机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分拟定传动方案 (4)第二部分电机动机的选择传动比的分配 (5)2.1 电动机的选择 (5)2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)第三部运动和动力分析...........................第四部分齿轮设计计算.. (13)4.1 高速级齿轮传动的设计计算 (13)4.2 低速级齿轮传动的设计计算..............................第五部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (25)5.1 输入轴的设计 (25)5.2 中间轴的设计 (30)5.3 输出轴的设计 (35)第六部分齿轮的结构设计及键的计算 (41)6.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)6.2 中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)6.3 输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)第七部分轴承的选择及校核计算 (42)7.3 输出轴的轴承计算与校核 (43)设计小结 (49)参考文献 (50)第一部分拟定传动方案1.1．初始数据1.工作要求；设计一带式运输机上的传动装置，工作中有轻微振动，经常满载工作，空载启动，单向运转，单班制工作（每天8小时）运输带运输带容许误差为5%。

减速器为小批量生产，使用年限为5年。

2.工况数据：F=2000N D=300mm V=1m/s1.2. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有一定的刚度。

3.确定传动方案：考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器，。

备选方案方案一：对场地空间有较大要求，操作较为便捷方案二：对场地要求较小，操作不便1.3方案分析方案一的场地空间有着较大要求，操作较为便捷。

方案二对场地要求较小，但操作不便。

由设计要求可知场地不收限制，故选择方案一。

第二部分 电动机的选择及传动比的分配2.1电机的选择1.带轮的转速：min /r 66.63100060n w =⨯⨯=DVπ2.工作机的功率kw 21000120001000w =⨯=⨯=V F P3. 计算传动装置总效率891.097.099.0993.0242242=⨯⨯=⨯⨯=齿轴联总ηηηη电机功率：kw 2.2891.0kw2===ηWP P 4.电机的选择查电机类型适用Y 型电机，同步转速为1000/min ，满载转速为940r/min ，功率为2.2kw 的电机型号为Y112M-6.2.2传动比的分配1.总传动比的计算:15.7min/63.66r r/min1000n n i w ===电总 2.传动比的分配结合课程设计指导书推荐公式：总）（i 1.5~1.3i 1=，此处取1.4计算，可算得3.35i4.69i 21==，，符合齿轮单级传动比6~3的规定。

第三部分 运动及动力分析经计算可得各轴的速度与受力：第四部分 齿轮传动的设计4.1 高速级齿轮传动的设计计算1.齿面接触疲劳强度计算初选齿数：小齿轮数z1=19大齿数z2=19×3.35=63.65取64 压力角 = 20°初选螺旋角β=14°按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数K Ht =1.3 计算小齿轮传递的转矩T 1 =20.65N ·m选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数Z H =2.433;传动比u=2.433切向压力角αt=arctan(tan αn /cos β)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562°a1 = arccos[z 1cos/(z 1+2h a *)] = arccos[19×cos20.562°/(19+2×1×cos14°)]= 31.84°a2 = arccos[z 2cos/(z 2+2h a *)] = arccos[64×cos20.562°/(64+2×1×cos14°)]= 24.668°端面重合度 = [z 1(tan a1-tan )+z 2(tan a2-tan )]/2π=1.60069 切面重合度β=φd Z1tan β/π=1.5079 重合度系数Zαββαεεεε+）（-13-4β=985.014cos cos =︒=β查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 600 MPa 、Hlim2 = 550 MPa查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1.03、K HN2 = 1.1小齿轮应力循环次数N 1= 60nkt h =60×1000×1×300×5×8=7.2×108 大齿轮应力循环次数N 2 =N 1/u =7.2×108/3.35=2.149×108 [H ]1 = KHN1σHlim1S=618MPa;[H ]2 =KHN2σHlim2S=605MPa 取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H] = [H]2 =605Mpa试算小齿轮分度圆直径d1t≥ 32KHt T 1ψ d ×u±1u ×⎝ ⎛⎭⎪⎪⎫Z H Z E Zε[σ H ]2= 32605985.0732.08.189433.235.3135.3165.203.12）（⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=59.55mm调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = πd1t n160×1000=3.118m/s;齿宽b = φ d d1t =59.55mm计算实际载荷系数K H由表查得使用系数K A =1.25;根据v=3.118m/s;7级精度 由图查得动载系数K V =1.12齿轮的圆周力F t1 = 2T 1/d 1t =693.53N ；K A F t1/b =1.25×693.53/59.55=14.56 查表得齿间载荷分配系数K H =1.4；K H =1.42 K H = K A K V K H K H =1.25×1.12×1.4×1.42=2.783 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d 1 = d1t3KH K Ht =59.55×33.1783.2=76.749mm 及相应的齿轮模数m α = d 1cos β/z 1 =3.919mm 2.齿面弯曲疲劳应力校核按齿轮弯曲疲劳强度设计K Ft =1.3；βb =arctan(tan βcos αt )=13.14° εαv =εα/cos 2βb =1.688;Y=0.25+0.75/εαv =0.694Y β=1-εβ︒120β=0.824;Y ε=0.25+0.75/由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数Y Fa1 =2.84 Y Fa2 =2.25 Y Sa1 =1.55 Y Sa2 =1.76 计算][Y saa F Y F σ Z v1=z1/cos 3β=20.8同理Z v2=70.06 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1= 500 MPa 、Flim2= 380 MPaK FN1=0.85;K FN2=0.88取安全系数S=1.4，得[F ]1 =KFN1σFlim1S= 303.57 MPa [F ]2 = KFN2σFlim2S=238.86MPa][Y sa1a1F Y F σ=0.0145;][Y sa2a2F Y F σ=0.0166取][Y saa F Y F σ=0.0166 试算模数m t mm Y K F F 21.1F][Y z Y T 23saa 1d 1t 2=•≥σφε计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = πd1t n 260×1000=1.204m/s;d1=m 1z 1=22.99mm齿宽b = φ d d1t=22.99mm宽高比h=(2ha*+c*)m t =2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44 计算实际载荷系数K F 根据v=1.204m/s 7级精度查表Kv=1.08 由F t1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103NK A F t1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm ﹤100N/mm查表得K F α=1.4由差值法K H β=1.372结合b/h=8.44查表得K F β=1.26；K F = K A K v K F K F =1.25×1.08×1.4×1.26=2.381 按实际载荷算得齿轮模数m=mm K K Ft F 638.13.1381.221.1m t =⨯= 取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=76.749mm 算得小齿轮齿数z1=d1cos β/m=37.23取z1=37则z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互质 新传动比i=z2/z1=3.351 3.几何尺寸计算计算中心距a = (d 1+d 2)/2 =165.925mm 中心距圆整为165mm 修正后螺旋角β=arccos ︒=+64.122)21(amz z 大小齿轮分度圆半径d1=mm m z 84.75cos 1=β;d2=mm mz 16.254cos 2=β齿宽b=φd d1=75.84mm 取b2=76mm;b1=80mm 调整后强度校核4.齿面接触疲劳强度校核Ft 1=2T1/d1=516.25N;K A F t1/b=1.25×516.25/80=8.066<100 查10-3表K H α=1.39；K H =K A K V K H αK H β=2.76T1=20.65N ·m;Φd=1;d1=75.84mm;u=3.351;Z H =2.45;ZE=189.8MPa 21Z ε=0.64;Z β=0.99 σH =MPa Z Z Z Z uu d T K E H H 6.17111d 123=•+•βεφ<[σH ] 齿根弯曲疲劳校核K F =2.4;T1=20.65N ·m;Y Fa1=2.81;Y Fa2=1.74;Y sa1=1.50Y sa2=2.22;Y ε=0.715;Y β=0.82;β=12.64°;Φd=1;m=2mm;z1=37 F1 =2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =21.29MPa ≤ [F]1F2 =2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =11.26MPa ≤ [F]2压力角α=20°;螺旋角β=12.64°变位系数x1=x2=0;中心距a=165mm;齿宽b1=65mm;b2=60mm 小齿轮选用40Cr(调制),大齿轮选用45钢(调制),7级精度 5.齿轮参数总结和计算代号名称 高速级小齿轮高速级大齿轮模数m 2mm 2mm 齿数z 37 124 齿宽b 65 60mm 分度圆直径d 74mm 248mm 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿顶高ha 2mm 2mm 齿根高hf 2.5mm 2.5mm 全齿高h 4.5mm 4.5mm 齿顶圆直径da 78mm 252mm 齿根圆直径df69mm243mm6.2 低速级齿轮传动的设计计算1.初选数据斜齿圆柱齿轮传动,压力角α=20° 选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS初选小齿轮齿数z 1=20大齿轮z 2=93;u=4.65初选β=14° 2.齿面接触疲劳强度计算按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数K Ht =1.2;选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数Z H =2.433切向压力角αt=arctan(tan αn /cos β)=20.562°a1 = arccos[z 1cos/(z 1+2h a *)] =31.408° a2 = arccos[z 2cos/(z 2+2h a *)] =23.486° 端面重合度 = [z 1(tan a1-tan )+z 2(tan a2-tan )]/2π=1.629 切面重合度β=φd Z1tan β/π=1.587;重合度系数Zαββαεεεε+）（-13-4β=βcos =0.985;T1=66.41×103N ·mm 查表得材料影响系数Z E =189.8Mpa 21查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 600 MPa 、Hlim2= 550 MPa查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1.13、K HN2 = 1.18 小齿轮应力循环次数N 1= 60nkt h =2.15×108 大齿轮应力循环次数N 2 =N 1/u =4.6×107 [H ]1 = KHN1σHlim1S=452MPa;[H ]2 =KHN2σHlim2S=432.68Mpa 取[H ]1和[H ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H ]=432.68MPa 试算小齿轮分度圆直径d1t≥ 32KHt T 1ψ d ×u±1u ×⎝ ⎛⎭⎪⎪⎫Z H Z E Zε[σ H ]2= 47.81mm 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = πd1t n 160×1000=0.747m/s;齿宽b = φ d d1t =47.81mm计算实际载荷系数K H由表查得使用系数K A =1.25;根据v=0.747m/s;7级精度 由图查得动载系数K V =1.03齿轮的圆周力F t1 = 2T 1/d 1t =2.79×103;K A F t1/b =72.94<100N ·m 查表得齿间载荷分配系数K H =1.4；K H =1.511 K H = K A K V K H K H =2.724可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d 1 = d1t3KHK Ht=62.83mm 及相应的齿轮模数m α = d 1cos β/z 1 =3.05mm 3.按齿轮弯曲疲劳强度设计4.K Ft =1.2；βb =arctan(tan βcos αt )=13.14° εαv =εα/cos 2βb =1.718;Y=0.25+0.75/εαv =0.687 Y β=1-εβ︒120β=0.815;Y β=1-εβ︒120β=0.815由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数Y Fa1 =2.75;Y Fa2 =2.157 Y Sa1 =1.57;Y Sa2 =1.81 计算][Y saa F Y F σ Z v1=z1/cos 3β=21.89同理Z v2=101.81 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1= 500 MPa 、Flim2= 380 MPaK FN1=0.83;K FN2=0.95取安全系数S=1.4，得[F ]1 =KFN1σFlim1S= 310MPa [F ]2 = KFN2σFlim2S=240.67MPa][Y sa1a1F Y F σ=0.0139;][Y sa2a2F Y F σ=0.0162取][Y saa F Y F σ=0.0139 试算模数m t mm Y K F F 429.1F][Y z Y T 23saa 1d 1t 2=•≥σφε计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = πd 1t n 260×1000 =0.46m/s;d1=m 1z 1=29.45mm齿宽b = φ d d1t=29.45mm宽高比h=(2ha*+c*)m t =3.125mm;b/h=9.16计算实际载荷系数K F 根据v=0.46m/s;7级精度查表Kv=1.02 由F t1=2T1/d1=4.51×103;K A F t1/b=183.769N/mm>100N/mm查表得K F α=1.2;查表得K H β=1.51结合b/h=9.16由差值法K H β=1.4 K F = K A K v K F K F =2.056 按实际载荷算得齿轮模数m=71.1m t=FtFK K 取标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=62.83mm 算得小齿轮齿数z1=d1cos β/m=30.48取z1=31 则z2=uz1=146;d2=292mm 4.几何尺寸计算计算中心距a = (d 1+d 2)/2 =182.419mm 取180mm修正后螺旋角β=arccos ︒=+475.102)21(amz z 大小齿轮分度圆半径d1=mm m z 63cos 1=β;d2=mm mz 95.296cos 2=β齿宽b=φd d1=63.05mm 取b2=60;b1=65 调整后强度校核 齿面接触疲劳强度校核 K H =K A K V K H αK H β=2.587T1=6.41×103N ·m;d1=65mm;u=4.709;Z H =2.46;ZE=189.8MPa 21Z ε=0.657;Z β=0.992 σH =MPa Z Z Z Z uu d T K E H H 47.36511d 123=•+•βεφ<[σH ] 齿根弯曲疲劳校核K F =2.2;T1=66.41×103N ·mm;Y Fa1=2.52;Y Fa2=2.157 Y sa1=1.64;Y sa2=1.83;Y ε=0.689;Y β=0.82 F1= 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =137.64MPa ≤ [F]1F2 =2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =76MPa ≤ [F]25.主要设计结论齿数z 3 = 31、z 4 =143 ，模数m = 2mm ，压力角 = 20°，中心距a = 187.5mm ，齿宽b 3 = 60 mm 、b 4 = 65mm 。