目录。一．任务书1
二、传动方案的拟定及说明2
三、 计算传动装置的运动和动力3
四、各轴转速、输入功率、输入转矩4
五、传动件设计计算3
六、轴的结构设计和强度校核10
七、箱体内键联接的选择及校核计算17
八、润滑与密封21
九、magic处理22
十、快速成型………23
十。一、设计小结23
十。二、参考资料24
一、设计任务书：
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器。
1. 总体布置简图：
2. 工作情况：
载荷平稳、单向旋转。
3. 原始数据：
输送带的牵引力f（kn）：2.1
输送带滚筒的直径d（mm）：450
输送带速度v（m/s）：1..4
带速允许偏差（％）5
使用年限（年）：10
工作制度（班/日）：2
4. 设计内容：
1) 电动机的选择与运动参数计算；
2) 直齿轮传动设计计算；
3) 轴的设计；
4) 滚动轴承的选择；
5) 键和联轴器的选择与校核；
6) 装配图、零件图的绘制；
7) 设计计算说明书的编写。
5. 设计任务：
1) 减速器**配图一张；
2) 齿轮、轴以及箱座零件图各一张；
3) 设计说明书一份；
6. 设计进度：
1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算。
2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计。
3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制。
4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。
二、传动方案的拟定及说明：
由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较差。
三、 计算传动装置的运动和动力参数：
1. 计算总传动比：
由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比：
由于，故计算得到总传动比：
2. 合理分配各级传动比：
由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式
3.分配传动比：
因为，取，此时速度偏差为，所以可行。
四、各轴转速、输入功率、输入转矩：
五、传动件设计计算：
直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。
i---ii轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比5.61）：
选精度等级、材料及齿数：
1） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数的；
按齿面接触强度设计：
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。
即 2） 确定公式内的各计算数值：
1） 试选；
2） 由图10－30选取区域系数；
3） 由表10－7选取尺宽系数；
4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数；
5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；
6） 由式10－13计算应力循环次数：
3） 计算过程：
1） 试算小齿轮分度圆直径：
2.32=41.36mm
2） 计算圆周速度：
3） 计算齿宽、模数及齿高等参数：
齿宽。模数m===2.18
齿高。齿宽与齿比为。
4） 计算载荷系数k：
已知载荷平稳，所以取=1；
根据v=2.93m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数；
对于直齿轮；
由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
由，查图10-13得，故：
5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式。
10—10a）得。
6） 计算模数m
m==2.37mm
1． 按齿根弯曲强度设计：
m≥确定计算参数：
1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
3) 计算弯曲疲劳许用应力。
取安全系数，由式10-12 得：
4) 查取齿型系数和应力校正系数。
由表10—5 查得；
由表10－5查得；
5) 计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
6) 计算载荷系数。
7) 设计计算。
最终结果： =1.54
2． 标准模数选择：
由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数优先采用第一系列并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的。
1)小齿轮齿数。
取。2） 大齿轮齿数。
取=129
3.几何尺寸计算：
1) 计算中心距：
a=152mm
2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：
计算齿轮宽度：
小齿轮齿宽相对大一点因此。
3) 结构设计：
以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
ii---iii轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.32）
1. 按齿面接触强度设计：
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。
按式（10—9）试算，即
1） 确定公式内的各计算数值。
1） 试选；
2） 由图10－30选取区域系数zh＝2.5；
3） 由表10－7选取尺宽系数；
4） 表10－6查得材料的弹性影响系数ze＝189.8mpa
5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； 大齿轮的接触疲劳强度极限；
6） 由式10－13计算应力循环次数：
由图10－19查得接触疲劳寿命系数；；
7）计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1％，安全系数，由式（10－12）得：
2） 计算过程：
1） 试算小齿轮分度。
2） 圆直径。
2.32=73.54mm
3） 计算圆周速度。
4） 计算齿宽b及模数m
m===3.06
齿高。齿宽与齿高比。
4）计算载荷系数k
已知载荷平稳，所以取=1；
根据v=0.99m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数；
由于直齿轮 ；
由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，；
由b/h=8.44，查图10-13得；
5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式。
10—10a）得。
6） 计算模数m
m==3.25mm
3按齿根弯曲强度设计：
由式(10—17)
m≥1） 确定计算参数。
1） 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取安全系数，由式10-12 得。
= =310.7mpa
= =247mpa
4）查取齿型系数和应力校正系数。
由表10—5 查得；
由表10－5查得；
5）计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
6）计算载荷系数。
2) 设计计算。
m≥=2.29
最终结果：m=2.29
4标准模数的选择：
由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的。
小齿轮齿数。
取。大齿轮齿数。
5 几何尺寸计算：
1）计算中心距：
a=206mm
2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：,计算齿轮宽度： ,
小齿轮齿宽相对大一点因此。
3) 结构设计：
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
六、轴的结构设计和强度校核：
第一部分结构设计。
1. 初选轴的最小直径：
选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。
取ao=112，[τ30~40mpa
1轴 15.69mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取。
2轴 27.50mm，取。
3轴 44.20mm， 取。
2. 初选轴承：
1轴高速轴选轴承为7206c
2轴中间轴选轴承为7208c
3轴低速轴选轴承为7211c
各轴承参数见下表：
3. 确定轴上零件的位置和定位方式：
1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。
2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。
3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。
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