机械设计课程设计变速箱的设计

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Pw
n 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)=0.97
1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带
2
1
4
5
6
3
η=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≈0.833
P d = P w /η= 2.6/0.833≈3.1212 kw
3)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≈34.78 2) 分配各级传动比 取i v =2.5 、i 1=1.4i 2
i=i v ×i 1×i 2=2.5×1.4i 22=34.78 i 2≈3.1523 则i 1≈4.4133
3.计算传动装置的运动和动力参数 1)各轴转速
n m =n ed =1440r/min
n 1=n m /i=1440/2.5=576 r/min n 2=n 1/i 1=576/4.4133≈130.515 r/min ， n 3=n 2/i 2=130.515/3.1523≈41.40 r/min
2)各轴输入功率
P ed=3.1212kw
p1=p ed·ηv带=3.1212×0.96=2.996kw
p2=p1·η轴承(滚动)·η齿轮=2.996×0.99×0.97=2.877kw
p3=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·m
T2= 9550p2 / n2 =210.515 N·m
T3= 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=1.2
1．算功率P Ca
P Ca= K A·P d=1.2×3.1212=3.745 kw
2．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=224mm
4．验算带速V
V=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≈380mm
a 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：361.25-437.5mm
6．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 ×sin
1
2
α=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)=1.93536×109
N2=N1/ i1=4.3852899×108
4．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=366.6MPa
5．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=64.24mm
6、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=6.02325
b/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)=4.385×108
N2=N1/ i2=1.391×108
4）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=480MPa
5）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/s
b=·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 K H 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=d 1t 3
t
K
K 模数m= d 1/z=3.887 3.按弯曲强度设计：
[]
3
12
1
112F Sa Fa n dZ Y Y kT m σΦ≥ 查图10-18得K FN1=0.86 K FN2=0.9 取安全系数1.4
1
==251.857MPa 2
=
=244.286 MPa
1）计算载荷系数：
K=K A ·K v ·K F α·K F β=1.365
2）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 2221Sa1
Fa1=⨯=>=⨯=
F Sa Fa F Y Y σσ
4）带入数据计算：
综上取m=3
[]
55.223
2
=Φ≥F Sa Fa n z d Y kTY m σ
z=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T
P=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。

选取轴的材料为45号钢，调制
处理。

根据表15-3取A0=110，根据实际工作条件A0增大5%于是得：
m m n P
C d m m n P C d m m n P C d A C 85.4640
.41763.25.11538.32515.130877.25.11520576996
.25.11505.104531533
3333322233111=⨯=≥=⨯=≥=⨯=≥⨯=-钢取得：查课本表
4、轴的结构设计
（1） 拟定轴的零件的装配方案：见装配图其其简图如下
（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
1） 由于齿轮直径较小故制成齿轮轴齿轮段CD 长度有齿轮宽度决定为66mm ，AB,EF 段安装轴承考虑到齿轮距箱体内壁的距离以及与其余轴的关系AB=29，EF=29，GH 段由于安装带轮，根据所选带轮确定GH=65，直径为最小。

2） 初步选择滚动轴承。

因轴承承受大部分为径向力，受轴向力较小，故选择价格低廉的深沟球轴承，根据AB 直径，由轴承产品目录中初步选取0游隙组，，标准精度级的单列球轴承6208，其尺寸可查指导手册，右端距齿轮的距离较大故制出轴肩，轴承采用润滑脂润滑，
（3） 轴的轴向定位 见上图，
（4） 轴上圆角和倒角尺寸的确定
参考表15-2 5求轴上的载荷
首先根据上图作出轴的受力简图
载荷水平垂直
Fnr1=428.158N Fnr2=93.5N 支反力Fn Fnt1=680.258N
Fnt2=202.459N
带轮径向力Fp Fp=1430.58N
弯矩
133759.25MPa 0
总弯矩
133759.25 MPa
49.673MPa
扭矩T
6按照弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时只校核最大弯矩的截面中的数据，由于轴为单向旋转，为脉动循环变
应力，取a=0.6，轴的计算应力：总弯矩M==129409.07 N·m<133759.25 N·m
由公式=4.8MPa<=60 MPa
前面已经选定轴的材料，查表15-1查得最大极限应力为60MPa。

故安全。

二，轴二的设计
1轴上的功率P，转速n和转矩T
P=2.877KW n=130.515r/min T=210.515N.m
2求一号齿轮上的力
因已知分度圆直径所以：则Fr2=1505.2424N Ft2=547.863N
Fr3=2190.24 Ft3=797.18
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。

选取轴的材料为45号钢，调制
处理。

根据表15-3取A0=110，根据实际工作条件A0增大5%于是得：
m m n
P C d m m n P C d m m n P C d A C 85.4640
.41763.25.11538.32515.130877.25.11520576996
.25.11505.104531533
333332223311
1=⨯=≥=⨯=≥=⨯=≥⨯=-钢取得：查课本表
4、轴的结构设计
（1） 拟定轴的零件的装配方案：见装配图其其简图如下
（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
1） AB 段为轴承，BC 段为齿轮，低速级主动轮，CD 为轴肩，DE 高速从动轮EF 为轴肩，其各段尺寸根据工作需要，及相关标准确定如图，
2） 初步选择滚动轴承。

因轴承承受大部分为径向力，受轴向力较小，故选择价格低廉的深沟球轴承，根据AB 直径，由轴承产品目录中初步选取0游隙组，，标准精度级的单列球轴承6218，其尺寸可查指导手册，右端距齿轮的距离较大故制出轴肩，轴承采用润滑脂润滑，
（3） 轴的轴向定位 见上图，
（4） 轴上圆角和倒角尺寸的确定
参考表15-2 5求轴上的载荷
首先根据上图作出轴的受力简图
载荷水平垂直
支反力Fn Fnt1=1883.45N
Fnt2=659.52N Fnr1=658.523N Fnr2=1812.03N
带轮径向
力Fp
Fp=0N
弯矩
Mr=142200.475MPa Mv=268785.56 MPa
总弯矩
151326.669 MPa
扭矩T 210.515N.m
6按照弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时只校核最大弯矩的截面中的数据，由于轴为单向旋转，为脉动循环变
应力，取a=0.6，轴的计算应力：总弯矩M==151326.669 N·m
由公式=9.09MPa<=60 MPa故安全。

三，轴三的设计
1.轴上的功率P，转速n和转矩T
P=2.763KW n=41.40r/min T=637.36N.m
2求一号齿轮上的力
因已知分度圆直径所以：则Fr4=2190.44N Ft4=797.18N 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。

选取轴的材料为45号钢，调制
处理。

根据表15-3取A0=110，根据实际工作条件A0增大5%于是得：
m m n
P
C d
m m n
P
C d
m m n
P
C d
A
C
85
.
46
40
.
41
763
.2
5.
115
38
.
32
515
.
130
877
.2
5.
115
20
576
996
.2
5.
115
05
.1
45
3
15
3
3
3
3
3
3 3
2
2
2
3 3
1
1
1
=
⨯
=
≥=
⨯
=
≥=
⨯
=
≥
⨯=
-钢取
得：
查课本表
4、轴的结构设计
（1）拟定轴的零件的装配方案：见装配图其其简图如下
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
1）AB段为轴承，DE段为齿轮，低速级从动轮，CD为轴肩，
DE为轴GH为输出轴与联轴器相连部分，其各段尺寸根据工作
需要，及相关标准确定如图，
2）初步选择滚动轴承。

因轴承承受大部分为径向力，受轴向力
较小，故选择价格低廉的深沟球轴承，根据AB直径，由轴承产
品目录中初步选取0游隙组，，标准精度级的单列球轴承6212，
其尺寸可查指导手册，右端距齿轮的距离较大故制出轴肩，轴承
采用润滑脂润滑，
（3）轴的轴向定位
见上图，
（4）轴上圆角和倒角尺寸的确定
参考表15-2
5求轴上的载荷
首先根据上图作出轴的受力简图
载荷水平垂直
支反力Fn Fnt3=385.732N Fnt3=410N Fnr1=1059N Fnr2=1130N
带轮径向
Fp=0N
力Fp
弯矩
Mr=116081MPa Mv=42250.6 MPa
总弯矩
152599.1176 MPa 扭矩T
637.36N.m
6按照弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时只校核最大弯矩的截面中的数据，由于轴为单向旋转，为脉动循环变应力，取
a=0.6，轴的计算应力：总弯矩
M==152599.1176 N ·m
由公式=4.29MPa<=60 MPa 故安全。

四， 轴承及键的校核
根据公式13-5得轴承寿命高于工作时间 各键强度均在安全范围之内
第六节、 机座箱体结构尺寸及其附件
1.箱体材料的选择与毛坯种类的确定
根据减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,得到的外形美观,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯. 2.箱体主要结构尺寸计算根据指导书4-1,4-2表
名称 符号 减速器型式及结构尺寸 圆柱齿轮减速器 箱座壁厚 δ
11,8325.0取≥+a
箱盖壁厚 1δ 9,83025.0，取≥+
箱座凸缘厚度 b
δ5.1=b ＝17
箱盖凸缘厚度
1b 115.1δ=b ＝17
3.减速器的附件
1）检查孔与检查孔盖
为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动
啮合区上方的箱盖上开设检查孔
2）通气器
减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器
3）油塞
为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住
4）定位销
为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在箱体长度方向两侧各安装一
个圆柱定位销
第七节、减速器的润滑及密封形式选择
由于齿轮圆周速度均小于2m/s;故采用油润滑。

轴承端盖与轴之间密封
采用毛毡圈，必要时增加挡油板。

第八节、心得体会
通过此次为时两周的机械设计课程设计，学到了不少的知识，主要心得体会有以下几点
1）此次课程设计将一学期来学习的机械设计课程内容融合在了一起，不仅
是对所学知识的巩固也是知识的一种实践。

2）设计的内容较以前的实验更正规，更系统，也更庞大，锻炼了我们处理
复杂问题的能力。

3）此次设计经过反复计算设计绘制，是对耐心和毅力的磨练
4）设计的过程中涉及到许多国家标准，这不得不要求我们熟悉国家标准，
同时也必须学会如何根据要求合理的选择国家的标准零件，也是对日后
工作的一种实习的认识。

5）设计的过程中难免遇到困难和挫折，主要是和同学讨论和向老师请教，
在这两周内，刘敏杰老师和李淑玉老师给了不少指导，解决了我们不少的困惑，同时对我们的所学的知识起了一定的升华作用，在此表示感谢！
6）两周下来总的感觉是既累又自豪，最近一段时间可以说是作息时间全被
打乱，从早上六点半开电脑开始设计，一直到晚上十二点钟，口腔严重上火，午睡也被剥夺，但是当我做完的时候，突然感觉到自己有一个质的提高，很多东西开始融入了自己的头脑，我很幸运自己当初没有采用别人的办法去从网上下载，所以，我现在很自豪。

参考资料
1、《机械设计基础》第八版濮良贵纪名刚主编高等教育出版社
2、《机械设计课程设计指导书》宋宝玉主编高等教育出版社
3、《互换性与技术测量》第五版廖念钊古营菴莫雨松
李硕根杨兴骏编著中国计量出版社
4、《机械设计手册2008新编软件版》
5、《机械原理》孙桓陈作模葛文杰主编高等教育出版社
6、《机械制图》张琳杨月英主编建材工业出版社。