题 目：一级直齿圆柱齿轮减速器
系 别： XXX系
专 业：
学生姓名：
学 号：
指导教师：
职 称：
录
一部分 课程设计任务书-------------------------------3
二部分 传动装置总体设计方案-------------------------3
三部分 电动机的选择--------------------------------4
四部分 计算传动装置的运动和动力参数-----------------7
五部分 齿轮的设计----------------------------------8
六部分 链传动的设计----------------------------------8
七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17
八部分 键连接的选择及校核计算-----------------------20
九部分 减速器及其附件的设计-------------------------22
十部分 润滑与密封----------------------------------24
计小结--------------------------------------------25
考文献--------------------------------------------25
课程设计任务书
设计一用于带式运输机上的一级直齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,
,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速
,使用期限10年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,
,电压380/220V。
. 设计要求:
减速器装配图一张(A1或A0)。
绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。
设计说明书一份。
. 设计步骤:
传动装置总体设计方案
电动机的选择
确定传动装置的总传动比和分配传动比
计算传动装置的运动和动力参数
设计链传动和链轮
齿轮的设计
滚动轴承和传动轴的设计
键联接设计
箱体结构设计
润滑密封设计
联轴器设计
传动装置总体设计方案
组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
特点：齿轮相对于轴承对称分布，要求轴的刚度不大。
确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将链传动和链轮设置在低速
: 传动装置总体设计图
:传动装置总体设计图所示。
:
=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.86
为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为链传动
,
为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。
电动机的选择
电动机的选择
v:
p
:
= F×V
= 2200×1.81000 = 3.96 KW
:
= p w
a = 3.960.86 = 4.6 KW
:
60×1000V
D = 60×1000×1.8π×300 = 114.6 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，，一级圆柱直齿轮减速器传动比i
=3~6，
i
=2~5，则总传动比合理范围为ia=6~30，电动机转速的可选范
n
= ia×n = (6×30)×114.6 = 687.6~3438r/min。综合考虑电动机和传
Y132S-4
5.5KW,满载转速n
=1440r/min，同步转速
。
确定传动装置的总传动比和分配传动比
1）总传动比：
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比
:
=nm/n=1440/114.6=12.6
2）分配传动
装置传动比:
=i0×i
式中i
,i分别为链传动和减速器传动的传动比。为使链传动的外廓尺寸不
i
=3，，则减速器传动比为:
/i0=12.6/3=4.2
计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速:
= nm = 1440 = 1440 r/min
= nI/i = 1440/4.2 = 342.9 r/min
= nII/i2 = 342.9/3 = 114.3 r/min
2)各轴输入功率:
= Pd× = 4.6×0.99 = 4.55 KW
= PI× = 4.55×0.99×0.97 = 4.37 KW
= PII× = 4.37×0.99×0.95 = 4.11 KW
则各轴的输出功率：
' = PI×0.99 = 4.5 KW
' = PII×0.99 = 4.33 KW
' = PIII×0.99 = 4.07 KW
各轴输入转矩:
= Td×i0×
电动机轴的输出转矩:
= 9550×p d
= 9550×4.61440 = 30.5 Nm
所以：
= Td× = 30.5×0.99 = 30.2 Nm
= TI×i× = 30.2×4.2×0.99×0.97 = 121.8 Nm
= TII×i2× = 121.8×3×0.99×0.95 = 343.7 Nm
输出转矩为：
' = TI×0.99 = 29.9 Nm
' = TII×0.99 = 120.6 Nm
' = TIII×0.99 = 340.3 Nm
链传动和链轮的设计
选择链轮齿数z
，z2
假设链速v=0.6~3m/s，查表7.6得z
≥17，故选取：z1=25；大链轮齿数：
=i2×z1 = 3×25 = 75，取z2 = 75
确定计算功率P
查表7-7得K
= 1，则：
= K
×PII' = 1×4.33 = 4.33
确定链节数L
'
初选中心距a
= 40p，则链节数为：
' = 2a0
+z1+z22+z2-z12π 2pa0
2×40p
+25+752+75-252π 2p40P = 131.6 取：Lp = 132
确定链节距p
由式（7-15），链传动的功率为：
≥Pca
K LK P
7-11，按小链轮转速估计，链工作在功率曲线的左侧，查表7-8得：
= z1
1.08 = 25191.08 = 1.34
= Lp
0.26 = 1321000.26 = 1.34
选取单排链，查表7-9，K
= 1
≥ 4.33
×1.34×1 = 2.41 KW
由P
=2.41KW和小链轮的转速n2=342.9r/min查图7-11选取链号为08A，再
7-1查得链节距p = 12.7 mm。由点（n
，P0)在功率曲线的左侧，与所选系
K
、KL一致。
确定中心距
p
[L p-z2+z12+L p-z2+z122-8z2-z12π2]
12.7
[132-75+252+132-75+2522-875-252π2]
中心距减少量
a = (0.001~0.002)a = (0.002~0.004)×510.69 = 1.02~2.04 mm
实际中心距
' = a-Δa = 510.69-(1.02~2.04) = 509.67~508.65 mm
取a' = 510 mm
验算链速V
z1n1p
×1000
25×342.9×12.7
×1000 = 1.8 m/s
计算作用于轴上的压轴力
= 1000P
= 1000×4.331.8 = 2406 N
≈ 1.2Fe = 1.2×2406 = 2887 N
齿轮的设计
高速级齿轮传动的设计计算
齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器，小
材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速
45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z
= 20，
= i12×Z1 = 4.2×20 = 84 取：Z2 = 84
初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
≥ 32K tT 1
×u±1u×Z HZ E[σ H]2
:
试选K
= 1.2
= 30.2 Nm
选取齿宽系数
= 1
由表8-5查得材料的弹性影响系数Z
= 189.8MPa
由图8-15查得节点区域系数Z
= 2.5
查得小齿轮
的接触疲劳强度极限:
= 610 MPa，大齿轮的接触疲劳
:
= 560 MPa。
计算应力循环次数：
N
= 60nkth = 60×1440×1×10×300×2×8 = 4.15×109
N
= 60nkth = N1/u = 4.15×109/4.2 = 9.87×108
由图8-19查得接触疲劳寿命系数:K
= 0.85,KHN2 = 0.89
计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
]1 = K HN1σ Hlim1
= 0.85×610 = 518.5 MPa
]2 = K HN2σ Hlim2
= 0.89×560 = 498.4 MPa
:
] = ([H]1+[H]2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa
设计计算:
:d
:
≥ 32K tT 1
×u±1u×Z HZ E[σ H]2
32×1.2×30.2×1000
×4.2+14.2×2.5×189.8508.452 = 42.8 mm
修正计算结果：
确定模数：
= d 1t
= 42.820 = 2.14 mm
:2.5 mm。
中心距：
Z 1+Z 2m n
= ()20+84×2.52 = 130 mm
计算齿轮参数：
= Z1mn = 20×2.5 = 50 mm
= Z2mn = 84×2.5 = 210 mm
φd×d
= 50 mm
圆整为整数为：b = 50 mm。
计算圆周速度v:
πd 1n 1
×1000 = 3.14×50×144060×1000 = 3.77 m/s
8-8选取齿轮精度等级为9级。
校核齿根弯曲疲劳强度：
确定公式内各计算数值：
由表8-3查得齿间载荷分配系数：K
= 1.1，KF = 1.1；齿轮宽高比
= b
*
+c*)m n] = 50[(2×1+0.25)×2.5] = 8.89
:K
= 1.09+0.26d2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50 =
8-12查得：K
= 1.34
KVKFKF = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62
由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
:Y
= 2.75 YFa2 = 2.23
:Y
= 1.56 YSa2 = 1.77
由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
= 245 MPa Flim2 = 220 MPa
同例8-2：
:N
= 4.15×109
:N
= 9.87×108
由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
= 0.81 KFN2 = 0.85
计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
]1 = K FN1σ Flim1
= 0.81×2451.3 = 152.7
]2 = K FN2σ Flim2
= 0.85×2201.3 = 143.8
Y Sa1
σ
] 1 = 2.75×1.56152.7 = 0.02809
Y Sa2
σ
] 2 = 2.23×1.77143.8 = 0.02745
按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
≥32KT 1
Z21×Y FaY Sa[σ F]
32×1.62×30.2×1000×0.02809
×202 = 1.9 mm
≤2.5所以强度足够。
各齿轮参数如下：
= 50 mm
= 210 mm
×d1 = 50 mm
圆整为整数为：b = 50 mm
b
= 55 mm b2 = 50 mm
a = 130 mm，模数：m = 2.5 mm
传动轴承和传动轴及联轴器的设计
输入轴上的功率P
、转速n1和转矩T1:
= 4.55 KW n1 = 1440 r/min T1 = 30.2 Nm
求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
= 50 mm
则:
= 2T 1
= 2×30.2×100050 = 1208 N
= Ft×tan
初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计
》表15-3，取A
= 112，得：
= A0×3P 1
= 112×34.551440 = 16.4 mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d
，所以同时需要选取联轴器的型
:T
= KAT1，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转
:K
= 1.2，则:
= KAT1 = 1.2×30.2 = 36.2 Nm
由于键槽将轴径增大4%，选
取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径
，轴孔长度38 mm，则：d
= 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36
。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm，
II-III段轴直径为：d
= 25 mm。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，
:d
= d78 = 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承
6206型深沟球轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×16 mm，轴承右
6206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，
d
= d67 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d
≤2d56 ，所以小齿轮应
:l
= 55 mm；则:
= T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mm
= T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm
轴的受力分析和校核:
）作轴的计算简图（见图a）:
根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm
带轮中点距左支点距离L
= (/2+35+16/2)mm = 43 mm
齿宽中点距左支点距离L
= (55/2+30+5-16/2)mm = 54.5 mm
齿宽中点距右支点距离L
= (55/2+5+32-16/2)mm = 56.5 mm
）计算轴的支反力：
b）：
= FtL3
= 1208×56.554.5+56.5 = 614.9 N
= FtL2
= 1208×54.554.5+56.5 = 593.1 N
d）：
= FrL3-FQ(L1+L2+L3)
= 439.7×56.5-×(43+54.5+56.5)54.5+56.5 = 223.8 N
= FrL2+FQL1
= 439.7×54.5+×4354.5+56.5 = 215.9 N
）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
C处的水平弯矩：
= FNH1L2 = 614.9×54.5 Nmm = 33512 Nmm
A处的垂直弯矩：
= FQL1 = ×43 Nmm = 0 Nmm
C处的垂直弯矩：
= FNV1L2 = 223.8×54.5 Nmm = 12197 Nmm
= FNV2L3 = 215.9×56.5 Nmm = 12198 Nmm
c）和垂直面弯矩图（图e）。
C处的合成弯矩：
= M2
+M2V1 = 35663 Nmm
= M2
+M2V2 = 35663 Nmm
f）。
）作转矩图（图g）。
）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要
14-4），取 = 0.6，则有：
= Mca
= M21+()αT12W = 356632+()0.6×30.2×10002
×503 MPa
≤[] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的
。轴的弯扭受力图如下：
轴的设计
求输出轴上的功率P
、转速n2和转矩T2：
= 4.37 KW n2 = 342.9 r/min T2 = 121.8 Nm
求作用在齿轮上的力:
已知大齿轮的分度圆直径为:
= 210 mm
则:
= 2T 2
= 2×121.8×1000210 = 1160 N
= Ft×tan
初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计
》表15-3，取:A
= 112，得:
= A0×3P 2
= 112×34.37342.9 = 26.2 mm
显然，输入轴的最小直径是安装小链轮处的轴径d
，由于键槽将轴径增大
，故选取：d
= 27 mm，取：l12 = 40 mm。小链轮轮右端用轴肩定位，故取
段轴直径为:d
= 27 mm。小链轮轮右端距箱体壁距离为20，
取:l23 = 35
。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，
d
= d67 = 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴
:6206型深沟球子轴承，其尺寸为：d×D×T = 30mm×62mm×16mm。
20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l =
，l
= 35 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d
= 38 mm，
d
= 38 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 48 mm，齿轮右端采用轴肩定位，
h ≥ 0.07d = 0.07×38 = 2.66 mm，轴肩宽度：b ≥ 1.4h = 1.4
2.66 = 0 mm，所以：d
= 44 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套
= T+s+a+2.5+2 = 16+8+11+2.5+2 = 39.5 mm
= 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+16+8+11+2.5-6=33.5 mm
轴的受力分析和校核:
）作轴的计算简图（见图a）:
根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm
带轮中点距左支点距离L
= (40/2+35+16/2)mm = 63 mm
齿宽中点距左支点距离L
= (50/2-2+39.5-16/2)mm = 54.5 mm
齿宽中点距右支点距离L
= (50/2+6+33.5-16/2)mm = 56.5 mm
）计算轴的支反力：
b）：
= FtL3
= 1160×56.554.5+56.5 = 590.5 N
= FtL2
= 1160×54.554.5+56.5 = 569.5 N
d）：
= FrL3-Fe(L1+L2+L3)
= 422.2×56.5-2406×(63+54.5+56.5)54.5+56.5 =
= FrL2+FeL1
= 422.2×54.5+2406×6354.5+56.5 = 1572.9 N
）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
C处的水平弯矩：
= FNH1L2 = 590.5×54.5 Nmm = 32182 Nmm
A处的垂直弯矩：
= FeL1 = 2406×63 Nmm = 151578 Nmm
C处的垂直弯矩：
= FNV1L2 = -3556.7×54.5 Nmm = -193840 Nmm
= FNV2L3 = 1572.9×56.5 Nmm = 88869 Nmm
c）和垂直面弯矩图（图e）。
C处的合成弯矩：
= M2
+M2V1 = 196493 Nmm
= M2
+M2V2 = 94517 Nmm
f）。
）作转矩图（图g）。
）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要
14-4），取 = 0.6，则有：
= Mca
= M21+()αT12W = 1964932+()0.6×121.8×10002
×383 MPa
≤[] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的
。轴的弯扭受力图如下：
键联接的选择及校核计算
输入轴键计算：
校核大带轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接触长度:l' = 32-6
，则键联接所能传递的转矩为:
'd[
] = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 Nm
≥T
，故键满足强度要求。
输出轴键计算：
校核大齿轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×45mm，接触长度:l' =
，则键联接所能传递的转矩为:
'd[
] = 0.25×8×35×38×120/1000 = 319.2 Nm
≥T
，故键满足强度要求。
校核小链轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×36mm，接触长度:l' = 36-8
，则键联接所能传递的转矩
为:
'd[
] = 0.25×7×28×27×120/1000 = 158.8 Nm
≥T
，故键满足强度要求。
轴承的选择及校核计算
= 10×2×8×300 = 48000 h
输入轴的轴承设计计算:
初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力，所以:
= 439.7 N
求轴承应有的基本额定载荷值C为:
ε60n 1
6L h = 439.7×360×1440106×48000 = 7064 N
选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6206轴承，C
= 19.5 KN，由课本式11-3有：
= 106
CP3
106
×144019.5×1000439.73 = 1.01×106≥Lh
输出轴的轴承设计计算:
初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力，所以:
= 422.2 N
求轴承应有的基本额定载荷值C为:
ε60n 1
6L h = 422.2×360×342.9106×48000 = 4204 N
选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6206轴承，C
= 19.5 KN，由课本式11-3有：
= 106
CP3
106
×342.919.5×1000422.23 = 4.79×106≥Lh
减速器及其附件的设计
箱体（箱盖）的分析：
箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，
箱体（盖）的材料：
由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因
,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。
箱体的设计计算，箱体尺寸如下：
代号 名称 计算与说明 结果
= 0.025a+3 ≥ 8 取 = 10 mm
箱盖壁厚 = 0.02a+3 ≥ 8
= 10 mm
箱体加强筋厚 ' = 0.85 = 0.85×10 =
取' = 10 mm
箱盖加强筋厚 ' = 0.85 = 0.85×10 =
取' = 10 mm
箱体分箱面凸缘厚 b≈1.5 = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm
箱盖分箱面凸缘厚 b1≈1.51.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm
平凸缘底厚 b2≈2.35 = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm
地脚螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm
轴承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm
联接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm
轴承盖螺钉 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm
检查孔螺钉 M8×22
地脚螺栓数 取：n = 6
润滑与密封设计
对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其
150-200 m/min，所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，
H+h
：
= 34 mm
H+h
= 30+34 = 64 mm 。
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机
，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为
。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
这次关于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论
深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的
通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多
的了解
.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械
、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材
、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机
,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，
本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮
设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知
《机械设计（第八版）》 高等教育出版社。
《机械设计（机械设计基础）课程设计》 高等教育出版社。
《机械零件手册》 天津大学机械零件教研室。