课程设计说明书
课程名称：机械设计
设计题目：齿轮减速箱课程设计
专业：机械设计制造及自动化班级：
学生姓名: 学号: 1
指导教师:
湖南工业大学科技学院教务部制
2013年 1月 6 日
目录
第一章齿轮设计 (1)
1.1，齿轮设计参数 (1)
1.2，具体设计 (1)
1.2.1齿轮减速箱已知参数 (1)
1.2.2各个轴的转矩，输入功率与转速. (2)
1.3计算高速级齿轮参数，选出合理齿轮 (3)
1.3.1齿面接触强度设计。 (3)
1.3.1.1计算各项参数 (3)
1.3.1.2计算 (4)
1.3.2齿根弯曲强度设计 (5)
1.3.2.1确定计算参数 (5)
1.3.2.2设计计算 (6)
1.3.3几何尺寸计算 (6)
1.3.4齿轮1，2三维立体图 (7)
1.4计算低速级齿轮参数，选出合理齿轮 (8)
1.4.1齿面接触强度设计。 (8)
1.4.1.1计算各项参数 (8)
1.4.2齿根弯曲强度设计 (9)
1.4.2.1确定计算参数 (9)
1.4.2.2设计计算 (10)
1.4.3几何尺寸计算 (11)
1.4.4 齿轮3、4三维图 (11)
1.4.5附表 (12)
第二章轴与轴承的设计与校核 (12)
2.1轴1与其支撑轴承的设计与校核 (12)
2.1.1轴1的初步设计计算 (12)
2.1.2轴的结构设计。 (13)
2.1.3确定轴承1与轴各段长度。 (14)
2.1.3.1校核初选轴承是否符合要求。 (14)
2.1.4轴上的各种载荷 (17)
2.1.5按弯扭合成应力校核该轴强度 (17)
2.1.6精确校核轴的疲劳强度 (17)
2.1.7弯矩图 (20)
2.1.7轴1三维立体图 (21)
2.2轴2与与其支撑轴承的设计与校核 (21)
2.2.1轴1的初步设计计算 (21)
2.2.2轴的结构设计。 (22)
2.2.3确定轴承1与轴各段长度。 (23)
2.2.3.1校核初选轴承是否符合要求。 (23)
2.2.4轴上的各种载荷 (27)
2.2.5按弯扭合成应力校核该轴强度 (27)
2.2.6精确校核轴的疲劳强度 (27)
2.2.7弯矩图 (30)
2.2.8轴2三维立体图 (31)
2.3轴3与其支撑轴承的设计校核 (32)
2.3.1轴1的初步设计计算 (32)
2.3.2轴的结构设计。 (32)
2.3.3确定轴承1与轴各段长度。 (33)
2.3.3.1校核初选轴承是否符合要求。 (33)
2.3.4轴上的各种载荷 (36)
2.3.5按弯扭合成应力校核该轴强度 (37)
2.3.6精确校核轴的疲劳强度 (37)
2.3.7弯矩图 (39)
2.3.8轴3三维立体图 (41)
2.4润滑 (41)
第三章键的选用及齿轮箱的设计 (42)
3.1选用键 (42)
3.1.1根据参考文献一和参考文献的选用轴1上将半联轴器周向固定的
键 (42)
3.1.2根据参考文献一和参考文献的选用轴2上将齿轮周向固定的键42
3.1.3根据参考文献一和参考文献的选用轴3上将齿轮和半联轴器周向
固定的键 (43)
3.2齿轮箱设计 (43)
3.3总装三维立体 (43)
总结 (45)
参考文献 (46)
第一章 齿轮设计
1.1，齿轮设计参数
小齿轮材料为40Cr ，调质，硬度280HBS 。 大齿轮材料为45钢，调质，硬度240HBS 。 精度7级，螺旋角b =15度。
设计工作寿命为10年，每年工作300天两班制。
1.2，具体设计
1.2.1齿轮减速箱已知参数
02400 2.3 5.520P FV K W ==?=
=0.98
η齿轮
=0.99
η联轴器
=0.99
η轴承
=0.96
η卷筒
算得总功率
4
2
2
5.520
6.35920.990.990.980.96
P P K W
η
=
=
≈???
输出的卷筒转速
6000060000 2.3=176m in
0.250v
n r d
ππ
?'=
=
根据课程设计指导书P173页选用电动机型号为Y132M-4，额定功率为7.5KW ，
空载转速1500r/min ，满载转速n=1440r/min
因此总传动比
15008.52176
n i n =
=≈'
因此传动比的分配为
12 3.33i =
=
≈
3412
8.52 2.563.33
i i i =
=
≈
1.2.2各个轴的转矩，输入功率与转速.
轴0
01500m in
r
n n ==
0 6.3592P P K W ==
000
6.35929550955040.491500
P T N m n =?
=?
=
轴1
101500m in
r
n n == 100 6.35920.99 6.2956P P KW η==?≈
111
6.29569550955040.081500
P T N m
n =?
=?
=
轴2
1212
1500450.45m in
3.33
n r
n i =
=≈211 6.29560.990.98 6.1080P P KW
η==??≈222
6.108095509550129.50450.45
P T N m
n =?
=?
=
轴3
2334
450.45176m in
2.56
n r
n i =
=≈
322 6.10800.990.98 5.9260P P K W
η==??≈
333
5.926095509550321.5176
P T N m n =?
=?
=
轴4
43176m in
r
n n ==
433 5.92600.990.99 5.632P P KW
η==??≈
444
5.63295509550305.6176
P T N m n =?
=?
=
传送带
544 5.6320.990.99 5.520P P KW
η==??≈
1.3计算高速级齿轮参数，选出合理齿轮
1.3.1齿面接触强度设计。
1t d ≥
由公式算得齿轮1的扭矩
111
955040.08Z P T N m
n =?
= 120z =，220 3.3367z =?≈
1.3.1.1计算各项参数
1）试选t
K =1.6，由参考文献一P217得区域系数
H
Z =2.425，由参考文献一
P215页图得
10.749ε?=，
20.865
αε=，则
120.7490.865 1.614
ααεε+=+=，由P205
选取齿宽系数1
d φ=
2）许用接触疲劳应力
由参考文献一P209图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
lim 1590M Pa
σ=；大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2540M Pa σ=
3）由参考文献一公式10-13计算应力循环次数
9
11606015001(2812300) 5.1810
h N n jL ==??????=?
9
9
2 5.1810 1.56103.33
N ?=
=?
4）由参考文献一图10-19接触疲劳寿命系数10.93H N K =,20.96H N K =。 5）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由书式10-12得
[]1lim 1
1
0.93590548.7H N H
K M P
S σσ==?=； []2lim 2
2
0.96540518.4H N H K M P
S
σσ=
=?=。
6）许用接触应力
[][][]12
548.7518.4
533.552
2
H H H M Pa
σσσ++=
=
=
1.3.1.2计算
1）试算小齿轮分度圆直径
1t
d ，由计算公式得
142.52t d m m m ≥
≈
2）计算圆周速度
11
42.521500
3.34601000
601000
t d n v m s
ππ??=
=
≈??
3）计算齿宽b 及模数
nt
m
142.52d t b d m m
φ==
11
cos 2.05t nt d m m m
z β
=
≈
2.25 4.61nt h m mm
=≈
9.22
b h ≈
4）计算纵向重合度
10.318tan 0.318120tan 15 1.70
d z
βεφβ==???≈
5）计算载荷系数K
已知使用系数1A K =,根据带速V=3.34m/s ，7级精度，由参考文献一图10-8
查得动载系数 1.12V K =；由参考文献一表10-4查得H K
β的值与直齿轮的相同，
故
1.405
H K β=，由参考文献一图10-13查得
1.55
F K β=，由参考文献一表10-3
查得 1.4H F K K αα==。故载荷系数1 1.12 1.4 1.405 2.20
A V H H K K K K K β?==???≈
6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由书式10-10a 得
1142.5247.28d d mm ==?
≈
7）计算模数n
m 。
11
cos 47.28cos15
2.2820
n d m m m
z β?=
=
≈
1.3.2齿根弯曲强度设计
由书式10-17
n m ≥
1.3.
2.1确定计算参数
1）计算载荷系数
1 1.1
2 1.4 1.55 2.43A V F F K K K K K β?==???≈
2）根据纵向重合度
1.70
βε=，由参考文献一图10-28查得螺旋角影响系数
0.878
Y β=
3）计算当量齿数
113
3
2022.19cos cos 15V z z
β=
=
≈
2233
6774.34cos cos 15
V z z β
=
=
≈
4）查取齿形系数 由参考文献一表10-5查得1 2.714
Fa Y =，
2 2.232
Fa Y =。
5）查取应力校正系数 由参考文献一表10-5查得
1 1.571Sa Y =，
2 1.758
Sa Y =。
6）由参考文献一图10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限
1490FE M Pa
σ=，大
齿轮的弯曲强度极限2370FE M Pa σ=
7）由参考文献一图10-18去弯曲疲劳寿命系数10.90FN K =，20.93FN K = 8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由参考文献一式10-12得
[]11
1
0.90490315.001.4
F N F E F K M P a S σσ?==≈ []22
20.93370
245.791.4
F N F E F K M Pa
S
σσ?=
=
≈
9）计算大、小齿轮的
2
2
2
F a S a F
Y
Y
s 轾犏臌并加以比较
[]11
1
2.714 1.5710.01353
315.00Fa Sa F Y Y σ?=
≈
[]22
2
2.232 1.7580.01596
245.79
Fa Sa F Y Y σ?=
≈
大齿轮数值大 1.3.2.2设计计算
1.60n m m m
≥
≈
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法向模数n
m 大于由齿根弯曲疲劳
强度计算的法面模数，取2n m m m
=，也可以满足弯曲强度，但为了满足足够的
接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径
147.28d m m
=来计算应有的
齿数，于是由
11cos 47.28cos15
22.8
2
n
d z m β?=
=
≈
取
123
z =，则
21 3.332377
z uz ==?≈
1.3.3几何尺寸计算
1）计算中心距
()12(2377)2103.522cos 2cos15
n
z z m a m m
β
++?=
=
≈?
将中心距圆整为104mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
齿轮
2
齿轮1
()12(2377)2arccos
arccos
155********
n
z z m a
β++?'''
==≈?
因b 改变不多，故参数αε、
K β
、H Z 等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径。
1122346.01cos cos155633n z m d mm
β?=
=
≈'''
22772154.02cos cos155633n z m d m m
β
?=
=
≈'''
计算齿轮宽度。
1146.0146.01d b d m m
φ==?=
圆整后取1253,48b m m b m m ==
1.3.4齿轮1，2三维立体图
1.4计算低速级齿轮参数，选出合理齿轮
1.4.1齿面接触强度设计。
320z =，420 2.5651z =?≈
3t d ≥
由公式算得齿轮3的扭矩
333
6.10800.99
95509550128.2450.45
z Z z P T N m
n ?=?
=?
≈
1.4.1.1计算各项参数
1）试选t
K =1.6，由参考文献一P217得区域系数
H
Z =2.425，由参考文献一
P215页图得
10.749ε?=，
20.820
αε=，则
120.7490.820 1.569
ααεε+=+=，由P205
选取齿宽系数1
d φ=
2）许用接触疲劳应力
由参考文献一P209图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
lim 1590M Pa
σ=；大齿轮的接触疲劳强度极限
lim 2540M Pa
σ=
3）由参考文献一公式10-13计算应力循环次数
9
336060450.451(2812300) 1.55710
h N n jL ==??????≈?
9
8
2 1.55710
6.0810
2.56
N ?=
≈?
4）由参考文献一图10-19区接触疲劳寿命系数10.94
H N K =,
20.97
HN K =.
5）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献一式10-12得
[]1lim 1
10.94590554.6H N H K M P
S σσ=
=?=；
[]2lim 2
2
0.97540523.8H N H K M P
S
σσ==?=。
6）许用接触应力
[][][]12
554.6523.8
539.22
2
H H H M Pa
σσσ++=
=
=
1.4.1.2计算
1）试算小齿轮分度圆直径1t
d ，由计算公式得
364.23t d m m m ≥
≈
2）计算圆周速度
11
64.23450.45
1.51601000
601000t d n v m s
ππ??=
=
≈??
3）计算齿宽b 及模数nt
m
164.23d t b d m m φ=≈ 11cos 3.10t nt d m m m
z β=≈
2.25 6.975nt h m mm
=≈
9.21b h ≈
4）计算纵向重合度
10.318tan 0.318120tan 15 1.70
d z
βεφβ==???≈
5）计算载荷系数K 已知使用系数1
A
K
=,根据带速V=1.51m/s ，7级精度，由参考文献一图10-8
查得动载系数 1.08
V K =；由参考文献一表10-4查得H K β
的值与直齿轮的相同，故
1.406
H K β=，由参考文献一图10-13查得
1.425
F K β=，由参考文献一表10-3
查得
1.1
H F K K αα==。故载荷系数
1 1.08 1.1 1.406 1.670
A V H H K K K K K β?==???≈
6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献一式10-10a 得
3364.2365.15t
d d mm
==?
≈
7）计算模数
n
m 。
33
cos 65.15cos15
3.1020
n d m m m
z β?=
=≈
1.4.2齿根弯曲强度设计
由书式10-17
n m ≥
1.4.
2.1确定计算参数
1）计算载荷系数
1 1.08 1.1 1.425 1.69
A V F F K K K K K β?==???≈
2）根据纵向重合度 1.70
b e =，由书图10-28查得螺旋角影响系数0.878
Y β=
3）计算当量齿数
113
3
2022.19
cos cos 15V z z
β=
=
≈
2233
5156.59
cos cos 15
V z z β
=
=
≈
4）查取齿形系数
由参考文献一表10-5查得1 2.714Fa Y =，2 2.290Fa Y =。 5）查取应力校正系数
由参考文献一表10-5查得1 1.571Sa Y =，2 1.717Sa Y =。
6）由参考文献一图10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限1490FE M Pa σ=，大齿轮的弯曲强度极限2370FE M Pa σ=
7）由书图10-18去弯曲疲劳寿命系数10.93
FN K =，
20.97
FN K =
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由书式10-12得
[]11
1
0.93490325.501.4
F N F E F K M P a
S σσ?==≈ []22
20.97370
256.361.4
F N F E F K M P a
S
σσ?=
=
≈
9）计算大、小齿轮的
2
2
2
F a S a F
Y
Y
s 轾犏臌并加以比较
[]11
1
2.714 1.571
0.0131
325.5F a Sa F Y Y σ?=
≈
[]22
2
2.290 1.7170.0153
256.36
F a Sa F Y Y σ?=
≈
大齿轮数值大 1.4.2.2设计计算
2.08n m m m
≥
≈
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法向模数n
m 大于由齿根弯曲疲劳
强度计算的法面模数，取
2.5n m mm
=，也可以满足弯曲强度，但为了满足足够
的接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径365.15d m m =来计算应有的齿数，于是由
33cos 65.15cos15
31.5
2
n
d z m β?=
=
≈
取332z =，则43 2.563282z uz ==?≈
1.4.3几何尺寸计算
1）计算中心距
()34(3282) 2.5147.522cos 2cos15
n
z z m a m m
β
++?=
=
≈?
将中心距圆整为148mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
()34(3282) 2.5
arccos
arccos
15400822148
n
z z m a
β++?'''
==≈?
因b 改变不多，故参数
α
ε、
K β
、
H
Z 等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径。
33 2.53283.08cos cos154008n z m d mm
β?=
=
≈'''
2482 2.5212.91cos cos154008n z m d mm
β
?=
=
≈'''
计算齿轮宽度。
3170.1170.11d b d m m
φ==?= 圆整后取
3477,72b m m b m m
==
1.4.4 齿轮3、4三维图
齿轮4
齿轮3
1.4.5附表
第二章 轴与轴承的设计与校核
2.1轴1与其支撑轴承的设计与校核
2.1.1轴1的初步设计计算
1） 由第一章算得轴一的转速11500/m in
n r =，扭矩
140.08T N m
=?，轴与
齿轮做成一个整体。
2）求作用在齿轮上的力
因已知大齿轮的分度圆直径为146.01d m m = ，则：
3
3
111
11
11240.08210
1.7421046.01tan tan 20
1742659.401556331556cos cos tan 1742tan 4973.61
3te n re T ae T T F N d F F N
F F αβ
β'''
'??=
=
''≈?==?
≈==?≈
3）初步确定轴的最小直径
安下式初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献一表15-3，取0112A =，于是有
min 111218d A mm ==?
=
输入轴的最小直径显然安装联轴器处的直径12d -，如图2-1所示，为了使选轴直径12d -与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算扭矩
1
T ca A K T =，根据参考文献一表14-1，考虑到扭矩变化小，故取
1.5
A K =，
则：
1T 1.540.0860.12ca A K T N m
==?=
按照计算扭矩
T ca
应小于联轴器的公称扭矩的条件，查参考文献二表8-7知，
选用LX1，其公称扭矩为250N.m.半联轴器孔径120d m m
=，故取
1220d m m
-=，
半联轴器长度L=52mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度
138L m m
=。
2.1.2轴的结构设计。
1）拟定轴上零件装配方案。
选择如参考文献一图15-22a 的装配方案
2）根据轴向定位要求确定各轴端的直径
为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段需要制轴肩，故取2-3段的直
径2327d mm -=，在3-4段须固定一个角接触球轴承，需要做成阶梯状，则需要
3435d m m
-=，固定轴承需要一个轴肩，那么4538d mm -=。5638d mm -=右端8935d mm
-=，过来第二个轴肩7839d mm -=，则6746.01d mm -=
2.1.3确定轴承1与轴各段长度。
1）初选轴承的型号为7307C ，则初定348921L L m m --==，6753L mm -=。
2350L mm
-=，4550.5L m m -=，6716L m m -=。5656.5L m m -=。
2.1.
3.1校核初选轴承是否符合要求。
1）现已知1659.40re F N =，1497.61ae F N =，11742te F N =此轴承的基本动载荷34.2r C K N =，基本静载荷026.8r C K N =，
2)求两轴承受到的径向载荷12r r F F 和
将轴系零件收到的空间力系分解到铅垂面图2-2-b ，和水平面两个平面力系2-2-c ，其中：图2-2-c 中的te F 为通过另加转矩而平移到指向轴线；图2-2-a 中的
ae
F 亦因通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析可知：
11121111211
146.01
46.0141.9659.441.9497.612
2
232.18141.256.7126.4
41.9
659.4232.18427.2241.941.91742433.69168.3
168.3
1742433.691308.31re ae r V r V re r V r H te r H te r H r F F F N
F F F N F F N
F F F N F ?+?
?+?
=
=
≈++=-=-==
=
?≈=-=-==2491.931376.3r N F N
=≈=
=
≈
3）求两轴承的机算轴向力12
a a F F 和
对于7类轴承来说按参考文献一表13-7，轴承的派生轴承力d r F eF =，其中，e
为参考文献一表13-5中的判断系数，其值由0
a F C 的大小来确定，但现在轴承轴向
力a F 未知，故先取e=0.4，因此可以估算
11220.4177.700.4569.76d r d r F F N F F N
=≈=≈
经判断，轴承1为压紧端。轴承2为放松端，因此有：
按参考文献一式（13-11）得112497.61569.761067.37a ae d F F F N =+=+=
221020
569.761067.370.0398********.760.0213
26800
a d a a F F N F C F C ===≈=
≈ 求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值 。相对轴向载荷为 由参考文献一表13-5进行插值计算
10
1067.370.0398
26800
a F C =
≈，在表中介于
0.029~0.058之间，对应的e 值在0.40~0.43间。 插值法求得1e 值
1(0.430.40)(0.03980.029)
0.400.4110.0580.029
e -?-=+
≈-
由参考文献一表13-5进行插值计算
20
569.760.021326800
a F C =
≈，在表中介于
0.015~0.029之间，对应的e 值在0.38~0.40间。
插值法求得2e
值
2(0.400.38)(0.02130.015)0.380.389
0.0290.015e -?-=+
≈-
求得10.411
e =，20.389e =。再计算
11122212221020
0.411444.22182.570.3891424.40554.09497.61554.091051.7554.091051.70.0392********.090.0207
26800
d r d r a a
e d a d a a F e F N F e F N F F F N F F N F C F C ==?≈=≈?≈=+=+====≈=≈
两次计算0a
F C 值相差不大，因此确定10.411e =，20.389e =，11051.7a F N =，
2554.09a F N
=。
4）求轴承的当量动载荷12P P 和，因为
1122
1051.7 2.3680.411
444.22554.090.03890.389
1424.40
a r a r F F F F =≈>=≈=
由参考文献一表13-5分别查表和插值计算求得X 与Y 由参考文献一表13-5进行插值计算
10
1051.70.0392
26800
a F C =≈，在表中介于
0.029~0.058之间，而11
1051.7 2.3680.411444.22
a r F F =
≈>，对应的2X 值为0.44。2Y 介
于1.30~1.40
插值法求得1Y
值
1(1.4 1.3)(0.0580.0392)
1.30 1.365
0.0580.029
Y -?-=+
≈-
由参考文献一表13-5进行插值计算，
20
554.090.0207
26800
a F C =≈在表中介于
0.015~0.029之间，而22
554.090.03890.389
1424.40
a r F F =≈=，因此对应的1X 值为1，1Y ,
值为
因轴承在运转中有中等冲击载荷，按参考文献一表13-6，取 1.5
p f =
11111() 1.2(0.44444.22 1.3651057.1)1966.08p r a P f X F Y F N =+=??+?≈
22222() 1.2(11424.400554.09)1709.28p r a P f X F Y F N
=+=??+?≈
5）验证轴承寿命 因为
12
P P >，按轴承1受力的大小验算
3
66110103420058483.35480001030016
606015001966.08h C L h n P ε
????==?=>=?? ? ????
??
轴承校核合格。
因此可按按照图2-1布置安装的零件
2.1.4轴上的各种载荷
而判断危险截面在5-6与6-7段的交截面处，因此将危险处的力的值列在下表中。 2.1.5按弯扭合成应力校核该轴强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据参考文献一式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力
13.040.139
ca M Pa
W
σ=
=
≈?
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，有参考文献一表15-1查得
[]160M Pa σ-=。因此[]1ca σσ-<，故安全。
2.1.6精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
经过前期的分析和计算判定最危险的截面在5-6与6-7段的交截面处。 2）截面左侧