1. 设计任务书一、设计已知条件: 1、 输入轴功率P=3.8 KW 2、输入轴转速N=960r ／min 3、传动比i= 16(减速器内传动比) 4、单向传动，载荷平稳，中型机械 5、设计寿命：1 0年 二、设计参考图 1、传动系统功能图（图一） 2、齿轮传动减速器结构图（图二） 3、齿轮传动减速器装配图（图三） 三、主要零件选材建议 l 、齿轮 8级精度，小齿轮40Cr 钢，调质齿面硬度250HBS;大齿轮45﹟钢，齿面硬度225HBS 。

2、传动轴 选用45#-钢，正火处理，200HBS ，σb ＝590Mpa 3、减速器上、下座箱材料：灰口铸铁HT200 4、电动机 J02—32—2 P=4KW ，N ＝1 500r ／min 四．设计要求 1：设计说明书1份，字数在5000—10000字。

2、齿轮和轴的设计内容要详细，包括材料与热处理，齿轮的主要参数及几何尺寸，轴的结构，技术要求，强度和刚度的校核。

3、电动机型号选择，轴承选择，减速器上、下座箱基本尺寸，键、轴盖、皮带轮尺寸等要做简要说明。

4、要求总装图纸一张 (1#)、齿轮轴零件图一张(2#图纸)、齿轮的零件图一张(2图纸) 五.毕业设计说明书按下列要求编写： 1，说明书目录 2，概况 3，各零部件设计结构（附图） 4，设计计算步骤、方法所采用的数据、公式及来源 5，设计结果的评价认识及建议，不尽合理处的改进方法 6，设计小结 2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。

P=4KW N ＝1 500r ／min带式输送机由电动机驱动。

电动机1通过V 带传动2将动力传入两级 圆柱齿轮减速器3，再经过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输 送机6工作。

传动系统中经V 带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

3. 电动机的选择1）传动系统总效率η η5w —输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； ηc —联轴器效率，ηc =0.99； ηg —闭式圆柱齿轮传动效率，η'g =0.97ηb —对滚动轴承效率，ηb =0.99； ηb —V 带效率，ηv =0.94； ηcy —输送机滚筒效率，ηcy =0.96； 估算传动系统总效率 η=η12η34η45η56η7w式中 η23=ηv =0.94； η34=ηb ηg =0.99×0.97=0.9603; η45=ηb ηg =0.99×0.97=0.9603; η56=ηb ηc =0.99×0.99=0.9801; η7w =ηb ηcy =0.99×0.95=0.9504; 系统总效率 η=η23η34η45η56η7w =0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074; 2)电动机型号的选择 根据任务书推荐要求选用Y 系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，其主要性能数据如下： P w =2.53 kWY112M-4 P m =4.0 kW n =1440 r/min电动机额定功率 P m =4.0 kW 电动机满载转速 n m =1440 r/min 电动机中心高 H=112 mm 电动机轴伸直径 D=28 mm 电动机轴伸长度 E=60 mm4. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=16 (减速器内传动比)； 按展开式布置。

考虑润滑条件，为了使两级大齿轮直径相近，可由二 级圆柱齿轮减速器传动比分配图展开式曲线差得i 1=4.76，则i 2=i/i 1= 16/4.76=3.36 5. 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 1轴（输入轴）由任务书中得知输入轴转速n=960r ／min n 1= 960 r/min ； 其次由于任务书中为给确定的输送带和滚筒具体参数，那假设P 1=P r =4 kw ； T 1=955011p n =9550×4/960=39.79N ·m ； 2轴（减速器中间轴）n 2=n 1/i 1=960/4.76=201.68 r/min ； P 2=P 1η12=4×0.9603=3.744 kw ； T 2=9550P 2/n 2=9550×3.744/201.68=177.29N ·m ； 3轴（减速箱低速轴）n 3=n 2/i 2=201.68/3.36=60.02r/min ； P 3=P 2η23=3.744×0.9603=3.60kw ； T 3= 9550P 3/n 3=9550×3.60/60.02=572.81N ·m ； 将上述计算结果和传动比效率汇总如表：轴 号电动机 两级圆柱齿轮减速器0轴 1轴 2轴 3轴转速n(r/min) 1440 960 201.68 60.02 功率P(kW) 4 4 3.744 3.60转矩T(N ·m) 2.2 39.79 177.29 572.811) 高速级圆柱齿轮设计（此处的下标1表示为小齿轮，2为大齿轮） ① 选择齿轮材料及热处理方式小齿轮选用40Cr 钢，调质处理，2501=HBS ； 大齿轮选用45号钢，调质处理，2252=HBS ；② 确定许用接触应力1HP σ和2HP σL W N H H HP Z Z Z minlim][σσσ=MPa 取疲劳极限应力 MPa H 5701lim =σ MPa H 5302lim =σ根据接触应力变化次数8229111081.5)1030028(68.201160t 601077.2)1030028(960160t 60⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==n a N n a N H H按文献[3]取接触强度计算寿命系数1N Z =1，2N Z =1； 因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数W Z =1； 一般计算中取润滑系数L Z =1;按文献[3]，当失效概率低于1/100时，取接触强度最 小安全系数1min =H S 。

将以上数值代入许用接触应力计算公式L W N H H HP Z Z Z minlim][σσσ=得MPa HP 570][1=σMPa HP 530][2=σ联接件传动件 齿轮 齿轮传动比i 4.76 3.36传动效率η0.9603 0.9603MPaH 5701lim =σMPa H 5302lim =σ③ 按齿面接触强度条件计算中心距a3222)4.22()1(φσβεKT u Z Z Z Z u a HPH E +≥大齿轮转矩 29.1772=T N ·m 理论传动比 76.4'1=i 36.3'2=i 齿宽系数 1=a φ 初取载荷系数 70.1'=K弹性系数 8.189=E Z MPa 初取节点区域系数 5.2=H Z 初取重合度系数 88.0'=εZ 将以上数据带入公式mma KT u Z Z Z u a HP H E 36.63181.5776.1)53076.488.05.28.1894.22()176.4()4.22()1(3213222''''=⨯⨯⨯⨯⨯⨯+=+≥φσεmma KT u Z Z Z u a HP H E 12.69129.17776.1)53036.388.05.28.1894.22()136.3()4.22()1(3223222''''=⨯⨯⨯⨯⨯⨯+=+≥φσε 按表取 mm a 651= mm a 702= ④ 确定主要参数和计算主要尺寸 模数n m ：mmm mm a m n n 3.13.1~65.065)02.0~01.0()02.0~01.0(1==⨯== mm m mm a m n n 4.14.1~7.070)02.0~01.0()02.0~01.0(1==⨯==齿数21,z z ：63.8276.436.1736.17)176.4(3.1652)1(2'12'1=⨯===+⨯⨯=+=u z z u m a z n55.8236.357.2457.24)136.3(4.1702)1(2'44'3=⨯===+⨯⨯=+=u z z u m a z n 经元整后取83,1721==z z ，83,2523==z z 理论传动比76.41'1'==u i 36.32'2'==u i 实际传动比 ：88.41212===z z u i ，32.33412===z z u i在允许误差范围内 分度圆直径2,1d d ：mm z m d mm z m d n n 9.107833.11.22173.12211=⨯===⨯==mm z m d mm z m d n n 2.116834.18.23174.12233=⨯===⨯==齿宽21,b b ：mm a b b a 651652=⨯===φ取mm b 652=mm b b 75~65)10~5(21=+= 取mm b 751=同理mm b 703=，mm b 804= ⑤ 确定载荷系数K使用系数A K ,按表6-5，A K =1.0； 动载系数V K ，齿轮圆周速度s m n d v /64.31000609605.7214.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π齿轮精度，参考表6-6取为8级精度，按图6-20，动载荷系数12.1=V K ，齿向载荷分布系数20.1=βK ，端面重合度 αε=[1.88-3.2（11z +21z ）] =[1.88-3.2×（171+831）]=1.65 当总重合度 65.1==αγεε 时，则齿间载荷分配系数αK =1.24，最后求得在和系数43.122.112.105.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A⑥ 验算齿面接触疲劳强度按文献[3],算得重合度系数εZ =868.0374.1434=-=-αε316.188.07.1077.1868.043.122''22=⨯==⨯=εεZ K KZ由于2''2εεZ K KZ <，故设计偏于安全。

⑦ 确定许用弯曲应力21FP FP σσ，ST X NT F F FP Y Y Y S minlim][δσ=MPa按文献[3]，取弯曲疲劳极限应力MPMP F F 210,2402lim 1lim ==σσ根据弯曲应力变化总次数682268111031018.1)530028(69.81160t 601031033.4)530028(63.300160t 60⨯>⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯>⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==n a N n a N H H取弯曲强度计算系数1,121==NT NT Y Y 当5≤n m 时，尺寸系数1=X Y ,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数2=ST Y 。