目录1.题目及总体分析 (2)2.各主要部件选择 (2)3.选择电动机 (3)4.分配传动比 (3)5.传动系统的运动和动力参数计算 (4)6.设计高速级齿轮 (5)7.设计低速级齿轮 (10)8.减速器轴及轴承装置、键的设计 (14)１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 (15)２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 (21)３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 (27)9.润滑与密封 (32)10.箱体结构尺寸 (32)11.设计总结 (33)12.参考文献 (33)一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N，运输带速度为1.6m/s，运输机滚筒直径为400mm。

自定条件：工作寿命10年（设每年工作300天），三年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘生产批量: 10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。

整体布置如下：图示：１为电动机，２及６为联轴器，３为减速器，４为高速级齿轮传动，５为低速级齿轮传动，７为输送机滚筒。

辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。

二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为P w＝F×V＝2000N×1.1m/s圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η1＝0.972球轴承传动效率(四对)为η2＝0.99 4弹性联轴器传动效率(两个)取η3＝0.9932输送机滚筒效率为η4＝0.96电动机输出有效功率为KWPP wr4.796.0993.099.097.06.140002424321=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯='ηηηη要求电动机输出功率为kWPr4.7='型号查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率\kW=7.5满载转速\r/min=970满载时效率\%=86选用型号Y160M-6封闭式三相异步电动机满载时输出功率为 W P P e r 645086.07500=⨯=⨯=ηr P 略小于d p 在允许范围内四.分配传动比目的过程分析结论 分 配 传 动 比传动系统的总传动比wmn n i =其中i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min ；n w 为工作机输入轴的转速，r/min 。

计算如下min /970r n m =min /4.7640014.316006060r d v n W =⨯⨯==π 50~81=i (两级圆柱齿轮)五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论 传 动 系 统 的 运 动 和 动 力 参 数 计 算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、、、、；相邻两轴间的传动比分别为、 、、；相邻两轴间的传动效率分别为、、、。

轴号 电动机 两级圆柱减速器工作机O 轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速n(r/min) n 0=970 n 1=970 n 2=269.44 n 3=74.84 n 4=74.84 功率P(kw) P 0=6.45 P 1=6.4 P 2=6.15 P 3=5.9 P 4=5.57 转矩T(N ·m ) T 0=63.5T 1=63T 2=217.98 T 3=752.87T 4=710.76 两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i i 01=1 i 12=3.6 i 23=3.6 i 34=1 传动效率ηη01=0.993η12=0.96η23=0.96η34=0.944六.设计高速级齿轮目的 过程分析结论 选 精１） 选用斜齿圆柱齿轮传度等级、材料和齿数２）选用７级精度３）材料选择。

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。

４）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.6×24=85,取Z2=85。

选取螺旋角。

初选螺旋角14=β目的过程分析结论按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即１）确定公式内的各计算数值（１）试选6.1=tK（２）由图１０－３０，选取区域系数433.2=HZ（３）由图１０－２６查得78.01=αε88.02=αε66.121=+=αααεεε（４）计算小齿轮传递的转矩（５）由表１０－７选取齿宽系数1=Φd（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZ E=（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim=σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim=σ（８）由式１０－１３计算应力循环次数（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数90.01=HNK95.02=HNK（１０）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得目的过程分析结论按齿面接触强度设计２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得（２）计算圆周速度（３）计算齿宽ｂ及模数ntm（４）计算纵向重合度βε（５）计算载荷系数K已知使用系数1=AK根据s m v /48.2=，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数1.1=V K 由表１０－４查得由图１０－１３查得35.1=βF K假定mm N d F K tA /1001<，由表１０－３查得4.1==ααF H K K 故载荷系数19.242.14.11.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得目的 过程分析结论 按 齿 面 接 触 强 度 设 计（７）计算模数n m按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计由式１０－１７ 32121][cos 2FS F d n Y Y Z Y KT m σεβαααβ⋅Φ≥１） 确定计算参数 （１）计算载荷系数 （２）根据纵向重合度903.1=βε，从图１０－２８查得螺旋角影响系数（３）计算当量齿数 （４）查取齿形系数由表１０－５查得592.21=Fa Y 194.22=Fa Y（５）查取应力校正系数由表１０－５查得596.11=Sa Y 783.12=Sa Y（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ （７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数目的 过程分析结论 按 齿（８）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式１０－１２得齿数根弯曲强度设计（９）计算大小齿轮的][FSaFa YYσ大齿轮的数据大２）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm＝2.0mm，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd34.541=来计算应有的齿数。

于是由4.26214cos34.54cos11=⨯==nmdZβ取261=Z，则946.93266.32112==⨯==zZiZ取几何尺寸计算１）计算中心距mmmZZa n7.12314cos22)9426(cos2)(21=⨯⨯+=+=β将中心距圆整为124mm２）按圆整后的中心距修正螺旋角因β值改变不多，故参数αε、βK、HZ等不必修正。

中心距α=124mm螺旋角目的分析过程结论几何尺寸计算３）计算大、小齿轮的分度圆直径４）计算大、小齿轮的齿根圆直径５）计算齿轮宽度圆整后取mmB552=；mmB601=分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度mmB601=验算合适合适七.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材１）选用７级精度２）由表１０－１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。

３）选小齿轮齿数241=Z，大齿轮齿数4.86246.3122=⨯==ZiZ取852=Z料及齿数目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即１）确定公式各计算数值（１）试选载荷系数3.1=tK（２）计算小齿轮传递的转矩（３）由表１０－７选取齿宽系数1=dφ（４）由表１０－６查得材料的弹性影响系数2/18.198MPaZ E=（５）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim=σ大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim=σ（６）由式１０－１３计算应力循环次数（７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数90.01=HNK95.02=HNK（８）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径td1，代入][Hσ中的较小值目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计（２）计算圆周速度v（３）计算齿宽ｂ（４）计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ模数mmZdm tnt51.32418.8411===齿高66.109.7/18.84/9.751.325.225.2===⨯==hbmmmhnt（５）计算载荷系数K根据smv/19.1=，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数03.1=VK假设mmNbFK tA/100/<，由表１０－３查得分度圆直径模数由表１０－２查得使用系数1=A K由表１０－４查得由图１０－2３查得35.1=βF K故载荷系数76.1427.12.103.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得 （７）计算模数ｍ按齿根弯曲强度设计 由式１０－５得弯曲强度的设计公式为目的分析过程结论按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计１） 确定公式内的计算数值 （１） 由图１０－２０ｃ查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ （２） 由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数（３） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 （４） 计算载荷系数 （５）查取齿形系数由表１０－５查得65.21=Fa Y 21.22=Fa Y（６）查取应力校正系数由表１０－５查得58.11=Sa Y 775.12=Sa Y（７）计算大小齿轮的][F SaFa Y Y σ，并比较大齿轮的数据大 ２） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.74，并就近圆整为标准值 ｍ＝3.0ｍｍ。