二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书目录（一）电动机的选择 (3)1、选择电动机的类型 (3)2、确定电动机的转速 (3)3、选择电动机 (3)（二）计算传动装置的总传动比ⅰ∑并分配传动比 (4)1、计算运动装置的总传动比 (4)2、分配传动比 (4)（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 (5)1、各轴的转速 (5)2、各轴的输入功率 (5)3、各轴的输入转矩 (5)（四）传动零件的设计计算 (6)1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (6)（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数 (6)（2）按齿面接触面强度设计 (7)（3）按齿根弯曲强度设计 (9)（4）几何尺寸计算 (10)2、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (11)1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数 (11)2、按齿面接触面强度设计 (11)3、按齿根弯曲强度设计 (13)4、几何尺寸计算 (14)（五）轴的设计 (16)1、中间轴的设计 (16)（1）作用在齿轮上的力 (16)（2）确定轴的最小直径 (16)（3）轴的结构设计 (17)（4）中间轴的校核 (18)2、高速轴的设计 (21)（1）作用在齿轮上的力 (21)（2) 确定轴的最小直径 (21)（3）选择联轴器 (21)（4）轴的结构设计 (22)3、低速轴的设计 (23)（1）作用在齿轮上的力 (23)（2) 确定轴的最小直径 (23)（3）选择联轴器 (23)（4) 轴的结构设 (23)（六）轴承寿命的校核 (25)1、中间轴承的校核 (25)（1）轴承所受的轴向力和径向力 (25)（2）求轴承的当量动载荷 (25)（3）验算轴承寿命 (26)(七) 箱体结构及减速器附件设计 (26)1、减速器箱体结构表 (26)2、箱体附件的设计 (27)（一）电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件,选用 Y 系列三相异步电动机。
1）选择电极的容量工作及输入功率P W =2.95KW从电动机到工作机之间的总效率为分别为η∑=η12η24η32η4式中η1、η2 、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。
由相关手册取 η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.95，则η∑=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以电机所需功率为P d =P W η∑=2.95KW 0.808=3.651KW2、确定电动机的转速由相关手册推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比ⅰ∑′=8～40,而工作机的转速min /78r n w =所以电动机转速可选范围min /)3120~624(min /78)40~8('r r n i n w d =⨯==∑ 符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min 、3000 r/min 四种。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。
3、选择电动机根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号Y132M1-6。
其性能如下表：电动机的主要安装尺寸（二）计算传动装置的总传动比ⅰ∑并分配传动比1、计算运动装置的总传动比总传动比ⅰ∑为3308.1278960===∑w m n n i 式中w n 为工作机输入转速2、分配传动比21i i i =∑考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取214.1i i =，故 高速级的传动比为：151.4308.124.14.11=⨯==∑i i 低速级的传动比为：965.2151.4308.1212===∑i i i（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转速Ⅰ轴 min /9601r n n m == Ⅱ轴 min /27.231151.4min /960112r r i n n ===Ⅲ轴 min /78965.2min /27.231223r r i n n ===卷筒轴 m in /783r n n w ==2、各轴的输入功率Ⅰ轴 1P =d P 1η=3.651KW ⅹ0.99=3.614KWⅡ轴 2P =1P 2η3η=3.614KW ⅹ0.98ⅹ0.97=3.435KW Ⅲ轴 3P =2P 2η3η=3.435KW ⅹ0.98ⅹ0.97=3.265KW 卷筒轴 =卷P 3P 1η2η=3.265KW ⅹ0.99ⅹ0.98=3.168KW3、各轴的输入转矩电动机的输出转矩d T 为mm N r KWn p T m d d ⋅=⨯⨯=⨯=36320min/960651.31055.91055.966Ⅰ轴 1T =d T 1η=36320mm N ⋅⨯0.99=35.957mm N ⋅Ⅱ轴 2T =1T 1i 2η3η=35.957mm N ⋅⨯4.151⨯0.98⨯0.97=141.884mm N ⋅ Ⅲ轴 3T =2T 2i 2η3η= 141.884mm N ⋅⨯2.965⨯0.98⨯0.97=399.904mm N ⋅4卷筒轴 卷T =3T 1η2η=399.904mm N ⋅⨯0.99⨯0.98=387.987mm N ⋅ 将上述结果汇总于下表，以备查用。
（四）传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。
标准结构参数压力角20n α=o，齿顶高系数*1an h =，顶隙系数*0.25n c =。
1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度2）材料选择。
由《机械设计》第八版表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 ，二者硬度差为40HBS 。
3）选小齿轮齿数z 1=24大齿轮齿数z 2= z 11i =24ⅹ4.151=99.624,取z 2=97.，则齿数比042.4249712===z z μ，()%5~3%7.2042.4151.4042.4≤=-可满足要求。
4） 选取螺旋角，初选螺旋角︒=14β。
（2）按齿面接触面强度设计[]321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛±≥H EH a d t t Z Z T K d σμμεφ确定公式内的各计算值 1）试选4.1=t K2）计算小齿轮传递的扭矩6I 9.55010n II P T =⨯=9550000×3.614/960=3.595x104mm N ⋅3）由表10-7选取齿宽系数d ϕ=1.04）由表10-6查得材料弹性影响系数=E Z 189.821MPa 5）由图10-30选区域系数Z H =2.433.6）由图10-26查得755.01=a ε，865.02=a ε，则=+=21a a a εεε 1.62.7）由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=600MPa ；齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550MPa 。
8）由式10-13计算应力循环次数。
h jL n N 1160==60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109 μ12N N ==1.682x109/4.042=4.16x1089) 由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.91；2HN K =0.94 10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数s=1）[]SK H HN H 1lim 11σσ⋅==0.91x600MPa=546MPa[]Sk H HN H 2lim 22σσ⋅==0.94x550MPa=517MPa（2）设计计算1) 计算小齿轮分度圆直径时代入[]H σ中较小值[]321112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±≥H EH a d t t Z Z T K d σμμεφ=3245178.18943.2042.41042.462.10.110595.34.12⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯ =39.512 mm2）计算圆周速度10006011⨯=n d v t τ=3.14 x 39.512 x 960/60 x 1000 s m /m=1.985s m /3)计算齿宽b 及模数nt mt d d b 1ϕ==1.0 x 39.512mm =39.512mm 2414cos 512.39cos 11︒⨯==z d m t nt βmm =1.597mm 4) 计算齿宽齿高比nt m h 25.2==2.25 x 1.597mm =3.593mm 593.3512.39=h b =10.997 5) 计算纵向重合度βϕεβtan 318.01z d ==0.318 x 1.0 x 24 x tan14°=1.903 6) 计算载荷系数由工作条件，查表10-2得使用系数A K =1.00。
根据v=1.985 m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数v K =1.15；由表10-3查得ααF H K K ==1.2 由表10-4利用插值法查得βH K =1.4498 由图10-13查得βF K =1.38。
故载荷系数βαH H V A K K K K K ==1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.0 7) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a 得 33114.12512.39==t t K K d d mm =44.500mm 8) 计算法面模数mm z d m n 2414cos 500.44cos 11︒⨯==β=1.799mm（3）按齿根弯曲强度设计[]32121cos 2F SaFa ad n Y Y z Y KT m σεϕββ⋅≥ （1）确定计算参数 1） 计算载荷系数βαF F V A K K K K K ==1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.9042) 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE σ=380MPa 。
3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.91，2FN K =0.95。
4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 []MPa S K FE FN F 4.150091.0111⨯==σσ=325MPa[]MPa SK FE FN F 4.138095.0222⨯==σσ=257.857MPa5) 根据纵向重合度βε=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数βY =0.88 6) 计算当量齿数︒==14cos 24cos 3311βz z v =26.272 ︒==14cos 97cos 3322βz z v =106.184 7）查取齿形系数由表10-5利用插值法算得1Fa Y =2.592，2Fa Y =2.175 8）查取应力校正系数由表10-5利用插值法算得1Sa Y =1.596，2Sa Y =1.795 9）计算大小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较。