目录一．设计任务书 (1)二．传动方案的拟定及说明 (3)三．电动机的选择 (3)四．计算传动装置的运动和动力参数 (4)五．传动件的设计计算 (5)六．轴的设计计算 (14)七．滚动轴承的选择及计算 (26)八．箱体内键联接的选择及校核计算 (27)九．连轴器的选择 (27)十．箱体的结构设计 (29)十一、减速器附件的选择 (30)十二、润滑与密封 (31)十三、设计小结 (32)十四、参考资料 (33)一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图：1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器2.工作情况：载荷平稳、单向旋转3.原始数据：输送带的牵引力F（kN）：2.1输送带滚筒的直径D（mm）：450输送带速度V（m/s）：1..4带速允许偏差（％）：±5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：24.设计内容：1)电动机的选择与运动参数计算；2)直齿轮传动设计计算；3)轴的设计；4)滚动轴承的选择；5)键和联轴器的选择与校核；6)装配图、零件图的绘制；7)设计计算说明书的编写。

5.设计任务：1)减速器总装配图一张；2)齿轮、轴以及箱座零件图各一张；3)设计说明书一份；6.设计进度：1)第一阶段：总体计算和传动件参数计算2)第二阶段：轴与轴系零件的设计3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。

三、电动机的选择：1． 电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2． 电动机容量的选择：1）工作机所需功率 P wP F V/1000w w η=⨯＝3.1kW2）电动机的输出功率d Pd P ＝P w /η由于320.86ηηηηη=⨯⨯⨯=轴承齿轮链联轴器，故：d P ＝3.6kW3． 电动机转速的选择：根据()12d n w n i i i n =⋅⋅⋅⋅，初选为同步转速为1500r/min 的电动机4． 电动机型号的确定：由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW ，满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。

四、 计算传动装置的运动和动力参数：1. 计算总传动比：由电动机的满载转速m n 和工作机主动轴转速w n 可确定传动装置应有的总传动比i ：由于()1.4601000/59.41w n D π=⨯⨯⨯=， 故计算得到总传动比：24.24i = 2. 合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式3.分配传动比：1i =因为24.24i =，取24i =，125.61, 4.32i i ==， 此时速度偏差为0.5%5%< ，所以可行。

五、 各轴转速、输入功率、输入转矩：五、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。

I---II 轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比5.61）： 1．选精度等级、材料及齿数： 1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数119z =，大齿轮齿数2107z =的；2．按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—9）试算，即d ≥[]321·2.32⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ 4） 确定公式内的各计算数值：（1） 试选t K 1.3=；（2） 由图10－30选取区域系数 2.5ZH =； （3） 由表10－7选取尺宽系数1d Φ=；（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数189.8ZE Mpa =； （5）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H Mpa σ=；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H Mpa σ=；（6） 由式10－13计算应力循环次数：1N =160h n jL =()60144012830010⨯⨯⨯⨯⨯⨯=94.210⨯921/5.610.7510N N ==⨯由图10－19查得接触疲劳寿命系数10.88HN K =；20.92HN K =； （7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1％，安全系数1S =，由式（10－12）得[]H 1H 2H H 1H 2[]0.88600528[]0.92550506[]min [],[]506MPaMPaMPaσσσσσ=⨯==⨯===5） 计算过程： （1）试算小齿轮分度圆直径1t d ：1t d ≥[]3211·2.32⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ =2.323235068.1891.6561.6·110.3261.3⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=41.36mm （2）计算圆周速度：1241.3614403.11/601000601000t d n v m s ππ⨯⨯⨯⨯===⨯⨯（3）计算齿宽、模数及齿高等参数：齿宽1b=141.3641.36d t d mm Φ⨯=⨯=模数m=11z d t =1941.36=2.18齿高 2.25 2.25 2.18 4.91h m mm ==⨯= 齿宽与齿比为/41.36/4.918.42b h ==（4）计算载荷系数K ：已知载荷平稳，所以取A K =1；根据v=2.93m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数 1.1V K =； 对于直齿轮 1H F K K αα== ；由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.450H K β=由/8.42b h =,查图10-13得1.48F K β=，故：A 11.111.48 1.628v H H K K K K K αβ=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （10—10a ）得1141.3645.05td d mm ==⨯=（6）计算模数mm 11z d ==1955.04=2.37mm 3．按齿根弯曲强度设计： 由式(10—17) m ≥[]3211·2FSaFa d Y Y z KT σφ确定计算参数：1) 由图10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500F Mpa σ=;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380F Mpa σ=2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FN K = 20.93FN K = 3) 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 1.4S = ，由式10-12 得： []1F σ= 11/FN FE K S σ⨯=303.57Mpa []2F σ= 22/FN FE K S σ⨯=252.43Mpa4) 查取齿型系数和应力校正系数由表10—5 查得 1 2.850Fa Y =；2 2.175Fa Y = 由表10－5查得1 1.540Sa Y =；2 1.798Sa Y =5) 计算大、小齿轮的[]FSaFa Y Y σ并加以比较[]111F Sa Fa Y Y σ=57.30354.185.2⨯=0.01456[]222F Sa Fa Y Y σ=43.252798.1175.2⨯=0.01549 大齿轮的数值大。

6) 计算载荷系数1 1.11 1.48 1.628A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=7) 设计计算m ≥32354901.0·11911026.3628.12⨯⨯⨯⨯⨯=1.54 最终结果：m =1.544．标准模数选择：由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.54优先采用第一系列并就近圆整为标准值2m mm =，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的145.05d mm = 1)小齿轮齿数11/25.525z d m ==，取123z =2） 大齿轮齿数21 5.61129z z =⨯=， 取2z =1295.几何尺寸计算： 1) 计算中心距：a ()221mz z +==152mm2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：1146d z m mm =⨯=，22258d z m mm =⨯=计算齿轮宽度：1d b d φ=⨯46b mm =小齿轮齿宽相对大一点因此150B mm =，246B mm =3) 结构设计：以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

II---III 轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.32）： 1. 选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)： 1）材料及热处理：选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

2） 精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数124z =，大齿轮齿数2103z =的；2. 按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—9）试算，即t d ≥[]321·2.32⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ 4） 确定公式内的各计算数值（1） 试选t K 1.3=；（2） 由图10－30选取区域系数ZH ＝2.5； （3） 由表10－7选取尺宽系数1d Φ=；（4） 表10－6查得材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa （5） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H Mpa σ=； 大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H Mpa σ=；（6） 由式10－13计算应力循环次数：()9116060256.7128300100.7410h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯821/4.32 1.7110N N ==⨯由图10－19查得接触疲劳寿命系数1 1.86HN K =；20.92HN K =； （7）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1％，安全系数1S =，由式（10－12）得：[]H 1H 2H H 1H 2[]0.86600516[]0.92550506[]min [],[]506MPaMPaMPaσσσσσ=⨯==⨯===5） 计算过程：（1） 试算小齿轮分度圆直径1t d1t d ≥[]3211·2.32⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ =2.323235068.18932.432.5·110141.41.3⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=73.54mm（2） 计算圆周速度1273.54256.70.99/601000601000t d n v m s ππ⨯⨯⨯⨯===⨯⨯（3） 计算齿宽b 及模数m1b=173.5473.54d t d mm Φ⨯=⨯=m=11z d t =2473.54=3.06 齿高 2.25 2.25 3.06 6.89h m mm ==⨯= 齿宽与齿高比/73.54/6.8910.67b h == （4）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取A K =1；根据v=0.99m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数1S =1.06V K =；由于直齿轮 1H F K K αα== ；由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.463H K β=；由b/h=8.44，查图10-13得 1.461F K β=；A 1 1.061 1.463 1.55v H H K K K K K αβ=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= （4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得1173.5477.98td d mm ==⨯=（5） 计算模数m m 11z d ==2498.77=3.25mm 3. 按齿根弯曲强度设计：由式(10—17) m ≥[]3211·2FSaFa d Y Y z KT σφ 1）确定计算参数（1） 由图10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500F Mpa σ=;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380F Mpa σ=（2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.87FN K = 20.91FN K = （3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 1.4S =，由式10-12 得[]1F σ= 11/FN FE K S σ⨯=310.7Mpa []2F σ= 22/FN FE K S σ⨯=247MPa（4）查取齿型系数和应力校正系数由表10—5 查得1 2.650Fa Y =；2 2.180Fa Y = 由表10－5查得1 1.580Sa Y =；2 1.790Sa Y = （5）计算大、小齿轮的[]FSaFa Y Y σ并加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=7.31058.165.2⨯=0.01348[]222F Sa Fa Y Y σ=24779.118.2⨯=0.01580 大齿轮的数值大。