机械设计基础课程设计
华南理工大学继续教育学院
课程设计说明书
题目用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器
系别清华IT
专业汽车服务工程
班级10级软件班
学号201015393333031-36
姓名蔡粤
指导老师李虹
2011年1月2日
华南理工大学广州汽车学院
课程设计（论文）任务书
兹发给10级汽车服务班学生_蔡粤_ 课程设计（论文）任务书，内容如下：
1、设计题目：用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器
运输机连续单向工作，一班工作制，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与滚筒摩擦阻力影响已经在F中考虑）。
使用期限：10年。
生产批量：20台。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮与蜗轮。
动力来源：电力，三相交流380/220V
运输带工作拉力 1.2 KN，运输带速度 1.1 m/s，卷筒直径225 mm。
2、应完成的项目：
(1) 减速器传动方案设计
(2) 减速器装配图设计
(3) 零件工作图设计
(4) 编写设计计算说明书
3、参考资料：
(1)机械设计基础.陈立德主编.高等教育出版社2007年
(2)机械设计课程设计.唐增宝常建娥主编.华中科技大学出版社.2006年
4、本设计（论文）任务书于2011年12月1日发出，于2012年1月2日前完成，1月3、4号进行答辩。
指导老师签发2011 年12月1日
课程设计（论文）评语：
1.设计独立完成情况
2.传动方案设计合理性
3.减速器装配图
4.减速器零件图
5.设计计算说明书
6.答辩情况
7.出勤情况
8.其他
课程设计（论文）总评成绩：
课程设计（论文）答辩负责人签字
2012 年1 月4 日
目录
第一章绪论 (6)
1.1 设计目的 (6)
（2）学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。（3）进行机械设计基本技能的训练，如极端、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行估算和数据处理等。（4）机械设计基础课程设计还为专业课程设计和毕业设计奠定了基础。 (6)
1.2传动方案拟定 (6)
第二章减速器结构选择及相关性能参数计算 (7)
2.1 电动机类型及结构的选择 (7)
2.2 电动机选择 (7)
2.3 确定电动机转速 (7)
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比 (8)
2.5 动力运动参数计算 (8)
第三章传动零件的设计计算 (9)
第四章齿轮的设计计算 (11)
4.1直齿圆柱齿轮 (11)
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 (11)
4.3 齿轮的结构设计 (13)
第五章轴的设计计算 (19)
5.1输入轴的设计 (19)
5.2 输出轴的的设计 (19)
第六章轴承、键和联轴器的选择 (19)
6.1 轴承的选择及校核 (19)
6.2 键的选择计算及校核 (20)
6.3 联轴器的选择 (20)
第七章减速器润滑、密封 (22)
7.1 润滑的选择确定 (22)
7.2密封的选择与确定 (22)
第八章减速器附件的选择确定 (22)
第九章设计总结 (23)
参考文献 (23)
第一章绪论
1.1 设计目的
（1）培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固和深化相关机械设计方面的知识。
（2）学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
（3）进行机械设计基本技能的训练，如极端、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行估算和数据处理等。（4）机械设计基础课程设计还为专业课程设计和毕业设计奠定了基础。
1.2传动方案拟定
1、传动系统的作用
传动装置用于传递原动机的运动和动力及变换其运动形式，以满足工作需要，是机器的重要组成部分。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
2、传动方案的分析与拟定
1、工作条件：使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，室内工作。
2、原始数据：滚筒圆周力F=1200N；
带速V=1.1m/s；
滚筒直径D=225mm；
3、方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组
合，即可满足传动比要求，同时由于
带传动具有良好的缓冲，吸振性能，
适应大起动转矩工况要求，结构简单，
成本低，使用维护方便。
图1 带式输送机传动系统简图
计 算 及 说 明 结果 第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1 电动机类型及结构的选择
本减速器设计为水平剖分，选用Y 系列三相异步电动机，封闭卧式结构。
2.2 电动机选择
（一）工作机的功率P w
w P =FV/1000=1200×1.1/1000=1.32kw （二）总效率总η
总η=带η齿轮η联轴器η2轴承η=0.95×0.97×0.99×0.982=0.88
（三）所需电动机功率d P
)(1.51.32/0.88/KW P P w d ===总η
查《机械零件设计手册》得 P ed = 2.2 kw
2.3 确定电动机转速 卷筒工作转速为：
n 卷筒=60×1000·V/（π·D ）=93.42 r/min
根据《机械设计课程设计》P7表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比齿i =3~5范围。取Ｖ带传动比
4~2=带i 。则总传动比理论范围为：总i =6~20。 故电动机转速的可选范为
d n =总i ×w n =560.52～1868.4r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min ，由标准查出三种适用的电动机型号：
电动机额定功率
P ed = 2.2 kw
方案
电 动 机型 号 额 定 功 率 电动机转速(r/min) 同 步 满 载 1 Y132S-8 2.2kw 750 710 2 Y112M-6 2.2kw 1000 940 3 Y100L1-4 2.2kw 1500 1430
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第1方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y112M-6，满n =940 r/min 。
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比
1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速满n 和工作机主动轴转速I n 可得传动装置总传动比为： 总i =满n /I n =940/93.42=10.06
2、分配各级传动装置传动比：
总传动比等于各传动比的乘积 总i =带i 齿i 取带i =2.5（普通V 带 i=2～4）
因为： 总i =带i 齿i
所以： 齿i ＝总i ／带i ＝10.06/2.5＝4.02
2.5 动力运动参数计算
（一）转速n
0n =满n =940（r/min ）
I
n =
n /带i =
满
n /带i =940/2.5=376（r/min ）
II n =I
n /齿i =376/4.02=93.53（r/min ）
III n =II n =93.53（r/min ）
选定电动机型号为
Y112M-6
5.2 带i 齿i =4.02
I n =376
（r/min ）
II n =93.53
（r/min ）
III n =93.53
（r/min ）
（二）功率P
)(5.10kw P P d ==
Ⅰ轴：)(425
.10.955.101kw P P =?==带η Ⅱ轴：)(36.10.9850.97425.11
2kw P P =??==轴承齿轮ηη 卷筒轴)(31.10.9850.9936.123kw P P =??==轴承联轴器ηη （三）转矩T 24.15/9550000==n P T (N ﹒m)
Ⅰ轴 )(2.3601m N i T T ==带带η
Ⅱ轴 34.13812==齿轴承齿轮i T T ηη (N ﹒m)
卷筒轴22.13423==齿带轴承联轴器i T T ηη(N ﹒m)
将上述数据列表如下： 轴号 功率 P/kW N /(r.min -1
) T /
(N ﹒m) i
0 1.5 940 15.24
2.5
1 1.425 376 36.20
2 1.36 93.5
3 138.3
4 4.02
3 1.31 93.53 134.22 1 第三章 传动零件的设计计算
减速器外部零件的设计计算----普通V 形带传动 设计普通V 形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向 1、选择带的型号： 查教材表8-21得 1.0A K =, 则计算功率为
P C =K A ·P=1×1.5=1.5KW
kw P 1.50=
kw P 1.4251=
kw
P 1.362=kw P 1.313=
根据1n 、c P 查教材图8-12，选取A 型带。 2、确定带轮基准直径、验算带速 查教材表8.9，选取mm d d 1001=
带速带速验算： V=n 1·d 1·π/（1000×60）=3.14×100×940/（1000×60）=4.92m/s 介于5~25m/s 范围内，故合适 大带轮基准直径d 2=n 1/n 2×d 1=4.02×100=402mm 3、确定带长和中心距a ： 0.7（d 1+d 2）≤a 0≤2·（d 1+d 2）
0.7×（100+402）≤a 0≤2×（100+402）
351.4mm≤a 0≤1004mm
初定中心距a 0= 500，则带长为
L 0=2·a 0+π·（d 1+d 2）+（d 2-d 1）2/(4·a 0)
=2×500+π·（100+402）/2+（402-100）2/(4×500)
=1833.74mm
查教材表8.4，按标准选带的基准长度L d =1900mm 的实际 中心距a=a 0+(L d -L 0)/2=500+(1900-1833.74)/2=533.13mm 4、验算小带轮上的包角α1 α1=180°-(d 2-d 1)×57.3/a=147°>120° 小轮包角合适
5、确定带的根数 由式()00c L P z P P K K α=+?确定V 带根数，
查教材表8.9得0P ＝1.18kW
0111b i P K n k ??
?=- ???
查教材表8.18 : K b =1.0275*10-3 查教材表8.19： K b =1.1373
则：3011.027********.121.1373P kw -?
??=???-= ???
查教材表8.4 得L K ＝0.99，查教材图8.11得K α＝0.97 则 ()()2.197
.099.012.018.15
.100=??+=?+=
αK K P P P z L c
故要取2根A 型V 带
选A 型带
d 1=100mm
d 2=402mm
带中心距 a =533.13mm
小轮包角合
适
选2根V 带
第四章 齿轮的设计计算
4.1直齿圆柱齿轮
按输入的转速376 r/min ，传动比3.26计算，传动功率1.9kw ,连续单向运转，载荷平稳来计算。
（1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级
因载荷平稳、功率小，小齿轮选45钢调质，齿面硬度为230HBS （教材表10.9），大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为190HBS （教材表10.9）。
齿轮精度初选8级
（2） 初选齿数和齿宽系数。 Z 1=25 Z 2=Z 1·i 2=25×4.02=100.5 取Z 2=101
04.425
101122===
z z i 传动比误差：Δ=（4.04-4.02）/4.02=0.5%<5%
符合误差要求
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按齿面接触疲劳强度计算
小齿轮的转矩为44.16 N·m 确定各参数值： 1.载荷系数：
查教材表10.11 ，电动机、轻微冲击 取K=1.1
2.许用应力：
查教材图10.24c,σHlim1=580 MPa
10.24b ，σHlim2=440Mpa
查教材图10.25c ，σFlim1=210MPa
10.25b ，σFlim2=160Mpa
查教材表10.10
S H =1.05，S F =1.35
则许用接触应力[σH1] =σHlim1/S H =580/1.05=552.38 MPa
[σH2] =σHlim2/S H =440/1.05=419.05 MPa
许用齿根弯曲应力[σF1] =σFlim1/S F =210/1.35=155.56MPa
[σF2] =σFlim2/S F =160/1.35=118.52MPa
取两式计算中的较小值，即［σH ］=419Mpa [σF ]=118MPa
小齿轮为45钢调质，齿面硬度为230HBS 大齿轮为45号钢正火，齿面硬度为190HBS
Z1=25 Z2=101 i 2=4.04
3.计算小齿轮分度圆直径 齿数比μ=101/25=
4.04
查教材表10.20 取1=d Ψ
转矩用N.mm 作单位，代入得：
m m
u u KT d H d 29.5041904.41)
104.4(10002.361.16.76][)1(6.763
2
32
11=??+???=+≥σψ
4.确定模数和齿宽
m=d1/Z1=50.29/25=2.01
查教材表10.3 ，取标准模数值 m=2.5
4.2.2按齿根弯曲接触强度校核计算 ］
［σσF S F F Y Y m
bd KT ≤=
11
2 式中：
a) 小轮分度圆直径d 1=m·Z=2.5×25=62.50mm b) 齿轮啮合宽度b=Ψd·d 1 =1.0×62.5=62.5mm
c) 查教材表10.13得两齿轮的齿形系数和应力修正系
数
Y F1=2.65 Y S1=1.59 Y F2=2.15 Y S2=1.81
将数据带入公式得：
MPa
Y Y m
bd KT S F F 36.3459.165.25.25.625.621000
2.361.1221
111
1=???????=
=σ
MPa
Y Y Y Y S F S F F F 73.3159
.165.281
.115.236.341
12212=???
==σσ
m=2.5
由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求
4.2.3齿轮几何尺寸的确定
分度圆直径：d 1=mZ 1=62.50mm
d 2=m·Z 2=2.5×101=252.5mm
齿顶圆直径:d a1= d 1+2m=62.5+2*2.5=67.5mm d a2=d 2+2m=252.5+2*2.5=257.5mm 齿根圆直径: d f1= d 1-2.5m=56.25mm
d f2= d 2-2.5m=250mm
中心距：a=m （Z 1+Z 2）/2=2.5*(25+101)/2=157.5mm
4.3 齿轮的结构设计
****************************
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=φ35)(m m
轮毂直径 1D =1.2d=1.2×35=42)(m m 圆整到45mm 轮毂长度 )(50mm L =
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 0δ=8 轮缘内径 2D =2a d -2h-20δ=179mm
取D 2 = 180(mm)
腹板厚度 c=0.3b=0.3×60=18 取c=18(mm)
腹板中心孔直径
0D =0.5(1D +2D )=0.5(180+42)=111(mm)
腹板孔直径0d =0.25（2D -1D ）=0.25（180-42）
=34.5(mm)
取0d =34.5 (mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1
T 0=18 (N ﹒m) T 1=42.78 (N ﹒m) T 2=167.96 (N ﹒m) T 3=164.97 (N ﹒m)
齿轮工作如下图所示：
i=2.5 带
i=4.02 齿
[σH］
=390Mpa [σF]
=126MPa =4.04
m=2.5
强度满足
d1=50mm d2=200mm da1=54mm da2=204m m
df1=45mm df2=195mm a=125mm
小齿轮采用齿轮轴结构大齿轮采用腹板式结构
轮毂直径:
D=50mm
1
轮毂长度:
L50
mm
轮缘内径：D2=180mm
腹板厚度：c=15mm
腹板中心孔直径：
D0=125mm
腹板孔直径d=27.5mm
齿轮倒角：n=1
第五章 轴的设计计算
5.1输入轴的设计
（1）小齿轮材料用45钢，调质，σb=650Mpa （教材表10.9）； （2）按扭转强度估算轴的直径 轴的输入功率为kw P 1.4251=
转速为n 1=376 r/min 查教材表14.1 C=125mm d≥mm n P C 49.19376
425
.1125·33=?=Ⅰ
考虑有一个键槽，将直径增大5%， 则d=19.49×(1+5%)mm=20.46mm 圆整为20mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。 轴的具体结构设计见装配图。 5.2 输出轴的的设计
⑴ 按扭矩初算轴径
大齿轮轴轴径的初算：
查教材表14.1，取：C=117
d≥mm n C 56.2853
.9336.1117P ·3322=?=
考虑有键槽，将直径增大5%，
则d=28.56×(1+5%)mm=29.99mm 圆整为30mm
以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径
轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配见装配图。
第六章 轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的
齿轮轴选用
45号钢调质，硬度
217～255HBS
d=20.46mm
圆周力：
Ft=1413.12
N
径向力：
Fr=514.33N
轴径并假设选用轻系列，查指导书表12-5表定出滚动轴承型号列表如下：
轴号轴承型号
基本尺寸mm
d D B
1 6207 35 7
2 17
2 6209 45 85 19
6.2 键的选择计算及校核
查指导书11-28得，选用A型平键，得：
小轴上的键：
A键8×7 GB1096-2003 L=50mm h=7mm 大轴上的键：
A键10×8 GB1096-2003 L=56mm h=8
A键14×9 GB1096-2003 L=45mm h=9
6.3 联轴器的选择
在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速
较低、传递转矩较大，又因减速器与工作机常不在同一机
座上，要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高
的允许较大轴线偏移的弹性套柱销联轴器。
查指导书表13-5，选用LT4型号的弹性套柱销联轴器
（T
1=44.16NM，d
1
=25mm）,用J型孔。
d
Z
=25mm，L
1
=44mm，L=62mm
小轴轴承型
号为6207
大轴轴承型
号为6209
型号
公称
转矩
T/(N·m)
许用
转速
n/
（r·1
min ）
轴孔
直径
d/mm
轴孔
长度
L/mm
外径
D/mm
材料
轴孔
类型
键槽
类型
LT4 63 5700 25 62 106 铸钢J型B型