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
ed 并且P
≥P d
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能
三. 分配各级传动比
960
=12. 560 传动装置的总传动比i 总=76. 433
选V 带传动比为i 1=3
12. 560
=4. 187
则一级圆柱齿轮的传动比i 2=
3
四. 计算传动装置的运动参数和动力参数
0轴——电动机轴
P 0=P d =4. 521kw
n 0=n m =960(r /min)
P 04. 521T 0===44. 975(n . m )
n 0960
I 轴——高速轴
P ⨯0. 96≈4. 340(kw ) 1=P 0N 01=4. 521
n 1=
n 0i 1
960==320(r /min)
3
P 4. 3401
T 1==9550⨯≈129. 522(n . m )
n 1320
II 轴——低速轴
p 2=P η12=p 1n 2n 3=4. 340⨯0. 99≈4. 168(kw ) 1
n 2=
n 1
i 2
320==74. 409(r /min)
4. 188
P 24. 168
T 2==9550⨯≈534. 941(n . m )
n 274. 409
III 轴——卷筒轴
p 3=P η23=p 1n 4n 5=4. 168⨯0. 99⨯0. 96≈3. 961(kw ) 1
n 3=n w =76. 409(r /min)
P 33. 961
T 3==9550⨯≈495. 067(n . m )
n 376. 409
计算汇表
五. 带传动设计 （1） 选择普通v 带
(2)确定计算功率 P c =k a p p=5.5kw n 0=960 查《机械基础》 p216 得 k a =1.2 P c =1.2×5.5=6.6kw 确定带型 由
p c =6. 6kw 和n 0=960(r /min)
查机械基础表9-8选取A 型
3）确定带轮的基准直径 d d 1 d d 2
d d 1=125～140 取d d 1=125mm
d d 2=id d 1(1-ε)=3×125（1-0.02）=376.5mm 查表取标准值d d 2=400mm (4)验算带速
3. 14⨯125⨯960
m /s =6. 28m /s v==
60⨯100060⨯1000
5m/s
(5)确定中心距a 和带的基准长度L d
初定中心距 a 0 =500mm
0.7(d d 1+d d 2) ≤a 0≤2(d d 1+d d 2) 验算带长 L d 0=2a 0＋
πd d 1n 0
π（d d 1+d d 2）(d d 2-d d1) 2
2
+
4a 0
=1862.06mm
查《机械基础》 表 9-6 得取 相近值 L d =2000mm 确定实际中心距 a=a 0+（L d -L d 0）/2 =431mm
调整范围：a min =a-0.015L d =401mm a max =a+0.03L d =491mm (6)验算小带轮包角
d d 2-d d 1
α1=180-57. 3⨯
a
143. 4 =
α1>120 所以 符合要求
（7）确定带的根数
据d d 1和n 0查《机械基础》表9-3得p 1=1.401kw 据带型和i 查《机械基础》表9-4得∆p 1=0.11kw 查《机械基础》表9-5得k α=0.90 查《机械基础》表9-6得k 1=1.03
p c p c
z =p =p +∆p k k
111α1
6. 6
=4. 7 =1. 401+0. 11⨯0. 9⨯1. 03 应取z=5 z ≤
z max =5 所以符合要求
（8）单根v 带的初拉力
查《机械基础》表9-1得 q=0.1kg/m
⎡⎛2. 5⎫⎤⎛p c ⎫2⎪F 0=500⎢ -1+qv ⎪ K ⎪⎥⎝zv ⎭ ⎣⎝α⎭⎦
⎡⎛2. 5⎫⎤⎛6. 6⎫2
500⨯-1+0. 1⨯9. 42⎢ 0. 90⎪⎥ 5⨯9. 42⎪=
⎭⎦⎝⎭⎣⎝
=133.4313N
(9)作用在轴上的力 F Q =2zF 0sin α1
2
=2×5×133.4313×0.93
=1266.796N
六、齿轮传动的设计：
由于工作环境为室外，有尘土，所以采用闭式齿轮传动。又因为运输机为一般机器，转速也不高，精度要求也不高，故可选8级精度易于制造
(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式。
查《机械设计课程设计手册》p129 表10-5
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB ＝250 大齿轮选用45号钢，正火处理，HB ＝215 设计齿轮主要尺寸
. 522(n . m ) =129522n.m 已知T 1≈129
齿轮传动比i=6.85 η齿0. 97 n 1=320 p 2=4. 168 查《机械基础》p183 表6-5 得 取 k=1.2
P181 表6-3 得 取[σH 1]=513MP a [σH 2]=545MP a
表6-6 得 取ϕd =1.2 u=i=4.187
3
d 1≥6712KT I u +1() σH ϕd 1u
代入数值的d 1≥64. 991(m m )
πdn 3. 14⨯64. 991⨯960==3. 265(m /s ) 计算圆周速度v =60⨯
100060000
3.265m/s
所以取8级精度合适
齿数的确定
取z 1=22则z 2
模数的确定 =z 1u =22⨯4. 187=92. 114≈92
d 164. 991m ===2. 954 z 122
由机械基础表6-1的 m取标准模m=3
实际传动比i=92/22=4.1819
4. 187-4. 1819≈0. 001218=0.1218%≤±5% i=4. 187
分度圆直径
d 1=mz 1=3⨯22=66
d 2=mz 2=3⨯92=276
根据
d 1=mz 1=3⨯22=66
d 2=mz 2=3⨯92=276
所以 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式结构 中心距
m 3⨯(22+92) =171mm a =2(z 1+z 2) =2
校核弯曲疲劳强度
1)齿型系数Y FS 由机械基础表6-7
Y FS 1=4. 30
Y FS 2=3. 97
⎡∂bb ⎤
=301MP 2）弯曲疲劳许用应力 由机械基础表6-3的⎡∂bb ⎤1
3）校核计算
⎡∂bb ⎤2=280MP
2⨯1. 2⨯1295222kT 1⨯4. 36=81. 238MP σbb 1=Y FS =23231. 2⨯22⨯3ψdz 1m
σbb 2=σbb 1
Y FS 13. 97=81. 238⨯=75. 003MP Y FS 24. 30
计算应力小于许用应力 所以齿轮弯曲强度足够 齿轮几何尺寸的确定
齿轮结构确定
由《机械基础》得 ha =1 c = 0.25 **
) d a 1=d 1+2h a 1=Z 1+2h a m =(22+2⨯1) ⨯3=72(mm (*
d a 2=d 2+2h a 2=Z 2+2h a m =(92+2⨯1) ⨯3=282(mm ) 齿宽 ()*)
b =ϕd d =1. 2⨯66=79. 2m m
取b 2=80m m 则 b 1=b 2+5=85mm
=2. 25m =6. 75(mm ) 齿距 P = 3×3.14=9.42(mm) 齿高 h
**h =h +c m =3. 75(mm ) a 齿根高 f ()
*h =h ) a m =1⨯3=3(mm 齿顶高 a
齿根圆直径 d f 1=d 1-2h f =66-2⨯3. 75=58. 5(mm )
d f 2=d 2-2h f =276-2⨯3. 75=268. 5(mm )
齿厚 s=πm 2 =4.71(mm)
d a 1=m (z 1+2) =72a 2齿顶圆直径d =m (z 2+2) =284
齿轮尺寸的确定
C=m/2=3/2=1.5
轴孔直径 D 1=φ75(m m ) 轮毂直径 D 1=1.6d=1.6×75=120(m m ) 轮毂厚度ς=（3—4）m=9～12（mm) 取ς=10mm 轮缘内径D 2=d a 2-2h -2ς=284-2x6.75-2x10=250.5mm 轮毂长度 L =b 2=80(mm )