1、按斜齒圓柱齒輪設計減速器已知條件：（1）工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷比較平穩，允許輸送帶工作速度誤差為土0.5%（2）使用年限：5年（3）動力源：380/220V交流電二、主要內容：P65貞7.1.2三、設計工作量：1、減速器裝配圖1張（2號圖紙）2、零件工作圖2張（3號圖紙）3、設計說明書1份（10-15貞要求附說明簡圖）四、進度安排基礎設計計算2天裝配圖底圖一一3天裝配圖1.5天零件圖1.5天說明書（打印）一一2天目錄一、電動機的選擇怠4二、傳動設計5三、帶傳動的設計7四、齒輪的設計101.齒輪材料及精度的選擇102. 按齒面接觸強度設計103. 確定主要參數及計算主要尺寸114.

2、 齒根彎曲疲勞強度校核125. 齒輪主要參數13五、軸的設計141. 高速（齒輪）軸的設計2. 低速軸的設計3. 軸上其它零件的設計4. 鍵的選擇校核5. 鍵的4度校核6. 輸出軸的強度校核六、軸承的校核41415161718192021七、心得體會4一、電動機的選擇1、選擇電動機類型按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，它為臥式封閉結構。2、選擇電動機的容量卷筒軸的輸出功率PW:PW=FV/1000=4000X1.43/1000=5.72kW電動機輸出功率為PdPd=Pw/rpd傳動裝裝置總效率4二爪.瑯琨式中：V帶效率1=0.96,滾動軸承效率（二對）弓2=

3、0.99,閉式齒輪傳動效率（單級，斜齒輪）3=0.97,彈性聯軸器效率4=0.99,滾筒效率5=0.96,則：7=0.96x0.x0.97x0.99x0.960.86故Pd=PW/h=5.72/0.86=6.651kw因載荷平穩，電動機額定功率品略大丁4即可，由機械設計基礎實訓指導附錄查的Y系列電動機數據，選電動機的額定功率為7.5kw。3、確定電動機轉速|卷筒軸工作轉速：由v=1.43m/s,v帶傳動的傳動比i=24。而且單級閉式齒輪傳動比常用范圍為ia=36,則一級圓柱齒輪減速器傳動比選擇范圍為：ia=iai帶=3X24X6=624卷筒的轉速-nw=601000V/TtD=（60X1000

4、X1.43）/（冗X350）=78.031r/min故電動機的轉速可選范圍為nd=nw-ia=78.031x（624）=486.1861872.744r/min按照以上設計數據，可供選擇的電動機如下表11所示萬案電動機型號額切率Kw同步轉速/滿載轉速!業（r/min）1Y132MJ47.5/14402Y160*67.5/9703Y16087.5/720表1-1:貝U可選用Y160折6電動機，滿載轉速為970加血，額定功率為7.5KW/二. 傳動設計1. 傳動比的分配（1）總傳動比ia=970/78.031=12.431（2）分配減速器各級傳動比ia=iai帶=624為使單級齒輪傳動比不至丁太大

5、，取帶傳動的傳動0i帶=3減速器的傳動比為ia=12.431/3=4.144,本次設計的減速器為單級齒輪減速器，故有：ia=4.144i帶=32. 運動和動力參數計算0軸（電動機軸）P0=Pb7.5kwn0=nd=970r/minT0=9550P0/n0=9550*7.5/970=73.840Nm1軸（帶傳動-高速軸1）6.651/7.5=0.8868接近80啊以代7.5kw進行計算P1=P0h2h4=7.5*0.99*0.99=7.351kw【h2為軸承的效率，】n1=n0/i帶=970/3=323.333r/min【h4為帶傳動的效率】T1=9550P1/n1=9550*7.351/323

6、.33=217.122N-m2軸（齒輪傳動-低速軸2）P2=P1-h2h3=7.351*0.97*0.99=7.059kw【h3為齒輪傳動的效率】nW=n2=n1/ia=323.333/4.144=78.024r/minT2=9550P2/n2=9550-7.059/78.024=864.010N-m【若為一級減速器則計算到這里即可，】根據以上數據，我們可以把它列成一個表格，更能活楚的了解數據：表2軸名功率P/kw轉距T/N.m轉速n/(r/min)傳動比電機軸（0軸）5.573.8409701軸7.351217.122323.33332軸7.059864.01078.0244.144三. 帶

7、傳動的設計已知電機額定功率P=7.5kw，轉速n0=970r/min,各軸的轉速如表3:轉動軸輸入軸(0軸)1軸輸出軸(2軸)滾筒軸轉速n970323.33378.024傳動比34.1441由電動機驅動，工作壽命年限為5年，兩班制工作，轉向不變單向運行，有輕微的振動。(1)確定計算機功率Pc由表9-12查的KA=1.2，由式(6-11)得Pc=KAP=1.2*7.5=9KW(2) 選取普通V帶型號根據Pc=7.5KWn0=970r/min,由圖9-10選用B型普通V帶(3) 根據表6-2選取dd1=125.大帶輪基準直徑dd2=n1/n2*dd1=970/323.333*125=375.003

8、9mm按表9-4選取標準值dd2=375mm則實際傳動比i、從動輪實際轉速分別為i=dd2/dd1=375/125=3.00,n1=n0/i=970/3.00=323.333r/min從動輪的轉速誤差為：(323.333-323.33)/323.33*100%=0.0003%誤差率在土5%fi,為允許值。(4) 驗算帶速v=冗dd1n1/60*1000=3.14*125*970/(60*1000)=6.35m/s帶速在525m/s范圍內。(5) 確定帶的基準長度Ld和實際中心0a初定中心距：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)350a0120,合適。(7)確定V帶惺髓由式(6-17

9、)得z=Pc/(P0+P0)KaKL根據dd1=125mmn0=970r/min,查表9-7,用線性插值法得P0=2.67KW由表9-9P0=0.3KWI由表9-2查得帶長度修正系數KL=1，由9-11查得包角系數Ka=0.95，因而得普通V帶的根數為z=Pc/（P0+P0）KaKL=7.5/（2.67+0.3）*1*0.95=2.40圓整得z=3.（8）求單根V帶的初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ由表9V-1查得B型普通V帶的每米長質量q=0.19Kg/m，根惺劍6-18）得單根帶的初拉力為F0=500Pc/zv*（2.5/Ka-1）+qv2=500*7.5/（3*6.35）*（2.5/0.9

10、5-1）+0.19X6.352=328.84N由式（6-19）可得作用在帶輪軸上的壓力為FQ=2ZF0sina/2=2*3*328.84*sin1590/2=1940.00N四. 齒輪的設計1.選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數選用7級精度因傳遞功率較大，選用硬齒面齒輪傳動。參考表5-6小齒輪：40Cr（表面淬火），硬度為4855HRCI=30】廣1144x3。=12432取依大齒輪：40Cr（表面淬火），硬度為4855HRC為增加傳動平穩性，選1因選用閉式硬齒面傳動，故按齒根彎曲疲勞強度設計，然后校核其齒面接觸疲勞強度。2.按齒根彎曲疲勞度設計按式（5-52）,設計公式為D試選載

11、荷系數4=132）初選螺旋角6=1213）小齒輪傳遞轉矩p7351乃=9_5Sxl時足=9_S5xl時217121CDsfl188-3m32333由表5-14,選齒寬系數而頊富端面重合度4zj十婦若+卻cos12=1_7136）軸面重合度=0318Zglanp=0318x0x30x01偵=1622075075Yr=0JH+=0JZ5+-=O_6887）重合度系數虬1-7138）螺旋角系數由圖5-41,9）當量齒數%_3032J血cos?cos3IT_z2_125蓍J.27_Ocnscos512*10）齒行系數由表5-13上=276、知=11711）應力修正系數由表5-13Ym=1G7.L=LS

12、212）彎曲疲勞強度極限由圖5-25查得oyH=340JWPff.=340MPa13）接觸應力循環次數由式（5-28）=60泓=Mx32333xX2x8x300x5）=4.66xltf土竺竺T1”時u414414）彎曲疲勞強度壽命系數由圖5-27查得，K=L15）彎曲疲勞強度安全系數$廣L416）計算許用彎曲應力由式（5-29）寸*皿17m計算與7.告=皿如g。扇485.6=2J7x=00M13ET485618)計算模數32xlJx21712198x0688x0xcosl20_8x3tfx000930=l_64www19）計算圓周速度60x100060x1000x15314x164x30x32

13、3J3f=0LS5M60xl000xcnsl2a20）確定載荷系數由表5-10查取使用系數vz(L85x30_n_f=0J55m/s根據100100，由圖5-28,動載系數毛=項用坨=+,=1.713+1622=3J35根據/,由圖5-29,齒間載荷分配系數&T37由表5-11,齒向載荷分配系數七T2故載荷系數AWA1X1-01X1J7X1221.6921）修正法面模數任的=1_64J=1-S7vmUJ圓整為標準值，取Me3. 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸。=小*尋）=2x（30+125）m&u1）中心距2gR2xcosl2-圓整為a=160mm嗚（彳*勺）2x（30+125）#=araxi

14、s=arrrais1=14362）確定螺旋角蠢2x1603）分度圓直徑叫q2x30dj=61J22wwrcosfico$14-3f,碼z,2x125“.cd,=255-lOmnrcos#cosl4_36*4）計算齒寬b=A*.=0-8x61.22=48_98m7n取號=5&n碼&=50mm4. 校核齒面接觸疲勞強度按式（5-49）,校核公式為i）彈性系數由表5-12,查取彈性系數2）節點區域系數由圖5-40,節點區域系數Zh=2473）重合度系數4）螺旋上凳Zfi=Jcos尸=Joisl436=0_985）接觸疲勞強度極限由圖5-240w=1150AfPa=1150JrfPa6）接觸疲勞強度壽命系數由圖5-26查取接觸疲勞強度壽命系數細=1七=17) 接觸疲勞強度安全系數取失效概率為1%接1疲勞強度安全系數Sh=18) 計算許用接觸應力由式(5-29)ri1150x1kmj=1150APa喝=妄冬=些絲=1150M%&1=(1150+1150)4223x1150=nm公15皿41心=115皿/玲9) 校核齒面接觸疲勞強度U=X47xl89_8x0_76x0J92x