二级展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器目录一、第一章节 (1)（一）、课程设计的设计内容 (1)（二）、电动机选择 (2)（三）、确定总传动比及分配各级传动比 (3)二、第二章节 (5)（一）、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 (5)（二）、轮齿校核强度计算 (5)1、高速级 (5)2、低速级 (9)三、第三章节（一）减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………1、１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………2、２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………3、３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………（二）润滑与密封………………………………………………………(三)箱体结构尺寸……………………………………………………设计总结…………………………………………………………参考文献…………………………………………………………一、第一章节（一）、课程设计的设计内容1、设计数据及要求（1）、F=4800N d=500mm v=1.25m/s机器年产量：小批；机器工作环境：有粉尘；机器载荷特性：较平稳；机器的最短工作年限：8年；其传动转动装置图如下图1-1所示。

（2）课程设计的工作条件设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；②工作情况：连续单向运转，载荷平稳；图1.1双级斜齿圆柱齿轮减速器③制造情况：小批量生产。

（二）、 电动机的选择 1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V 。

2、工作机所需的有效功率由文献7中3.1试得 n9550T P⨯= 式中：P —工作机所需的有效功率（KW ） T —运输带所需扭矩（N ·m ） n —运输带的转动速度 3、 电动机的功率选择根据文献【2】中查得联轴器（弹性）99.01=η，轴承 99.02=η，齿轮 97.03=η 滚筒 96.04=η传动装置的总共率：833.096.097.099.099.02424234221=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=∑ηηηηη电动机所需的工作功率：Kw PP d 508.6833.0100025.14800=⨯⨯==∑η电动机工作功率：Kw P P d 6100025.148001000=⨯==卷筒轴工作的转速：min /77.4750014.310006025.1d r v n =⨯⨯⨯==π 确定电动机的转速min /22.3850014.3100060100060r d v n w =⨯⨯=⨯=π 电动机转速的可选范围：m in /8.152876.305)408(22.38r i n n w d ～～=⨯='⋅= 取1000。

4、选择电动机选电动机型号为Y132M —4，同步转速1500r/min ，满载转速970r/min ，额定功率7.5Kw （三）、 确定总传动比及分配各级传动比 1、传动装置的总传动比31.2077.47970==z i 式中：z i —总传动比m n —电动机的满载转速（r/min ） 2、 分配传动比ⅡⅠ取i i 4.1=z i i i =⋅ⅡⅠ又 故 31.5=Ⅰi， 79.3=Ⅱi 3、各轴的转速计算min /970r i n d ==Ⅰmin /67.18231.5970r i n n ===ⅠⅠⅡmin /20.4879.367.182r i n n ===ⅡⅡⅢ4、 各轴输入功率计算Kw P P d 443.699.0508.61=⨯=⋅=ηⅠKw P P 125.697.098.0403.632=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅠⅡKw P P 942.598.099.0125.632=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅡⅢKw P P 765.598.099.0942.51=⨯⨯=⋅=ηⅢⅣ5、电机输出转矩：m N n P T d d d ⋅=⨯⨯=⨯⨯=07.64970508.61055.91055.9666、各轴的转矩m N T T d .07.6499.007.641=⨯=⋅=ηⅠmN i T T ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=42.32331.599.098.042.6332ⅠⅠⅡηηmN i T T ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=22.116579.397.098.077.32632ⅡⅡⅢηηm N T T ⋅=⨯=⋅=50.113099.028.11771ηⅢⅣ二、 第二章节（一）、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC ，齿轮均为硬齿面。

选用7级精度。

（二）、轮齿传动校核计算1、高速级 (1)、传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。

由参考文献[1]P138公式8.13可得：3.211][2aF d S F z Y Y Y KT m εεσφ≥ 式中各参数为：（1.1）、小齿轮传递的转矩：m N T .79.62100098.007.64=⨯⨯=Ⅰ（1.2）、初选1z =24, 则1272431.512=⨯==z i z Ⅰ式中：2z ——大齿轮数； Ⅰi——高速级齿轮传动比。

（1.3）、由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数0.1=dφ。

（1.4）、初取螺旋角 14=β。

由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：65.114cos )]1271241(2.388.1[cos )]11(2.388.1[21=+⨯-=+-= βεαz z 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数εY =0.72 由式8.2得903.114tan 241318.0tan 1318.0=⨯⨯⨯== βφβεz d由图8.26查得螺旋角系数95.0=βY（1.5）、初取齿轮载荷系数t K =1.6。

（1.6）、齿形系数F Y 和应力修正系数S Y ：齿轮当量齿数为27.2614cos 24cos 3311===βz z v ，29.8414cos 77cos 3322=== βz z v 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数1F Y =2.592，2F Y =2.211由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数1S Y =1.596，2S Y =1.774（1.7）、许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：FF N F S Y lim][σσ=由参考文献[1] P146图8.28（h ）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：5001lim =F σMPa 和3802lim =F σMPa 。

由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数F S =1.4。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：911107648.2103008219606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h aL n N 810982.431.59107648.212⨯=⨯==Ⅰi N N 式中：a ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；k L ——齿轮工作时间。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：92.02,91.01==N Y N Y故许用弯曲应力为 MPa F S F N Y F 3254.150091.0lim 11][=⨯==σσ 4.138092.02lim 22][⨯==F S F N Y F σσ=MPa 7.24901273.0325596.1592.21][11=⨯=F S Y F Y σ01571.07.249774.1211.22][22=⨯=F S Y F Y σ 所以01571.02][22][==F S Y F Y F Y F Y σσ 初算齿轮法面模数t n m16.130571.014cos 903.12195.088.01079.6215.223][cos 211223=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅≥F S YF Y z d Y Y T t K nt m a σβεφβε（2）、计算传动尺寸（2.1）、计算载荷系数K由参考文献[1] P130表8.3查得使用0.1=A Ks m n z nt m n d v /41.11000609702416.114.31000601110006011=⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=ππ由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数08.1=v K由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数4.1=βK ；由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数42.1=βK ，则 15.24.142.108.10.1=⨯⨯⨯==αβK K v K A K K（2.2）、对1d 进行修正，并圆整为标准模数28.136.115.216.13=⨯==t K K tn m n m 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 mm m2=（2.3）、计算传动尺寸。

中心距 mm z z m a n 67.15514cos 2)12724(2cos 2)(21=⨯+⨯=+=β 圆整为156mm修正螺旋角 98.131562)12724(2arccos 2)(arccos21=⨯+⨯=+=a z z m n β 小齿轮分度圆直径 mm z m d n 59.4912724241562cos 11=+⨯⨯==β 大齿轮分度圆直径 mm z m d n 30.257127271271562cos 22=+⨯⨯==β mm d b d 59.4959.490.11=⨯==φ圆整b=20mm 取mm b b 501== ， mm b 552=式中： 1b ——大齿轮齿厚； 2b ——小齿轮齿厚。

(3)、校核齿面接触疲劳强度由参考文献[1] P135公式8.7 uu bd KT Z Z Z Z H E H121+=Ⅰβεσ式中各参数：（3.1）、齿数比31.5==Ⅰi u。

（3.2）、由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数Mpa EZ 8.189=。

（3.3）、由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数43.2=H Z 。

（3.4）、由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数8.0=εZ （3.5）、由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数97.0=βZ（3.6）、由参考文献[1] P145公式8.26HH N H S Z lim][σσ=计算许用接触应力式中： lim H σ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146图8.28（）分别查得MPa H 6001lim =σ，MPa H 5502lim =σ ；N Z ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得93.01=N Z ，98.02=N Z ；H S ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得4.1=h S 。