1．2 减速器的发展状况减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。
在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。
渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、传动平稳、效率高、所配电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设备上。
二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。
通过本课题的研究，将进一步对这一技术进行深入地了解和学习。
1．3 减速器的发展趋势当今的减速器正向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。
六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化，在现代机械中应用极为广泛。
减速机行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。
其作为传动机械行业里的一个重要的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。
近几年，随着中国产业经济的迅猛发展，减速机行业在国内也取得了日新月异的进步。
1.4 研究内容1）减速器的设计计算(1)传动方案的分析和拟订选择正确合理的传动方案。
(2)电动机的选择选择电动机类型和结构形式，确定电动机的容量，确定电动机的转速。
(3)传动装置的运动和动力参数的计算计算各轴的转速，功率，转矩。
(4)传动零件的设计计算外部传动零件和内部传动零件的设计计算(5)轴的设计计算B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计(6)轴承，联接件，润滑密封及联轴器的选择和验算(7)箱体的结构设计计算2传动方案的拟定带式输送机传动系统方案如图1所示图1 B6型带式运输机及其二级圆柱齿轮减速器设计数据编号运输带工作拉力F/N 运输带工作速度v/m.s-1卷筒直径D/mm B6 2250 1．50 290工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5％。
设计要求：1、完成设计说明书一份，约8000字。
2、完成带式传输装置总体设计及减速器部装图、零件图。
3、完成减速器所有零件图及装配。
带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。
传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。
2.1电动机的选择。
按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机卧式封闭结构380V。
（1）电动机容量的选择。
η根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。
工作机所需功率;1000WF P υ= 传动装置总体效率η12340.990.990.960.96ηηηη====弹性联轴器效率 滚动轴承效率 闭式齿轮传动效率 卷筒效率算得传动系统总效率4212345ηηηηηη==420.990.990.960.960.99⨯⨯⨯⨯=0.833 工作机所需电动机功率"d p =Fv ／1000η=2250×1.50/1000×0.833=4.051kw因为工作时有轻微振动，故电动机功率略大于"d p"(1.3 1.5)d d p P =-= 5.26—6.076 (kw)由文献[1]表20-5所列Y 系列三相异步电动机技术数据可以确定，满足r m P P ≥条件的电动机额定功率m P 应取5.5 kw 。
（2）电动机转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速：nw=Dv π100060⨯=6000×1.5/3.14×290=98.8 r/min通常二级圆柱齿轮减速器传动比取i =8—40n d = inw=（8~40）×98.8=790.68—3953.4 r/min 由文献[1]表20-5初步选同步转速为1000minr1500minr和3000minr的电机，对应于额定功率m P 为5.5kw 的电动机号分别取Y132S1-2型、 Y132S-4型和Y132M2-6型三种。
将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案号电动机型号额定功率（kw ）同步转速（minr）满载转速（min r ）总传动比电动机质量/kg一 Y132S1-2 5.53000 29002.91i64B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计二 Y132S-4 5.5 1500 1440 1.50i 68 三Y132M2-65.51000960i85通过对这三种方案比较：一 电机重量轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑；二与三比较，综合考虑电动机和传动装置尺寸，质量，价格及传动比，可以看出，如果传动装置结构紧凑，选用三方案最好即：Y132M2-6系列2.2 传动比的分配。
带式输送机传动系统总传动比i=n m/n w=960/98.8=9.72所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比==∑2312i i i 9.72为了便于两级圆柱齿轮减速器采用侵油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS ≤350,齿宽系数相等时。
考虑面接触强度接近相等的条件，取两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比：i1==3.689低速级传动比为==∑1/2i i i 9.72/3.689=2.635传动系统各传动比分别为：01i = i1=3.689 i2=2.635 41i =2.3传动系统的运动和动力参数计算： 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算。
1轴（减速器高速轴）：96019600101===i n n minr"11d P P η==4.051×0.99=4.01kwT1=955011n P =9550×96001.4=39.89 N ·m 2轴（减速器中间轴）23.260689.3960221===i n n min r2112123P P P ηηη===4.01×0.96×0.99=3.811kw T2=955022n P =9550×23.260811.3=139.86 N ·m3轴（减速器低速轴）76.98635.223.2602323===i n n minrP3= P2η23 =3.811×0.96×0.99=3.622kwT3=955033n P =9550×76.98622.3=350.24 N ·m 4轴（输送机滚筒轴）76.98176.98434===i n n min rP4= P3η34 =3.622×0.96×0.99×0.99=3.41kwT4=955044n P =9550×76.9841.3=329.54 N ·m (1-3) 轴输出功率和输出转矩P1`=p1×η1=4.01×0.99=3.97kwP2`=p2×η2=3.811×0.99=3.77kw P3`=p3×η3=3.622×0.99=3.59kw T1`=T1×η1=39.89×0.99=39.49kw T2`=T2×η2=139.86×0.99=138.46kw T3`=T3×η3=350.24×0.99=346.74kw将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表1 轴名 功率（kw ） 转矩（N m •） 转速（min r ）传动比i 效率输入 输出 输入 输出 1 4.01 3.97 39.89 39.49 960 1 0.962 3.811 3.77 139.86 138.46 260.23 3.689 0.96 3 3.622 3.59 350.24 346.46 98.76 2.635 0.96 4 3.41 3.37 329.54 226.24 198.76 1 0.98 对于所设计的减速器中两级齿轮传动，高速级和低速级均采用直齿圆柱齿轮传动。
3齿轮的设计按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算。
3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算，(1)选择材料及热处理，精度等级，齿数1z 与2z 齿宽系数d φ，并初选螺旋角β 考虑减速器要求结果紧凑故大小齿轮均用40Cr 调质处理后表面淬火，因载荷较B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计平稳，齿轮速度不是很高，故初选7级精度，齿数面宜多取，选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=错误!未找到引用源。
=3.689×24=90，按软齿面齿轮非对称安装查文献[2]表 6.5，取齿宽系数d φ=1.0 。
实际传动比i 12`=90/24=3.75，误差(i 12`- i 12)/ i 12`=(3.75-3.689)/3.75=0.0162≤错误!未找到引用源。
，在设计给定的±5%范围内可用。
3.2按齿面接触疲劳强度设计，由文献[2]式(6.11)3211)][(132.2H E d t z KT d σμμφ⋅±⋅≥ (1)确定公式中各式参数； 1）载荷系数t K 试选t K =1.52）小齿轮传递的转矩1TT1=9.55×错误!未找到引用源。
1n P=9.55×错误!未找到引用源。
960051.4=4.0299×错误!未找到引用源。
N ·m3）材料系数 E z查文献[2]表6.3得MPa z E 8.189=4）大，小齿轮的接触疲劳极限 2lim 1lim H H σσ 按齿面硬度查文献[2]图6.8得lim1lim2600560H H MPa MPa σσ==5）应力循环次数错误!未找到引用源。
=60×960×1×300×16=2.7648×错误!未找到引用源。
N2=N1/错误!未找到引用源。
=2.7648×错误!未找到引用源。
/3.75=7.3728×错误!未找到引用源。
6)接触疲劳寿命系数 21HN HN K K查文献[2]图6.6得120.900.92HN HN K K ==6）确定许用接触应力 ][][21H H σσ 取安全系数1=H S1lim112lim220.90600[]54010.92560[]5321HN H H HHN H H H K MPaS K MPa S σσσσ⨯===⨯===取1[][]H H σσ=(2)设计计算1）试计算小齿轮分度圆直径 t d 1取][][21H H σσ=32\40299*5.11)5328.198(75.3175.30.132.2⋅±⋅≥t d =51.11mm2）计算圆周速度 vv=1000601n πd1t ⨯⨯=2.568m/s 3）计算载荷系数 k查文献[2]表6.2得使用系数A k =1根据v=2.568 m/s 按7级精度查文献[2]图6.10得动载系数v k =1.0 查图6.13 得βk =1.08则 k=A k v k βk ka=1×1.0×1.08×1=1.08 4）校正分度圆直径1d 由文献[2]式（6.14） 311tt k k t d d ≥=35.108.1×49.06mm=43.97mm d1t (3)计算齿轮传动的几何尺寸； 1）计算模数 mm=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按标准取模数m=2.5mm2）两轮分度圆直径 21d d1d =mz1=2.5×24=60mm d2=mz2=2.5×90=225mm3）中心距 aa=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm4）齿宽bB6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计b=d φd1=1.0×60=60mm b1=b2+(5--10)mm b2=65mm b1=70mm5）齿全高 hmm m h 625.55.225.225.2=⨯==3.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由文献[2]式（6.12）][23211F Sa Fa d F Y Y m z KT σφσ≤= (1)确定公式中各参数值;1)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限2lim 1lim F F σσ查文献[2]图6.9取lim1lim2240260F F MPa MPa σσ==2)弯曲疲劳寿命系数21FN FN K K查文献[2]图6.7 取120.870.91FN FN K K ==3)许用弯曲应力 ][][21F F σσ取定弯曲疲劳安全系数4.1=F S ,应力修正系数0.2=ST Y1lim112lim22[]2400.872/1.4298.3[]2600.922/1.4338FN ST F F F FN ST F F FK Y MPaS K Y MPaS σσσσ==⨯⨯===⨯⨯=4)齿轮系数21Fa Fa Y Y 和应力修正系数 21Sa sa Y Y查文献[2]表6.4得12122.62 2.181.59 1.79Fa Fa sa sa Y Y Y Y ====5)计算大小齿轮的][111F sa Fa Y Y σ与][222F sa Fa Y Y σ 并加以比较取其中最大值代入公式计算111222 2.62 1.590.0140[]298.32.18 1.790.0115[]338Fa sa F Fa sa F Y Y Y Y σσ⨯==⨯==小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 (2)校核计算(3)][2F σ=(2×1.08×40299×2.20×1.58)/1.0× 错误!未找到引用源。