一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书1.0

机械基础课程设计 说 明 书

设计题目： 一级直齿圆柱齿轮减速器 完成日期： 2012 年 12 月 08日

设计任务书

1、题目

设计用于带式输送机的机械传动装置——一级直齿圆柱齿轮减速器。

2、参考方案

（1）V带传动和一级闭式齿轮传动 （2）一级闭式齿轮传动和链传动 （3）两级齿轮传动

3、原始数据

4、其他原始条件

（1）工作情况：一班制，输送机连续单向运转，载荷有轻微震动，室内工作，

少粉尘。

（2）使用期限：10年，大修期三年，每年工作300天。 （3）生产批量：100台（属小批生产）。

（4）工厂能力：中等规模机械厂，可加工7～8级精度齿轮。 （5）动力来源：三相交流（220V/380V）电源。 （6）允许误差：允许输送带速度误差5%。

5、设计任务

（1）设计图。一级直齿（或斜齿）圆柱齿轮减速器装配图一张，要求有主、俯、侧三个视图，图幅A1，比例1：1（当齿轮副的啮合中心距a110时）或1：1.5（当齿轮副的啮合中心距a110时）。

（2）设计计算说明书一份（16开论文纸，约20页，8000字）。

目录

一 传动装置的总体设计

1、传动方案的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 2、电动机的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 3、传动装置的总传动比的计算和分配„„„„„„„„„„„„3 4、传动装置的运动和动力参数的确定„„„„„„„„„„„„3 二 传动零件的设计

1、V带设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 2、齿轮传动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 3、轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 4、滚动轴承的选择与校核计算„„„„„„„„„„„„„„„18 5、键联接的选择及其校核计算„„„„„„„„„„„„„„„19 6、联轴器的扭矩校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„20 7、减速器基本结构的设计与选择„„„„„„„„„„„„„„21 三 箱体尺寸及附件的设计

1、箱体的尺寸设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23 2、附件的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„25 四 设计心得 …………………………………………………………27 五 参考文献 …………………………………………………………29 六 主要设计一览表 ………………………………………………„30 七 附图 ……………………………………………………………„31

设计内容：

一、 传动装置的总体设计

1、 确定传动方案

本次设计选用的带式输送机的机械传动装置方案为V带传动和一级闭式齿轮传动，其传动装置见下图。

2、 选择电动机

（1） 选择电动机的类型

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。

（2） 选择电动机的额定功率

① 带式输送机的性能参数选用表1的第 6组数据，即：

表一

工作机所需功率为：

Pw

Fv1600N1.1m/s

1.76kW 10001000

2

②从电动机到工作机的传动总效率为：12345

其中1、2、3、4、5分别为V带传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和滚筒的效率，查取《机械基础》P459的附录3 选取1=0.95 、2=0.97（8级精度）、3=0.99（球轴承）、4=0.995、5=0.96

22故0.950.970.990.9950.960.[1**********]20.862 12345

③ 电动机所需功率为

Pd

Pw



1.76kW

2.04kW 又因为电动机的额定功率PedPd 0.862



查《机械基础》P499的附录50，选取电动机的额定功率为2.2kW，满足电动机的额定功率 PedPd。 （3） 确定电动机的转速 传动滚筒轴工作转速：nw

v6010001.1m/s601000

116.714r/min

D3.14180mm

查《机械基础》P459附录3， V带常用传动比为i1=2~4，圆柱齿轮传动一级减速器常用传动比范围为i2=3~5（8级精度）。根据传动装置的总传动比i与各级传动比i1、i2、„in之间的关系是i=i1i2„in，可知总传动比合理范围为i=6~20。

又 因为

nminw

，

故 电动机的转速可选择范围相应为

700.284r/minn2334.28r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。 （4） 确定电动机的型号

选上述不同转速的电动机进行比较，查《机械基础》P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：

表二

为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y100L1-4。

查《机械基础》P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：

电动机的技术数据

3、 传动装置的总传动比的计算和分配 （1） 总传动比 12.166 （2） 分配各级传动比

各级传动比与总传动比的关系为i=i1i2。根据V带的传动比范围i1=2 ~ 4 ，初选i1＝3.042，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为4，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3~5（8级精度），且符合了在设计带传动和一级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，应使带传动比小于齿轮传动比，即i带

4、计算传动装置的运动和动力参数 （1） 计算各轴输入功率

① 0轴（电动机轴）的输出功率为：

P0=Ped=2.2kW

②1轴（减速器高速轴）的输入功率：从0轴到1轴，经过V带传动和一个联轴器，所以：

P1Ped带=2.2kW

0.95=2. 09kW

③ 2轴（减速器低速轴）的输入功率：从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮传动，一对齿轮啮合传动，所以：

P2P1承齿=2.09kW0.990.97=2.007kW

④ 3轴（滚筒轴）的输入功率：从2轴到3轴，经过一对轴承，一个联轴器，所以：

P3P2承联=2.007kW0.990.995=1.977kW

（2） 计算各轴转速

① 0轴（电动机轴）的转速：

nnr/m i m1420

1420rmin1n1nm/i1466.798rmin1

3.042

1

142r0min

n2n1/i2mn/1ii116.700r2

3.0424

② 1轴（减速器高速轴）的转速：

③ 2轴（减速器低速轴）的转速：

1

m i n

④ 3轴（滚筒轴）的转速：

1420rmin1

n3n2n1/i2nm/i1i2116.700rmin1

3.0424

（3） 计算各轴转矩 ① 0轴（电动机轴）的转矩：

00n/0 M0955P

2.2kW

95

142r0/min

1N4.m79 6

② 1轴（减速器高速轴）的转矩：

01n/1 M1955P

2.0kW9

954N2.m75 8

466.7r98/min

③ 2轴（减速器低速轴）的转矩：

02n/2 M2955P

2.00kW7

9516N4.m2 40

116.7r00/min

④ 3轴（滚筒轴）的转矩：

M39550P3/n39550

1.977kW

161.785Nm

116.700r/min

把上述计算结果列于下表：

表五

二、 传动零件的设计

1、 箱外传动件设计（V带设计） （1）计算设计功率Pd

PdKAPed

根据V带的载荷有轻微振动，一班工作制（8小时），查《机械基础》P296表13－6，取KA＝1.1。

即PdKAPed1.12.2kW2.42kW （2）选择带型

普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械基础》P297图13－11选取。根据算出的Pd＝2.42kW及小带轮转速n1＝1420r/min ，查图得：d d=80～100可知应选取Z型V带。 （3）确定带轮的基准直径并验证带速

由《机械基础》P298表13－7查得，小带轮基准直径为50～90mm（ddmin=50mm），则取dd1= 80mm> ddmin.（dd1根据P295表13-4查得）

dd2i13.042,所以 dd2=803.042=243.36mm

dd1

由《机械基础》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得dd2=250mm ① 误差验算传动比：i误=

dd2250

（为弹性滑动率） 3.157

dd1(1)80(11%)

误差i

i误i13.1573.042

100%100%3.8%＜5% 符合要求 i13.042

② 带速 v=

dd1n

601000



801420

601000

5.948m/s

满足5m/s

（4）确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角

由式0.7dd1dd2a02dd1dd2 可得0.7（80+250）a02（80+250） 即231a0660，选取a0=500mm

所以有：

(dd2dd1)2(25080)2

Ldo2a0(dd1dd2)2500(80250)mm1532.813mm24a024500

由《机械基础》P293表13－2查得Ld＝1600mm

实际中心距 aa0

LdLdo16001532.813

500533.59 mm22

a1180o57.3o

dd2dd125080180o57.3o161.74o＞120o a533.59

符合要求。3.042 1420 80 （5）确定带的根数z

查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW 由《机械基础》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《机械基础》P293表13－2查得，KL＝1.16 则带的根数z

Pd2.42

5.78

(PP)KK(0.350.03)0.951.1611aL

所以z取整数为6根 （6）确定带轮的结构和尺寸

根据V带轮结构的选择条件，Y100L1-4型电机的主轴直径为d=28mm； 由《机械基础》P293 ，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。

由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。

总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。 （7）确定带的张紧装置

选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 （8）计算压轴力

由《机械基础》P303表13－12查得，Z型带的初拉力F0＝55N，上面已得到a1=161.74，z=6，则F

（9）带轮的材料 选用灰铸铁，HT200。

2、 减速器内传动件的设计（齿轮传动设计） （1）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级

① 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度

因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械基础》P322表14－10，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度260HBS；大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为220HBS。

② 精度等级初选

减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据《机械设计学基础》P145表5－7，初选8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮

由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：

d1② 确定载荷系数K

因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查《机械设计学基础》P147表5－8，得K的范围为1.4~1.6， 取K＝1.5。 ③ 小齿轮的转矩

o

a1161.74o

2zFosin=2655sinN=651.64N

22

2.09kW

M19550P42.758Nm42758Nmm1/n19550

466.798r/min

④ 接触疲劳许用应力

PHlim

SHmimZN

ⅰ）接触疲劳极限应力

由《机械设计学基础》P150图5－30中的MQ取值线，根据两齿轮的齿

面硬度，查得45钢的调质处理后的极限应力为

Hlim1=600MPa ， Hlim=560MPa 2

ⅱ）接触疲劳寿命系数ZN

应力循环次数公式为 N=60 n jth

工作寿命每年按300天，每天工作8小时，故

th=(300×10×8)=24000h

N1=60×466.798×1×24000=6.722×108

N16.72281081.6810 N2= 1 i4

查《机械设计学基础》P151图5－31，且允许齿轮表面有一定的点蚀

ZN1=1.02 ZN2=1.15

ⅲ) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin

查《机械设计学基础》P151表5－10，得SHmin＝1

ⅳ）计算接触疲劳许用应力HP。

将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 p1Hlim1ZN1

SHmin6001.02MPa612MPa 1

5601.15MPa644MPa 1p2Hlim2ZN2

SHmin

ⅴ）齿数比

因为 Z2=i Z1，所以Z24Z1

ⅶ）齿宽系数

由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查《机械基础》P326表14－12，得到齿宽系数的范围为0.8～1.1。取d1。

ⅵ）计算小齿轮直径d1

由于p2p1，故应将p1代入齿面接触疲劳设计公式，得

d1

mm45.80mm④ 圆周速度v

v1n1d1

601000466.79845.80

6010001.12m/s

查《机械设计学基础》P145表5－7，v1

（3） 主要参数选择和几何尺寸计算

① 齿数

对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1在20～40之间选取。为了使重合度

较大，取z1＝20，则z2＝iz1＝80。使两齿轮的齿数互为质数，最后确定z2=81。 ② 模数m

md145.802.29mm z120

标准模数应大于或等于上式计算出的模数，查《机械基础》P311表14－1，选取标准模数m=3mm。

③ 分度圆直径d

d1mz1320mm60mm

d2mz2381mm243mm

④ 中心距a

11 a(d1d2)(60243)mm151.5mm 22

⑤ 齿轮宽度b

大齿轮宽度 b2dd1160mm60mm

小齿轮宽度 b1b2(510)mm70mm

**⑥ 其他几何尺寸的计算（ha1，c0.25）

齿顶高 haha*m 由于正常齿轮ha*1，

所以haha*m13mm3mm

齿根高hf(ha*c*)m 由于正常齿c*0.25

所以hf(ha*c*)m(10.25)3mm3.75mm

全齿高 hhahf(2ha*c*)m(210.25)3mm6.75mm

齿顶圆直径 da1d12ha60666mm

da2d22ha2436249mm

齿根圆直径 df1d12hf6023.7552.5mm

df2d2hf24323.75235.5mm

（4） 齿根校核 齿根弯曲疲劳强度的校核公式为F

① 齿形系数YF

根据Z1、Z2,查《机械设计学基础》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 ② 弯曲疲劳许用应力FP的计算公式 FP=2KT1YFFP bmd1Flim

SFminYN

ⅰ)弯曲疲劳极限应力Flim

根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由《机械设计学基础》P154图5－33的MQ取值线查得

Flim1=180MPa ， Flim2=170MPa

ⅱ）弯曲疲劳寿命系数YN

根据N1=6.722108>3106和N2=1.681108>3106，查《机械设计学基础》P156图5－34得，

YN1=1 , YN2=1

ⅲ)弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin

本传动要求一般的可靠性，查《机械设计学基础》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 ⅳ）弯曲疲劳许用应力

将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 FP1=Flim1

SFminYN1=1801MPa=150MPa 1.2

1701MPa=141.67MPa 1.2 FP2=Flim2

SFminYN2=

ⅴ）齿根弯曲疲劳强度校核 F12KT121.542758YF1=2.81MPa=33.37MPaFP1 bmd160360

2KT121.542758YF22.24MPa26.60MPaFP2 bmd160360 F2

因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。

3、 轴的设计

（1） 高速轴的设计

① 选择轴的材料和热处理

采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力160MPa，A118106。

② 初步计算轴的直径

由前计算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min

其中，A取112。

d主11220.108mm 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

d=20.108105%=21.11mm22.4mm

查《机械基础》P458附录1，取d=25mm

③ 轴的结构设计

高速轴初步确定采用齿轮轴，即将齿轮与轴制为一体。根据轴上零件的安装

和固定要求，初步确定轴的结构。设有7个轴段。

1段：该段是小齿轮的左轴端与带轮连接，该轴段直径为25mm，查《机械基础》

P475附录23，取该轴伸L1＝60mm。

2段： 参考《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=28mm。 此轴段一部分用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。

3段：此段装轴承，取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=30mm。

选用深沟球轴承。查《机械基础》P476附录24，此处选用的轴承代号为6306，其内径为30mm，宽度为19 mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。取此段长L3=17mm。

4段与6段：为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间

要有一定距离，取轴肩高度为2mm，则d4=d6=d3+2h=33mm，长度取5mm，则L4= L6＝5mm。

5段：：此段为齿轮轴段。由小齿轮分度圆直径d1=60mm可知，d6=60mm。因为

小齿轮的宽度为70mm，则L5=70mm。

7段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d7=30mm，L7＝17mm。

由上可算出，两轴承的跨度L＝L17527097mm

④ 高速轴的轴段示意图如下：

⑤ 按弯矩复合强度计算

A、圆周力：Ft12M12427581425.3N d160

B、径向力： Fr1Ft1tan1425.3tan200518.8N

ⅰ）绘制轴受力简图

ⅱ）绘制垂直面弯矩图

轴承支反力：

FAYFBYFr1518.8259.4N 22

Ft11425.3712.65N 22FAzFBz

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

Mc1FAY9797259.412580.9Nmm 22

如图

ⅲ）绘制水平面弯矩图

Mc2FAZL97712.6534563.5N

mm 22

ⅳ）绘制合弯矩图

Mc136782.01N

mm

ⅴ）绘制扭转图

转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，

aM10.64275825654.8Nmm

ⅵ）绘制当量弯矩图

截面C处的当量弯矩：

Mec44845.12N

mm

ⅶ) 43

CeMecW所以 轴强度足够。

（2）低速轴的设计

① 选择轴的材料和热处理

采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力

160MPa，A118106。

② 初步计算轴的直径

由前计算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min

计算轴径公式：d2即：

其中，A取106。

d227.36mm 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

d227.361.0528.73mm

查《机械基础》P458附录1，取d=30mm

③ 轴的结构设计

根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合高速轴的结构，初步确定低速轴的结构。设有6个轴段。

1段： 此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径d1=32mm，根据《机械基础》

P482附录32，选用LT6J3282弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为J1B3282

32mm，轴孔长度为60mm。根据联轴器的轴孔长度，又由《机械基础》P475附录23，取轴伸段（即Ⅰ段）长度L1＝58mm。

2段：查《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=3221.535mm

此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。

3段：取轴肩高度h为2.5mm，则d3=d2+2h=35+22.540mm。此段装轴承与

套筒。选用深沟球轴承。查机械基础P476附录24，此处选用的轴承代号为6208，其内径为40mm，宽度为18mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。取套筒长度为10mm，则此段长L3=（18-2）+10+2=28mm。

4段：此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=4022.545mm。

因为大齿轮的宽度为60mm，则L4=60-2=58mm

5段：取轴肩高度h为2.5mm，则d5=d4+2h=50mm，长度与右面的套筒相同，即

L5=10mm。

6段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d6=40mm，L6＝17mm。 由上可算出，两轴承的跨度L＝182106098mm。

④ 低速轴的轴段示意图如下：

⑤ 按弯矩复合强度计算

A、圆周力：Ft22M221642401351.770N d2243

B、径向力：Fr2Ft2tan1351.770tan200492N

ⅰ）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAYFBYFr2492246N 22

Ft21351.770675.885N 22FAzFBz

ⅱ)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

受力图：

Mc1FAYL9824612054Nmm 22

ⅲ）截面C在水平面上弯矩为：

Mc2FAzL98675.88533118.365Nmm 22

ⅳ）合成弯矩为：

Mc35243.79Nmm

ⅴ）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec104656.8Nmm

ⅵ)校核危险截面C的强度

轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的C处，W＝0.1d43

CeMec104656.811.48Mpa

所以轴强度足够。

（3）确定滚动轴承的润滑和密封

由于轴承周向速度为1m/s

（4）回油沟

由于轴承采用脂润滑，因此在箱座凸缘的上表面开设回油沟，以提高箱体剖分面处的密封性能。

（5）确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置

因为轴承采用脂润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为10mm，并设置封油盘，以免润滑脂被齿轮啮合时挤出的或飞溅出来的热油冲刷而流失。 ( 6 ) 确定轴承座孔的宽度L

1C2(5~10m)m LC，为箱座壁厚，C1，C2为箱座、箱盖连

接螺栓所需的扳手空间，查机械基础表19-1得，取＝8mm，C1＝18mm，C2＝16mm，L＝8+18+16+8＝50mm。

（7）确定轴伸出箱体外的位置

采用凸缘式轴承盖，LH3型弹性柱销联轴器，高速轴轴承盖所用螺栓采用规格为GB/T5782 M630，低速轴采用螺栓采用规格为GB/T5782 GB/T5782M835为了方便在不拆卸外接零件的情况下，能方便拆下轴承盖，

查《机械基础》附录33，得出A、B的长度，则：

高速轴：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速轴：L2>(A-B)=45-38=7mm

由前设定高速轴的L1=60mm，低速轴的L258mm可知，满足要求。

( 8 ) 确定轴的轴向尺寸

高速轴（单位：mm）：

低速轴（单位：mm）：

4、滚动轴承的选择与校核计算

根据《机械基础》P437推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取10年，一年按300天计算， T h=(300×10×8)=24000h （1）高速轴承的校核

选用的轴承是6306深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为Pfd(XFrYFa)

由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。 因为Fa1=0N，Fr1= 518.8N，则PfdXFr 查《机械基础》P407表18－5得，X= 1，Y= 0 。 PfdXFr11.21518.8622.56N0.62256KN 查《机械基础》p406表18-3得：ft=1 ，

查《机械基础》p405得：深沟球轴承的寿命指数为＝3 ， Cr= 20.8KN； 则 L10h

106ftCr1061208003

()()1.3106h24000h 60n2P60466.798622.56

所以预期寿命足够，轴承符合要求。

（2）低速轴承的校核 选用6208型深沟型球轴承。

轴承的当量动负荷为Pfd(XFrYFa)

由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。 因为Fa2=0N，Fr2=492N，则 PfdXFr 查《机械基础》P407表18－5得，X=1 ，Y=0 。

PfdXFr1.21745.09590.405N

查《机械基础》p406表18-3得：ft=1 ，

查《机械基础》p405得：深沟球轴承的寿命指数为＝3 ，Cr=22.8KN；

106ftC1061228003

()()8.2106h24000h 则L10h

60nP60116.7590.405

所以预期寿命足够,轴承符合要求。 5、键联接的选择及其校核计算 （1）选择键的类型和规格

轴上零件的周向固定选用A形普通平键，联轴器选用B形普通平键。 ① 高速轴（参考《机械基础》p471、附录17，《袖珍机械设计师手册》p835、表15-12a）：根据带轮与轴连接处的轴径25mm，轴长为60mm，查得键的截面尺寸b＝8mm ，h＝7mm 根据轮毂宽取键长L＝40mm

高速齿轮是与轴共同制造，属于齿轮轴。 ② 低速轴：

根据安装齿轮处轴径d445mm，查得键的截面尺寸bh14mm9mm，根据轮毂宽取键长LL4848840mm。

根据安装联轴器处轴径d132mm，查得键的截面尺寸bh10mm8mm，取键长L=50mm。

根据轮毂宽取键长L＝72mm（长度比轮毂的长度小10mm） （2）校核键的强度

① 高速轴轴端处的键的校核： 键上所受作用力：Fⅰ）键的剪切强度

2M2100042.758

3420.64N d25

(0.6~0.8)60~80MPa



FF3420.64

MPa10.7MPa[]60MPa Abl840

键的剪切强度足够。 ⅱ）键联接的挤压强度 e＝

F2F25179.76

＝＝41.11MPae

MPa9

e(0.～91.5)＝～90

15 0MPa

e

F2F23420.64MPa24.4MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl740

键联接的挤压强度足够。 ② 低速轴两键的校核

A、 低速轴装齿轮轴段的键的校核： 键上所受作用力：Fⅰ）键的剪切强度

2M21000164.240

7299.56N d45



FF7299.56

MPa13.0MPa[]60MPa Abl1440

键的剪切强度足够。 ⅱ）键联接的挤压强度

e

F2F27299.56MPa40.MPa6[e]Aehl940

(17.~2.0)601MPa02~120

键联接的挤压强度足够。

B、低速轴轴端处的键的校核： 键上所受作用力 ：F

2M21000164.240

10265N d32

ⅰ）键的剪切强度



FF10265MPa20.53MPa[]60MPa Abl1050

键的剪切强度足够。 ⅱ）键联接的挤压强度

e

F2F210265MPa51.3MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl850

键联接的挤压强度足够。 6、联轴器的扭矩校核 低速轴： 选用LT6

J3282

弹性套柱销联轴器，查《机械基础》P484附录33，得许用转

J1B3282

速[n]＝3800r/min 则 n2＝116.7r/min

7、减速器基本结构的设计与选择 （1）齿轮的结构设计

① 小齿轮：根据《机械基础》P335及前面设计的齿轮尺寸，可知小齿轮齿根圆直径为52.5mm，根据轴选择键的尺寸h为7 ，则可以算出齿根圆与轴孔键槽底部的距离x=

52.5337

6.25mm，而2.5mn2.537.5mm，则有

2

x

① 高速轴的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+5+17=234mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。

② 低速轴的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=58+60+28+58+10+17=231mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。 （3）滚动轴承的配合

高速轴的轴公差带选用j 6 ，孔公差带选用H 7 ；

低速轴的轴公差带选用k 6 ，孔公差带选用H 7 。 高速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 2.5，外壳孔/ P 6 = 4.0；

端面圆跳动轴肩/ P 6 = 6，外壳孔/ P 6 = 10。 低速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 4.0，外壳孔/ P 6 = 6； 端面圆跳动轴肩/ P 6 = 10，外壳孔/ P 6 = 15。

轴配合面Ra选用IT6磨0.8，端面选用IT6磨3.2； 外壳配合面Ra选用IT7车3.2，端面选用IT7车6.3。 （4）滚动轴承的拆卸

安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。 （5）轴承盖的选择与尺寸计算

①轴承盖的选择：

选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT150制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。

②尺寸计算

Ⅰ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算 A、高速轴：

选用的轴承是6306深沟型球轴承，其外径D＝72mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。查《机械基础》P423计算公式可得： 螺钉直径d3＝8，螺钉数 n＝4 d0d31819

D0D2.5d3722.5892D2D02.5d3922.58112e1.2d31.289.6e1e,e19.6，取e1＝10

D4＝D-（10～15），取D4＝72-12＝60D5＝D03d3923868D6D(2~4)72270m＝e1＝10

B、低速轴：

选用的轴承是6208型深沟型球轴承，其外径D＝80mm。尺寸为：

螺钉直径8，螺钉数4

d0d31819

D0D2.5d3802.58100D2D02.5d31002.58120e1.2d31.289.6e1e,e19.6，取e1＝10

D4＝D-（10～15），取D4＝80-15＝65D5＝D03d31003876D6D(2~4)80278m＝e1＝10

图示如下：

Ⅱ）非轴段处的轴承盖（闷盖）尺寸计算：高速轴与低速轴的闷盖尺寸分别与它们的透盖尺寸相同。 （6）润滑与密封 ① 齿轮的润滑

采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 ② 滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为1m/s

齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 ④ 密封方法的选取

箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处

设置毡圈加以密封。

三、箱体尺寸及附件的设计

1、箱体尺寸

采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下： 中心距a=151.5mm，取整160mm 总长度L：L3a530mm

总宽度B：B2.7a2.7160432mm 总高度H：H2.4a2.4160384mm

箱座壁厚：0.025a10.02516015mm8mm，未满足要求

＝0.025a，直接取18 mm

箱盖壁厚1：10.02a10.0216014.2mm8mm，未满足要求

，直接取8mm 1＝0.02a18

箱座凸缘厚度b： b＝1.5=1.5*8=12 mm

1.51=1.5*8=12mm 箱盖凸缘厚度b1： b1＝

箱座底凸缘厚度b2：b2＝2.5=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：m＝0.85=0.85*8=6.8 mm 箱盖肋厚m1：m1＝0.851=0.85*8=6.8mm 扳手空间： C1＝18mm，C2＝16mm

轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：D2高＝D+5d3＝62+56＝92mm 低速轴上的轴承：D2低＝D+5d3＝68+58＝108mm 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承：S高

D2=92mm

D2＝108mm

低速轴上的轴承：S低

16mm 轴承旁凸台半径R1：R1C2＝

箱体外壁至轴承座端面距离l1：l1＝C1+C2+（5～10）＝18+16+8＝42mm

17.76mm 地脚螺钉直径df：df＝0.036a+12＝0.036160+12＝

地脚螺钉数量n：因为a=160mm

13.32mm 轴承旁螺栓直径d1：d1＝0.75df＝0.7517.76＝

凸缘联接螺栓直径d2：d2＝（0.5～0.6）df＝8.88～10.656(mm) ,取d2＝10mm 凸缘联接螺栓间距L：L150～200， 取L＝100mm 轴承盖螺钉直径d3与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n＝4 低速轴上的轴承： d3=8，n＝4 检查孔盖螺钉直径d4：d4＝0.3～0.4df＝5.328～7.104mm,取d4＝6mm 检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm

10mm（2个） 启盖螺钉直径d5（数量）：d5＝d2＝

定位销直径d6（数量）：d6＝0.8d2＝0.810＝8mm （2个）

1.28＝9.6mm ，取 1＝10mm 齿轮圆至箱体内壁距离1：11.2＝

小齿轮端面至箱体内壁距离2：21 ，取 2＝10mm

轴承端面至箱体内壁距离3：当轴承脂润滑时，3＝10～15 ，取 3＝10 大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离4：4>30～50 ，取 4＝40mm 箱体内壁至箱底距离h0： h0＝20mm

249

4020＝184.5mm ，取H＝185mm。 2

249

108＝142.5mm 箱盖外壁圆弧直径R：R＝Ra2+1+＝2

减速器中心高H：HRa2+4+h0＝

箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1：

L1＝+C1+C2+（5～10）＝8+18+16+8＝50mm

箱体内壁轴向距离L2：L2＝b1+22＝12+210＝32mm

两侧轴承座孔外端面间距离L3：L3＝L2+2L1＝32250＝132mm 2、附件的设计 （1）检查孔和盖板

查《机械基础》P440表20－4，取检查孔及其盖板的尺寸为： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm

A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4为M6，数目n＝4 R＝10 h＝3

（2）通气器

选用结构简单的通气螺塞，由《机械基础》P441表20－5，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）：

（3）油面指示器

由《机械基础》P482附录31，取油标的尺寸为：

视孔d20mm D34mm d122mm d332mm H16mm A形密封圈规格25mm3.

55mm （4）放油螺塞

螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由《机械基础》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：

（5）定位销

定位销直径 d6＝0.8d2＝0.810＝8mm，两个，分别装在箱体的长对角线上。

L>b+b1＝12+12＝24，取L＝25mm。

（6）起盖螺钉

起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部

制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。 （7）起吊装置

箱盖上方安装两个吊环螺钉，查《机械基础》P468附录13， 取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：

箱座凸缘的下方铸出吊钩，查《机械基础》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm

四、设计心得

终于，做到了这里，作图部分也已经用AutoCAD磕磕碰碰地做完了，我们本专业的第二个设计——一级直齿圆柱齿轮减速器的设计终于告一段落。

回顾整个设计过程，除了难还有的是感慨。简简单单的一个减速器，只是简单的齿轮减速，一级的，还只是直齿而已，就已经繁复到这个地步。由外到内，由大到小，减速器的几乎每个原子都需要精心计算设计。而且整个设计过程中，我们学过的知识只占很小很小的一部分，在设计的时候时常会感到茫然无措。在

用AutoCAD作图时，更是发现无处下手，重新学习一个以前完全没有接触过的软件，然后用自己十分肤浅的技术去努力拼凑出一个心中设想好的蓝图

五、参考文献

[1]范思冲主编.机械基础（非机类专业适用）.北京：机械工业出版社，2005 [2]孙建东主编.机械设计学基础.北京：机械工业出版社，2004

[3]王昆，何小柏，汪信远主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，1996 [4]沈乐年，刘向锋主编.机械设计基础.北京：清华大学出版社，1996 [5]吴宗泽，肖丽英主编.机械设计学习指南.北京：机械工业出版社，2003 [6] 机械设计手册（软件版）V3.0（网上下载）

六、主要设计一览表

31

32

机械基础课程设计 说 明 书

设计题目： 一级直齿圆柱齿轮减速器 完成日期： 2012 年 12 月 08日

设计任务书

1、题目

设计用于带式输送机的机械传动装置——一级直齿圆柱齿轮减速器。

2、参考方案

（1）V带传动和一级闭式齿轮传动 （2）一级闭式齿轮传动和链传动 （3）两级齿轮传动

3、原始数据

4、其他原始条件

（1）工作情况：一班制，输送机连续单向运转，载荷有轻微震动，室内工作，

少粉尘。

（2）使用期限：10年，大修期三年，每年工作300天。 （3）生产批量：100台（属小批生产）。

（4）工厂能力：中等规模机械厂，可加工7～8级精度齿轮。 （5）动力来源：三相交流（220V/380V）电源。 （6）允许误差：允许输送带速度误差5%。

5、设计任务

（1）设计图。一级直齿（或斜齿）圆柱齿轮减速器装配图一张，要求有主、俯、侧三个视图，图幅A1，比例1：1（当齿轮副的啮合中心距a110时）或1：1.5（当齿轮副的啮合中心距a110时）。

（2）设计计算说明书一份（16开论文纸，约20页，8000字）。

目录

一 传动装置的总体设计

1、传动方案的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 2、电动机的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 3、传动装置的总传动比的计算和分配„„„„„„„„„„„„3 4、传动装置的运动和动力参数的确定„„„„„„„„„„„„3 二 传动零件的设计

1、V带设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 2、齿轮传动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 3、轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 4、滚动轴承的选择与校核计算„„„„„„„„„„„„„„„18 5、键联接的选择及其校核计算„„„„„„„„„„„„„„„19 6、联轴器的扭矩校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„20 7、减速器基本结构的设计与选择„„„„„„„„„„„„„„21 三 箱体尺寸及附件的设计

1、箱体的尺寸设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23 2、附件的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„25 四 设计心得 …………………………………………………………27 五 参考文献 …………………………………………………………29 六 主要设计一览表 ………………………………………………„30 七 附图 ……………………………………………………………„31

设计内容：

一、 传动装置的总体设计

1、 确定传动方案

本次设计选用的带式输送机的机械传动装置方案为V带传动和一级闭式齿轮传动，其传动装置见下图。

2、 选择电动机

（1） 选择电动机的类型

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。

（2） 选择电动机的额定功率

① 带式输送机的性能参数选用表1的第 6组数据，即：

表一

工作机所需功率为：

Pw

Fv1600N1.1m/s

1.76kW 10001000

2

②从电动机到工作机的传动总效率为：12345

其中1、2、3、4、5分别为V带传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和滚筒的效率，查取《机械基础》P459的附录3 选取1=0.95 、2=0.97（8级精度）、3=0.99（球轴承）、4=0.995、5=0.96

22故0.950.970.990.9950.960.[1**********]20.862 12345

③ 电动机所需功率为

Pd

Pw



1.76kW

2.04kW 又因为电动机的额定功率PedPd 0.862



查《机械基础》P499的附录50，选取电动机的额定功率为2.2kW，满足电动机的额定功率 PedPd。 （3） 确定电动机的转速 传动滚筒轴工作转速：nw

v6010001.1m/s601000

116.714r/min

D3.14180mm

查《机械基础》P459附录3， V带常用传动比为i1=2~4，圆柱齿轮传动一级减速器常用传动比范围为i2=3~5（8级精度）。根据传动装置的总传动比i与各级传动比i1、i2、„in之间的关系是i=i1i2„in，可知总传动比合理范围为i=6~20。

又 因为

nminw

，

故 电动机的转速可选择范围相应为

700.284r/minn2334.28r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。 （4） 确定电动机的型号

选上述不同转速的电动机进行比较，查《机械基础》P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：

表二

为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y100L1-4。

查《机械基础》P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：

电动机的技术数据

3、 传动装置的总传动比的计算和分配 （1） 总传动比 12.166 （2） 分配各级传动比

各级传动比与总传动比的关系为i=i1i2。根据V带的传动比范围i1=2 ~ 4 ，初选i1＝3.042，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为4，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3~5（8级精度），且符合了在设计带传动和一级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，应使带传动比小于齿轮传动比，即i带

4、计算传动装置的运动和动力参数 （1） 计算各轴输入功率

① 0轴（电动机轴）的输出功率为：

P0=Ped=2.2kW

②1轴（减速器高速轴）的输入功率：从0轴到1轴，经过V带传动和一个联轴器，所以：

P1Ped带=2.2kW

0.95=2. 09kW

③ 2轴（减速器低速轴）的输入功率：从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮传动，一对齿轮啮合传动，所以：

P2P1承齿=2.09kW0.990.97=2.007kW

④ 3轴（滚筒轴）的输入功率：从2轴到3轴，经过一对轴承，一个联轴器，所以：

P3P2承联=2.007kW0.990.995=1.977kW

（2） 计算各轴转速

① 0轴（电动机轴）的转速：

nnr/m i m1420

1420rmin1n1nm/i1466.798rmin1

3.042

1

142r0min

n2n1/i2mn/1ii116.700r2

3.0424

② 1轴（减速器高速轴）的转速：

③ 2轴（减速器低速轴）的转速：

1

m i n

④ 3轴（滚筒轴）的转速：

1420rmin1

n3n2n1/i2nm/i1i2116.700rmin1

3.0424

（3） 计算各轴转矩 ① 0轴（电动机轴）的转矩：

00n/0 M0955P

2.2kW

95

142r0/min

1N4.m79 6

② 1轴（减速器高速轴）的转矩：

01n/1 M1955P

2.0kW9

954N2.m75 8

466.7r98/min

③ 2轴（减速器低速轴）的转矩：

02n/2 M2955P

2.00kW7

9516N4.m2 40

116.7r00/min

④ 3轴（滚筒轴）的转矩：

M39550P3/n39550

1.977kW

161.785Nm

116.700r/min

把上述计算结果列于下表：

表五

二、 传动零件的设计

1、 箱外传动件设计（V带设计） （1）计算设计功率Pd

PdKAPed

根据V带的载荷有轻微振动，一班工作制（8小时），查《机械基础》P296表13－6，取KA＝1.1。

即PdKAPed1.12.2kW2.42kW （2）选择带型

普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械基础》P297图13－11选取。根据算出的Pd＝2.42kW及小带轮转速n1＝1420r/min ，查图得：d d=80～100可知应选取Z型V带。 （3）确定带轮的基准直径并验证带速

由《机械基础》P298表13－7查得，小带轮基准直径为50～90mm（ddmin=50mm），则取dd1= 80mm> ddmin.（dd1根据P295表13-4查得）

dd2i13.042,所以 dd2=803.042=243.36mm

dd1

由《机械基础》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得dd2=250mm ① 误差验算传动比：i误=

dd2250

（为弹性滑动率） 3.157

dd1(1)80(11%)

误差i

i误i13.1573.042

100%100%3.8%＜5% 符合要求 i13.042

② 带速 v=

dd1n

601000



801420

601000

5.948m/s

满足5m/s

（4）确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角

由式0.7dd1dd2a02dd1dd2 可得0.7（80+250）a02（80+250） 即231a0660，选取a0=500mm

所以有：

(dd2dd1)2(25080)2

Ldo2a0(dd1dd2)2500(80250)mm1532.813mm24a024500

由《机械基础》P293表13－2查得Ld＝1600mm

实际中心距 aa0

LdLdo16001532.813

500533.59 mm22

a1180o57.3o

dd2dd125080180o57.3o161.74o＞120o a533.59

符合要求。3.042 1420 80 （5）确定带的根数z

查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW 由《机械基础》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《机械基础》P293表13－2查得，KL＝1.16 则带的根数z

Pd2.42

5.78

(PP)KK(0.350.03)0.951.1611aL

所以z取整数为6根 （6）确定带轮的结构和尺寸

根据V带轮结构的选择条件，Y100L1-4型电机的主轴直径为d=28mm； 由《机械基础》P293 ，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。

由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。

总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。 （7）确定带的张紧装置

选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 （8）计算压轴力

由《机械基础》P303表13－12查得，Z型带的初拉力F0＝55N，上面已得到a1=161.74，z=6，则F

（9）带轮的材料 选用灰铸铁，HT200。

2、 减速器内传动件的设计（齿轮传动设计） （1）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级

① 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度

因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械基础》P322表14－10，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度260HBS；大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为220HBS。

② 精度等级初选

减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据《机械设计学基础》P145表5－7，初选8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮

由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：

d1② 确定载荷系数K

因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查《机械设计学基础》P147表5－8，得K的范围为1.4~1.6， 取K＝1.5。 ③ 小齿轮的转矩

o

a1161.74o

2zFosin=2655sinN=651.64N

22

2.09kW

M19550P42.758Nm42758Nmm1/n19550

466.798r/min

④ 接触疲劳许用应力

PHlim

SHmimZN

ⅰ）接触疲劳极限应力

由《机械设计学基础》P150图5－30中的MQ取值线，根据两齿轮的齿

面硬度，查得45钢的调质处理后的极限应力为

Hlim1=600MPa ， Hlim=560MPa 2

ⅱ）接触疲劳寿命系数ZN

应力循环次数公式为 N=60 n jth

工作寿命每年按300天，每天工作8小时，故

th=(300×10×8)=24000h

N1=60×466.798×1×24000=6.722×108

N16.72281081.6810 N2= 1 i4

查《机械设计学基础》P151图5－31，且允许齿轮表面有一定的点蚀

ZN1=1.02 ZN2=1.15

ⅲ) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin

查《机械设计学基础》P151表5－10，得SHmin＝1

ⅳ）计算接触疲劳许用应力HP。

将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 p1Hlim1ZN1

SHmin6001.02MPa612MPa 1

5601.15MPa644MPa 1p2Hlim2ZN2

SHmin

ⅴ）齿数比

因为 Z2=i Z1，所以Z24Z1

ⅶ）齿宽系数

由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查《机械基础》P326表14－12，得到齿宽系数的范围为0.8～1.1。取d1。

ⅵ）计算小齿轮直径d1

由于p2p1，故应将p1代入齿面接触疲劳设计公式，得

d1

mm45.80mm④ 圆周速度v

v1n1d1

601000466.79845.80

6010001.12m/s

查《机械设计学基础》P145表5－7，v1

（3） 主要参数选择和几何尺寸计算

① 齿数

对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1在20～40之间选取。为了使重合度

较大，取z1＝20，则z2＝iz1＝80。使两齿轮的齿数互为质数，最后确定z2=81。 ② 模数m

md145.802.29mm z120

标准模数应大于或等于上式计算出的模数，查《机械基础》P311表14－1，选取标准模数m=3mm。

③ 分度圆直径d

d1mz1320mm60mm

d2mz2381mm243mm

④ 中心距a

11 a(d1d2)(60243)mm151.5mm 22

⑤ 齿轮宽度b

大齿轮宽度 b2dd1160mm60mm

小齿轮宽度 b1b2(510)mm70mm

**⑥ 其他几何尺寸的计算（ha1，c0.25）

齿顶高 haha*m 由于正常齿轮ha*1，

所以haha*m13mm3mm

齿根高hf(ha*c*)m 由于正常齿c*0.25

所以hf(ha*c*)m(10.25)3mm3.75mm

全齿高 hhahf(2ha*c*)m(210.25)3mm6.75mm

齿顶圆直径 da1d12ha60666mm

da2d22ha2436249mm

齿根圆直径 df1d12hf6023.7552.5mm

df2d2hf24323.75235.5mm

（4） 齿根校核 齿根弯曲疲劳强度的校核公式为F

① 齿形系数YF

根据Z1、Z2,查《机械设计学基础》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 ② 弯曲疲劳许用应力FP的计算公式 FP=2KT1YFFP bmd1Flim

SFminYN

ⅰ)弯曲疲劳极限应力Flim

根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由《机械设计学基础》P154图5－33的MQ取值线查得

Flim1=180MPa ， Flim2=170MPa

ⅱ）弯曲疲劳寿命系数YN

根据N1=6.722108>3106和N2=1.681108>3106，查《机械设计学基础》P156图5－34得，

YN1=1 , YN2=1

ⅲ)弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin

本传动要求一般的可靠性，查《机械设计学基础》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 ⅳ）弯曲疲劳许用应力

将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 FP1=Flim1

SFminYN1=1801MPa=150MPa 1.2

1701MPa=141.67MPa 1.2 FP2=Flim2

SFminYN2=

ⅴ）齿根弯曲疲劳强度校核 F12KT121.542758YF1=2.81MPa=33.37MPaFP1 bmd160360

2KT121.542758YF22.24MPa26.60MPaFP2 bmd160360 F2

因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。

3、 轴的设计

（1） 高速轴的设计

① 选择轴的材料和热处理

采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力160MPa，A118106。

② 初步计算轴的直径

由前计算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min

其中，A取112。

d主11220.108mm 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

d=20.108105%=21.11mm22.4mm

查《机械基础》P458附录1，取d=25mm

③ 轴的结构设计

高速轴初步确定采用齿轮轴，即将齿轮与轴制为一体。根据轴上零件的安装

和固定要求，初步确定轴的结构。设有7个轴段。

1段：该段是小齿轮的左轴端与带轮连接，该轴段直径为25mm，查《机械基础》

P475附录23，取该轴伸L1＝60mm。

2段： 参考《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=28mm。 此轴段一部分用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。

3段：此段装轴承，取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=30mm。

选用深沟球轴承。查《机械基础》P476附录24，此处选用的轴承代号为6306，其内径为30mm，宽度为19 mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。取此段长L3=17mm。

4段与6段：为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间

要有一定距离，取轴肩高度为2mm，则d4=d6=d3+2h=33mm，长度取5mm，则L4= L6＝5mm。

5段：：此段为齿轮轴段。由小齿轮分度圆直径d1=60mm可知，d6=60mm。因为

小齿轮的宽度为70mm，则L5=70mm。

7段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d7=30mm，L7＝17mm。

由上可算出，两轴承的跨度L＝L17527097mm

④ 高速轴的轴段示意图如下：

⑤ 按弯矩复合强度计算

A、圆周力：Ft12M12427581425.3N d160

B、径向力： Fr1Ft1tan1425.3tan200518.8N

ⅰ）绘制轴受力简图

ⅱ）绘制垂直面弯矩图

轴承支反力：

FAYFBYFr1518.8259.4N 22

Ft11425.3712.65N 22FAzFBz

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

Mc1FAY9797259.412580.9Nmm 22

如图

ⅲ）绘制水平面弯矩图

Mc2FAZL97712.6534563.5N

mm 22

ⅳ）绘制合弯矩图

Mc136782.01N

mm

ⅴ）绘制扭转图

转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，

aM10.64275825654.8Nmm

ⅵ）绘制当量弯矩图

截面C处的当量弯矩：

Mec44845.12N

mm

ⅶ) 43

CeMecW所以 轴强度足够。

（2）低速轴的设计

① 选择轴的材料和热处理

采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力

160MPa，A118106。

② 初步计算轴的直径

由前计算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min

计算轴径公式：d2即：

其中，A取106。

d227.36mm 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

d227.361.0528.73mm

查《机械基础》P458附录1，取d=30mm

③ 轴的结构设计

根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合高速轴的结构，初步确定低速轴的结构。设有6个轴段。

1段： 此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径d1=32mm，根据《机械基础》

P482附录32，选用LT6J3282弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为J1B3282

32mm，轴孔长度为60mm。根据联轴器的轴孔长度，又由《机械基础》P475附录23，取轴伸段（即Ⅰ段）长度L1＝58mm。

2段：查《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=3221.535mm

此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。

3段：取轴肩高度h为2.5mm，则d3=d2+2h=35+22.540mm。此段装轴承与

套筒。选用深沟球轴承。查机械基础P476附录24，此处选用的轴承代号为6208，其内径为40mm，宽度为18mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。取套筒长度为10mm，则此段长L3=（18-2）+10+2=28mm。

4段：此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=4022.545mm。

因为大齿轮的宽度为60mm，则L4=60-2=58mm

5段：取轴肩高度h为2.5mm，则d5=d4+2h=50mm，长度与右面的套筒相同，即

L5=10mm。

6段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d6=40mm，L6＝17mm。 由上可算出，两轴承的跨度L＝182106098mm。

④ 低速轴的轴段示意图如下：

⑤ 按弯矩复合强度计算

A、圆周力：Ft22M221642401351.770N d2243

B、径向力：Fr2Ft2tan1351.770tan200492N

ⅰ）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAYFBYFr2492246N 22

Ft21351.770675.885N 22FAzFBz

ⅱ)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

受力图：

Mc1FAYL9824612054Nmm 22

ⅲ）截面C在水平面上弯矩为：

Mc2FAzL98675.88533118.365Nmm 22

ⅳ）合成弯矩为：

Mc35243.79Nmm

ⅴ）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec104656.8Nmm

ⅵ)校核危险截面C的强度

轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的C处，W＝0.1d43

CeMec104656.811.48Mpa

所以轴强度足够。

（3）确定滚动轴承的润滑和密封

由于轴承周向速度为1m/s

（4）回油沟

由于轴承采用脂润滑，因此在箱座凸缘的上表面开设回油沟，以提高箱体剖分面处的密封性能。

（5）确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置

因为轴承采用脂润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为10mm，并设置封油盘，以免润滑脂被齿轮啮合时挤出的或飞溅出来的热油冲刷而流失。 ( 6 ) 确定轴承座孔的宽度L

1C2(5~10m)m LC，为箱座壁厚，C1，C2为箱座、箱盖连

接螺栓所需的扳手空间，查机械基础表19-1得，取＝8mm，C1＝18mm，C2＝16mm，L＝8+18+16+8＝50mm。

（7）确定轴伸出箱体外的位置

采用凸缘式轴承盖，LH3型弹性柱销联轴器，高速轴轴承盖所用螺栓采用规格为GB/T5782 M630，低速轴采用螺栓采用规格为GB/T5782 GB/T5782M835为了方便在不拆卸外接零件的情况下，能方便拆下轴承盖，

查《机械基础》附录33，得出A、B的长度，则：

高速轴：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速轴：L2>(A-B)=45-38=7mm

由前设定高速轴的L1=60mm，低速轴的L258mm可知，满足要求。

( 8 ) 确定轴的轴向尺寸

高速轴（单位：mm）：

低速轴（单位：mm）：

4、滚动轴承的选择与校核计算

根据《机械基础》P437推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取10年，一年按300天计算， T h=(300×10×8)=24000h （1）高速轴承的校核

选用的轴承是6306深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为Pfd(XFrYFa)

由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。 因为Fa1=0N，Fr1= 518.8N，则PfdXFr 查《机械基础》P407表18－5得，X= 1，Y= 0 。 PfdXFr11.21518.8622.56N0.62256KN 查《机械基础》p406表18-3得：ft=1 ，

查《机械基础》p405得：深沟球轴承的寿命指数为＝3 ， Cr= 20.8KN； 则 L10h

106ftCr1061208003

()()1.3106h24000h 60n2P60466.798622.56

所以预期寿命足够，轴承符合要求。

（2）低速轴承的校核 选用6208型深沟型球轴承。

轴承的当量动负荷为Pfd(XFrYFa)

由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。 因为Fa2=0N，Fr2=492N，则 PfdXFr 查《机械基础》P407表18－5得，X=1 ，Y=0 。

PfdXFr1.21745.09590.405N

查《机械基础》p406表18-3得：ft=1 ，

查《机械基础》p405得：深沟球轴承的寿命指数为＝3 ，Cr=22.8KN；

106ftC1061228003

()()8.2106h24000h 则L10h

60nP60116.7590.405

所以预期寿命足够,轴承符合要求。 5、键联接的选择及其校核计算 （1）选择键的类型和规格

轴上零件的周向固定选用A形普通平键，联轴器选用B形普通平键。 ① 高速轴（参考《机械基础》p471、附录17，《袖珍机械设计师手册》p835、表15-12a）：根据带轮与轴连接处的轴径25mm，轴长为60mm，查得键的截面尺寸b＝8mm ，h＝7mm 根据轮毂宽取键长L＝40mm

高速齿轮是与轴共同制造，属于齿轮轴。 ② 低速轴：

根据安装齿轮处轴径d445mm，查得键的截面尺寸bh14mm9mm，根据轮毂宽取键长LL4848840mm。

根据安装联轴器处轴径d132mm，查得键的截面尺寸bh10mm8mm，取键长L=50mm。

根据轮毂宽取键长L＝72mm（长度比轮毂的长度小10mm） （2）校核键的强度

① 高速轴轴端处的键的校核： 键上所受作用力：Fⅰ）键的剪切强度

2M2100042.758

3420.64N d25

(0.6~0.8)60~80MPa



FF3420.64

MPa10.7MPa[]60MPa Abl840

键的剪切强度足够。 ⅱ）键联接的挤压强度 e＝

F2F25179.76

＝＝41.11MPae

MPa9

e(0.～91.5)＝～90

15 0MPa

e

F2F23420.64MPa24.4MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl740

键联接的挤压强度足够。 ② 低速轴两键的校核

A、 低速轴装齿轮轴段的键的校核： 键上所受作用力：Fⅰ）键的剪切强度

2M21000164.240

7299.56N d45



FF7299.56

MPa13.0MPa[]60MPa Abl1440

键的剪切强度足够。 ⅱ）键联接的挤压强度

e

F2F27299.56MPa40.MPa6[e]Aehl940

(17.~2.0)601MPa02~120

键联接的挤压强度足够。

B、低速轴轴端处的键的校核： 键上所受作用力 ：F

2M21000164.240

10265N d32

ⅰ）键的剪切强度



FF10265MPa20.53MPa[]60MPa Abl1050

键的剪切强度足够。 ⅱ）键联接的挤压强度

e

F2F210265MPa51.3MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl850

键联接的挤压强度足够。 6、联轴器的扭矩校核 低速轴： 选用LT6

J3282

弹性套柱销联轴器，查《机械基础》P484附录33，得许用转

J1B3282

速[n]＝3800r/min 则 n2＝116.7r/min

7、减速器基本结构的设计与选择 （1）齿轮的结构设计

① 小齿轮：根据《机械基础》P335及前面设计的齿轮尺寸，可知小齿轮齿根圆直径为52.5mm，根据轴选择键的尺寸h为7 ，则可以算出齿根圆与轴孔键槽底部的距离x=

52.5337

6.25mm，而2.5mn2.537.5mm，则有

2

x

① 高速轴的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+5+17=234mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。

② 低速轴的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=58+60+28+58+10+17=231mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。 （3）滚动轴承的配合

高速轴的轴公差带选用j 6 ，孔公差带选用H 7 ；

低速轴的轴公差带选用k 6 ，孔公差带选用H 7 。 高速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 2.5，外壳孔/ P 6 = 4.0；

端面圆跳动轴肩/ P 6 = 6，外壳孔/ P 6 = 10。 低速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 4.0，外壳孔/ P 6 = 6； 端面圆跳动轴肩/ P 6 = 10，外壳孔/ P 6 = 15。

轴配合面Ra选用IT6磨0.8，端面选用IT6磨3.2； 外壳配合面Ra选用IT7车3.2，端面选用IT7车6.3。 （4）滚动轴承的拆卸

安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。 （5）轴承盖的选择与尺寸计算

①轴承盖的选择：

选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT150制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。

②尺寸计算

Ⅰ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算 A、高速轴：

选用的轴承是6306深沟型球轴承，其外径D＝72mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。查《机械基础》P423计算公式可得： 螺钉直径d3＝8，螺钉数 n＝4 d0d31819

D0D2.5d3722.5892D2D02.5d3922.58112e1.2d31.289.6e1e,e19.6，取e1＝10

D4＝D-（10～15），取D4＝72-12＝60D5＝D03d3923868D6D(2~4)72270m＝e1＝10

B、低速轴：

选用的轴承是6208型深沟型球轴承，其外径D＝80mm。尺寸为：

螺钉直径8，螺钉数4

d0d31819

D0D2.5d3802.58100D2D02.5d31002.58120e1.2d31.289.6e1e,e19.6，取e1＝10

D4＝D-（10～15），取D4＝80-15＝65D5＝D03d31003876D6D(2~4)80278m＝e1＝10

图示如下：

Ⅱ）非轴段处的轴承盖（闷盖）尺寸计算：高速轴与低速轴的闷盖尺寸分别与它们的透盖尺寸相同。 （6）润滑与密封 ① 齿轮的润滑

采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 ② 滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为1m/s

齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 ④ 密封方法的选取

箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处

设置毡圈加以密封。

三、箱体尺寸及附件的设计

1、箱体尺寸

采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下： 中心距a=151.5mm，取整160mm 总长度L：L3a530mm

总宽度B：B2.7a2.7160432mm 总高度H：H2.4a2.4160384mm

箱座壁厚：0.025a10.02516015mm8mm，未满足要求

＝0.025a，直接取18 mm

箱盖壁厚1：10.02a10.0216014.2mm8mm，未满足要求

，直接取8mm 1＝0.02a18

箱座凸缘厚度b： b＝1.5=1.5*8=12 mm

1.51=1.5*8=12mm 箱盖凸缘厚度b1： b1＝

箱座底凸缘厚度b2：b2＝2.5=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：m＝0.85=0.85*8=6.8 mm 箱盖肋厚m1：m1＝0.851=0.85*8=6.8mm 扳手空间： C1＝18mm，C2＝16mm

轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：D2高＝D+5d3＝62+56＝92mm 低速轴上的轴承：D2低＝D+5d3＝68+58＝108mm 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承：S高

D2=92mm

D2＝108mm

低速轴上的轴承：S低

16mm 轴承旁凸台半径R1：R1C2＝

箱体外壁至轴承座端面距离l1：l1＝C1+C2+（5～10）＝18+16+8＝42mm

17.76mm 地脚螺钉直径df：df＝0.036a+12＝0.036160+12＝

地脚螺钉数量n：因为a=160mm

13.32mm 轴承旁螺栓直径d1：d1＝0.75df＝0.7517.76＝

凸缘联接螺栓直径d2：d2＝（0.5～0.6）df＝8.88～10.656(mm) ,取d2＝10mm 凸缘联接螺栓间距L：L150～200， 取L＝100mm 轴承盖螺钉直径d3与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n＝4 低速轴上的轴承： d3=8，n＝4 检查孔盖螺钉直径d4：d4＝0.3～0.4df＝5.328～7.104mm,取d4＝6mm 检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm

10mm（2个） 启盖螺钉直径d5（数量）：d5＝d2＝

定位销直径d6（数量）：d6＝0.8d2＝0.810＝8mm （2个）

1.28＝9.6mm ，取 1＝10mm 齿轮圆至箱体内壁距离1：11.2＝

小齿轮端面至箱体内壁距离2：21 ，取 2＝10mm

轴承端面至箱体内壁距离3：当轴承脂润滑时，3＝10～15 ，取 3＝10 大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离4：4>30～50 ，取 4＝40mm 箱体内壁至箱底距离h0： h0＝20mm

249

4020＝184.5mm ，取H＝185mm。 2

249

108＝142.5mm 箱盖外壁圆弧直径R：R＝Ra2+1+＝2

减速器中心高H：HRa2+4+h0＝

箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1：

L1＝+C1+C2+（5～10）＝8+18+16+8＝50mm

箱体内壁轴向距离L2：L2＝b1+22＝12+210＝32mm

两侧轴承座孔外端面间距离L3：L3＝L2+2L1＝32250＝132mm 2、附件的设计 （1）检查孔和盖板

查《机械基础》P440表20－4，取检查孔及其盖板的尺寸为： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm

A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4为M6，数目n＝4 R＝10 h＝3

（2）通气器

选用结构简单的通气螺塞，由《机械基础》P441表20－5，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）：

（3）油面指示器

由《机械基础》P482附录31，取油标的尺寸为：

视孔d20mm D34mm d122mm d332mm H16mm A形密封圈规格25mm3.

55mm （4）放油螺塞

螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由《机械基础》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：

（5）定位销

定位销直径 d6＝0.8d2＝0.810＝8mm，两个，分别装在箱体的长对角线上。

L>b+b1＝12+12＝24，取L＝25mm。

（6）起盖螺钉

起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部

制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。 （7）起吊装置

箱盖上方安装两个吊环螺钉，查《机械基础》P468附录13， 取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：

箱座凸缘的下方铸出吊钩，查《机械基础》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm

四、设计心得

终于，做到了这里，作图部分也已经用AutoCAD磕磕碰碰地做完了，我们本专业的第二个设计——一级直齿圆柱齿轮减速器的设计终于告一段落。

回顾整个设计过程，除了难还有的是感慨。简简单单的一个减速器，只是简单的齿轮减速，一级的，还只是直齿而已，就已经繁复到这个地步。由外到内，由大到小，减速器的几乎每个原子都需要精心计算设计。而且整个设计过程中，我们学过的知识只占很小很小的一部分，在设计的时候时常会感到茫然无措。在

用AutoCAD作图时，更是发现无处下手，重新学习一个以前完全没有接触过的软件，然后用自己十分肤浅的技术去努力拼凑出一个心中设想好的蓝图

五、参考文献

[1]范思冲主编.机械基础（非机类专业适用）.北京：机械工业出版社，2005 [2]孙建东主编.机械设计学基础.北京：机械工业出版社，2004

[3]王昆，何小柏，汪信远主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，1996 [4]沈乐年，刘向锋主编.机械设计基础.北京：清华大学出版社，1996 [5]吴宗泽，肖丽英主编.机械设计学习指南.北京：机械工业出版社，2003 [6] 机械设计手册（软件版）V3.0（网上下载）

六、主要设计一览表

31

32