课程设计说明书设计题目：用于带式传输机的圆锥-圆柱齿轮减速器机械系机械设计制造及其自动化专业机设C135班设计者：马骏指导教师：***2016年1月12日河北工业大学城市学院目录第1章选择电动机和计算运动参数 (2)第2章齿轮设计 (5)第3章设计轴的尺寸并校核。
(15)第4章滚动轴承的选择及计算 (20)第5章键联接的选择及校核计算 (21)第6章联轴器的选择及校核 (21)第7章润滑与密封 (22)第8章设计主要尺寸及数据 (22)第9章设计小结 (24)第10章参考文献： (24)机械设计课程设计任务书题目4：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器。
系统简图：原始数据：运输带拉力 F=2600N ，运输带速度 s m 5.1=∨，滚筒直径 D=270mm说明：1、输送机运转方向不变，工作在和稳定，恐再启动，传动效率取为95%。
2、工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作8小时。
3、输送带速度允许误差为%5±。
设计工作量：设计说明书1份；减速器装配图，A0图1张；零件工作图2张（轴、大齿轮，A3） 参考文献：1、《机械设计》教材2、《机械设计课程设计指导书》3、《机械设计课程设计图册》4、《机械零件手册》5、其他相关资料1－电动机 2－联轴器3－二级圆柱齿轮减速器4－卷筒5－运输带设计步骤：传动方案拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备。
减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。
联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。
第1章 选择电动机和计算运动参数1.1 电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：P w =1000w w V F =10005.12600⨯=3.9kw 2. 各机械传动效率的参数选择：1η=0.99（弹性联轴器）， 2η=0.98（圆锥滚子轴承），3η=0.96（圆锥齿轮传动），4η=0.97（圆柱齿轮传动），5η=0.95（卷筒）.所以总传动效率：∑η=21η42η3η4η5η=95.097.096.098.099.042⨯⨯⨯⨯=0.799 3. 计算电动机的输出功率：d P =∑ηwP =799.09.3kw ≈4.88kw 4. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围∑'i =10~25，工作机卷筒的转速w n =27014.35.1100060d v 100060w ⨯⨯⨯=⨯π=106r/min ，所以电动机转速范围为 min /r 2650~106010625~10n i n w d ）（）（’=⨯==∑。
则1电动机同步转速选择可选为 3000r/min ，1500r/min ，1000r/min ，750r/min 。
考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（3i i 25.0i ≤=I ∑I 且），故首先选择1500r/min ，电动机选择如表所示表11.2 计算传动比：2. 总传动比：587.131061440n n i w m ≈==∑ 3. 传动比的分配：I I I ∑⨯=i i i ，∑I =i 25.0i =396.3587.1325.0=⨯<4，成立396.3587.13i i i ==I ∑∏=4 1.3 计算各轴的转速：Ⅰ轴 r/m in 1440n n m ==IⅡ轴 r/min 03.424396.31440i n n ===I I ∏ Ⅲ轴 r/min 106403.424i n n ===∏∏I I I 1.4 计算各轴的输入功率：Ⅰ轴 kw 831.499.088.41d =⨯==I ηP PⅡ轴 kw 545.496.098.0831.432=⨯⨯==I ∏ηηP P Ⅲ轴 42ηη∏I I I =P P =4.545×0.98×0.97=4.32kw 卷筒轴 kw 191.499.098.032.412=⨯⨯==I I I ηηP P 卷1.5 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩mm 102363.3144088.41055.9n 1055.946m d 6d •⨯=⨯⨯=⨯=N P T 故Ⅰ轴 =⨯⨯==I 41d 1099.02363.3ηT T 3.204mm 104•⨯N Ⅱ轴 mm 1002.110396.396.098.0204.3i 5432•⨯=⨯⨯⨯⨯==I I ∏N T T ηη Ⅲ轴 mm 10878.310497.098.002.1i 5542•⨯=⨯⨯⨯⨯==∏∏I I I N T T ηη卷筒轴 mm 10762.31099.098.0878.35512•⨯=⨯⨯⨯==I I I N T T ηη卷第2章 齿轮设计2.1 高速锥齿轮传动的设计(二) 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。
4. 选择小齿轮齿数=1z 24，则：504.8124396.3z i z 12=⨯==I ，取82z 2=。
实际齿比41.32482z z u 12===(三)按齿面接触疲劳强度设计[]()321t 21u 5.014d RR H H E H t T K Z Z Φ-Φ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥σ1. 确定公式内的数值1) 试选载荷系数3.1t =K2) 小齿轮传递转矩 =I T 3.204mm 104•⨯N 3) 锥齿轮传动齿宽系数3.0=ΦR 取。
4) 查表得H Z =2.55) 教材表10—5查得材料弹性系数21a 8.189MP Z E = 6) 计算接触疲劳许用应力[]H σ教材10—25d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a 600lim1MP H =σ a 550lim2MP H =σ按式(10—15)计算应力循环次数()9h 111066.1830081144060j n 60⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==L N89121087.441.31066.1u ⨯=⨯==N N查教材10—23图接触疲劳寿命系数91.01=HN K ，98.02=HN K 。
取失效概率为1%，安全系数为S=1，得[]1H σ=a 54660091.0lim11MP S K H HN =⨯=σ[]a 53955098.0lim222MP SK H HN H =⨯==σσ取二者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [][]a 5392MP H H ==σσ2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径t 1d()[]32211t u 5.014d ⎪⎪⎭⎫⎝⎛Φ-Φ≥H E H R R Z Z KT σ =()32245398.18941.33.05.013.010204.33.192.2⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯ =55.67mm2) 调整分度圆直径，计算圆周速度()mm d d R t mt 32.475.0111=-=φm/s 57.360000144032.4714.3100060n d v t 1=⨯⨯=⨯=I m π3) 计算齿宽b 及模数m=+⨯⨯=+Φ=Φ=2141.33.067.5521u d b 22t 1RR R 41.96mm 32.22467.55z d m 1t 1nt ===mm 当量齿轮的齿宽系数d φ。
d φ=1mtd b =32.4796.41=0.887 4) 齿高m m 22.532.225.2m 25.2h nt =⨯==038.822.596.41h b == 5) 计算载荷系数K由教材10—2表查得：使用系数使用系数A K =1；根据v=3.5m/s 、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：动载系数V K =1.15；由10—4表用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿间载荷分配系数αK =1==ααF H K K ；（取轴承系数be βH K =1.25，）齿向载荷分布系数βH K =875.1所以：156.2875.1115.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径mm 692.713.1156.267.55d d 33t t11=⨯==K K7) 对应齿轮模数：987.224692.71z d m 11n ===mm (四) 按齿根弯曲疲劳强度设计m ()[]3aa 22121t 1u 5.014F S F R R F Y Y Z T K σ+Φ-Φ≥1. 确定计算参数查取齿数系数及应了校正系数1) 试选t F K =1.3 2) 确定当量齿数41.3tan cot u 21===δδ∴ 65.7335.1621==δδ，2596.024cos z z 11v1===δ，78.290282.082cos z z 22v2===δ 由教材10—17表得：61.2a1=F Y ，1.22=Fa Y ；58.1a1=S Y ，90.12=Sa Y 。
3) 教材10—24图c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 a 5001MP FE =σ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a 3802MP FE =σ。
4) 教材10—22图查得弯曲疲劳寿命系数 88.085.021==FN FN K K ，。
5) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.7 。
[]a 2507.150085.0111MP S K FE FN F =⨯==σσ[]a 71.1967.138088.0222MP S K FN FN F =⨯==σσ6) 计算大小齿轮的[]F S F Y Y σaa 并加以比较，[]1a1a1F S F Y Y σ=0.016495225058.161.2=⨯[]0.02028371.19690.11.22a2a2=⨯=F S F Y Y σ大齿轮的数值大，所以按大齿轮取数 2. 计算（按大齿轮）tm ()[]3aa 22121t 1u 5.014F S F R R F Y Y Z T K σ+Φ-Φ≥=()32224020283.0141.3243.05.013.010204.33.14⨯+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯=1.97mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。
所以可取弯曲强度算得的模数1.97mm 并就近圆整为标准值2m n = mm而按接触强度算得分度圆直径1d =71.692mm 重新修正齿轮齿数846.352692.71m d z n 11===取整36z 1=则76.1223641.3z i z 112=⨯==为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12z z 与一般应互为质数。