目录.第1章选择电动机和计算运动参数 (3)1.1 电动机的选择 (3)1.2 计算传动比： (4)1.3 计算各轴的转速： (4)1.4 计算各轴的输入功率： (5)1.5 各轴的输入转矩 (5)第2章齿轮设计 (5)2.1 高速锥齿轮传动的设计 (5)2.2 低速级斜齿轮传动的设计 (13)第3章设计轴的尺寸并校核。

(19)3.1 轴材料选择和最小直径估算 (19)3.2 轴的结构设计 (20)3.3 轴的校核 (25)3.3.1 高速轴 (25)3.3.2 中间轴 (27)3.3.3 低速轴 (29)第4章滚动轴承的选择及计算 (33)4.1.1 输入轴滚动轴承计算 (33)4.1.2 中间轴滚动轴承计算 (35)4.1.3 输出轴滚动轴承计算 (36)第5章键联接的选择及校核计算 (38)5.1 输入轴键计算 (38)5.2 中间轴键计算 (38)5.3 输出轴键计算 (38)第6章联轴器的选择及校核 (39)6.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。

(39)6.2 联轴器的校核 (39)第7章润滑与密封 (39)第8章设计主要尺寸及数据 (40)第9章设计小结 (41)第10章参考文献： (42)机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器 设计内容：（1）设计说明书（一份） （2）减速器装配图（1张） （3）减速器零件图（不低于3张系统简图：原始数据：运输带拉力 F=2400N ，运输带速度 s m 5.1=∨，滚筒直径 D=315mm,使用年限5年工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。

环境最高温度350C ；允许运输带速度误差为±5%，小批量生产。

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 =10005.12400⨯=3.6kw 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=0.96（卷筒）.所以总传动效率：∑η=21η42η3η4η5η=96.097.096.098.099.042⨯⨯⨯⨯ =0.8083. 计算电动机的输出功率：d P =∑ηwP =808.06.3kw ≈4.4547kw 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 =8~25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚 黄平主编），工作机卷筒的转速w n =31514.35.1100060d v 100060w ⨯⨯⨯=⨯π=90.95r/min ，所以电动机转速范围为 min /r 75.2273~6.72795.9025~8n i n w d ）（）（’=⨯==∑。

则电动机同步转速选择可选为 750r/min ，1000r/min ，1500r/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1000r/min ，电动机选择如表所示 表11.2 计算传动比：2. 总传动比：555.1095.90960n n i w m ≈==∑ 3. 传动比的分配：I I I ∑⨯=i i i ，∑I =i 25.0i =64.2555.1025.0=⨯<3，成立64.2555.10i i i ==I ∑∏=4 1.3 计算各轴的转速：Ⅰ轴 r/m in 960n n m ==I Ⅱ轴 r/min 6.36364.2960i n n ===I I ∏Ⅲ轴 r/min 9.9046.363i n n ===∏∏I I I 1.4 计算各轴的输入功率：Ⅰ轴 kw 41.499.04547.41d =⨯==I ηP P Ⅱ轴 kw 149.496.098.041.432=⨯⨯==I ∏ηηP P Ⅲ轴 42ηη∏I I I =P P =4.149×0.98×0.97=3.944kw 卷筒轴 kw 826.399.098.0944.312=⨯⨯==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 104315.49604547.41055.9n 1055.946m d 6d •⨯=⨯⨯=⨯=N P T 故Ⅰ轴 =⨯⨯==I 41d 1099.04315.4ηT T 4.387mm 104•⨯NⅡ轴 mm 1009.110644.296.098.0387.4i 5432•⨯=⨯⨯⨯⨯==I I ∏N T T ηη Ⅲ轴 mm 101436.410497.098.009.1i 5542•⨯=⨯⨯⨯⨯==∏∏I I I N T T ηη卷筒轴 mm 100196.41099.098.01436.45512•⨯=⨯⨯⨯==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。

3. 材料选择 由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：4. 选择小齿轮齿数=1z 19，则：1.501964.2z i z 12=⨯==I ，取50z 2=。

实际齿比63.21950z z u 12===5. 确定当量齿数 63.2tan cot u 21===δδ ∴ 178.69822.2021==δδ， ∴ 30.209347.019cos z z 11v1===δ，70.1403554.050cos z z 22v2===δ 。

(三) 按齿面接触疲劳强度设计[]()32121u 5.0192.2d RR H E t KT Z Φ-Φ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥σ 1. 确定公式内的数值1) 试选载荷系数3.1t =K2) 教材表10—6查得材料弹性系数21a 8.189MP Z E =（大小齿轮均采用锻钢） 3) 小齿轮传递转矩 =I T 4.387mm 104•⨯N4) 锥齿轮传动齿宽系数3.035.0b25.0=Φ≤=Φ≤R R R，取。

5) 教材10—21d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a 570lim1MP H =σ；10—21c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a 390lim2MP H =σ。

6) 按式(1—13)计算应力循环次数()9h 1110682.1536582196060j n 60⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==L N ；8912104.663.210682.1u ⨯=⨯==N N7) 查教材10—19图接触疲劳寿命系数91.01=HN K ，96.02=HN K 。

8) 计算接触疲劳许用应力[]H σ 取失效概率为1%，安全系数为S=1，则 []1H σ=a 7.51857091.0lim11MP S K H HN =⨯=σ []a 4.37439096.0lim222MP SK H HN H =⨯==σσ []a 4.374MP H =∴σ取2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径1d （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）[]()32121t u 5.0192.2d RR H E KT Z Φ-Φ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥σ =()324263.23.05.013.010387.43.14.3748.18992.2⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫⎝⎛⨯ =86.183 mm2) 计算圆周速度()mm d d R t mt 256.735.0111=-=φm/s 68.360000960256.7314.3100060n d v t 1=⨯⨯=⨯=I m π3) 计算齿宽b 及模数m =+⨯⨯=+Φ=Φ=2164.233.0130.8521u d b 22t 1R R R 39.654mm 4052.325130.85z d m 1t 1nt ===mm 4) 齿高m m 6617.74052.325.2m 25.2h nt =⨯==1756.56617.7654.39h 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=3.68m/s 、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：动载系数V K =1.22；由10—3表查得：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βK =αβH H K K ==875.15.1be =⨯βH K所以：2875.2875.1122.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K 6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 mm 046.1043.12875.2183.86d d 33t t11=⨯==K K7) 就算模数： 476.519046.104z d m 11n ===mm (四) 按齿根弯曲疲劳强度设计m ()[]3aa 21211u z 5.014F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥1. 确定计算参数1) 计算载荷2875.2875.1122.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材10—5表得：788.2a1=F Y ，553.1a1=S Y ；148.22=Fa Y ，822.12=Sa Y 。

3) 教材10—20图c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 a 4001MP FE =σ；教材10—20图b 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 3202MP FE =σ。

4) 教材10—18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=1.4 。

[]a 2434.140085.0111MP S K FE FN F =⨯==σσ []a 14.2014.132088.0222MP S K FN FN F =⨯==σσ 6) 计算大小齿轮的[]F S F Y Y σaa 并加以比较，[]1a1a1F S F Y Y σ=01783.0243553.1788.2=⨯ ，[]01946.014.201822.1148.22a2a2=⨯=F S F Y Y σ ，大齿轮的数值大。

2. 计算（按大齿轮）()[]3aa 22121t 1u z 5.014m F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥=()3222401946.0163.2193.05.013.010387.42875.24⨯+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯=3.286mm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。