1、第一章设计任务设计题目：二级同轴式圆柱斜齿轮减速器设计设计要求：1、工作机拉力：1500N2、工作机速度：1.1m/s3、卷筒直径：220mm4、工作班制：2班制5、使用寿命：8年6、载荷性质：平稳7、动力来源：三相交流电380/220V8、检修期间隔：三年一大修，两年一中修，半年一小修9、生产批量：一般机械厂制造，单件生产第二章设计过程第一节设计准备一、选择电动机1、电动机功率计算a、工作机功率：P0 Fv =1.65kWb、电动机功率：P=P0/其中，=12345671为联轴器的效率，为0.99；2为高速轴轴承的效率，为0.99；3为高速齿轮啮合效率，为0.97；4为中间轴轴承效率，为0.
2、99；5为低速齿轮啮合效率，为0.97；6为低速轴轴承的效率，为0.99；7为联轴器的效率，为0.99；故，=0.90P=P0/=1.83kW2、电机转速计算a、工作机转速：n0 Dv =95.49r/minb、电动机转速：n=n0i总其中，i总为减速机总减速比，取925；因此，电机转速为n=859r/min2387r/minc、电动机选型根据求出的P、n查手册。选定电动机：型号：Y100L14同步转速n同=1500r/min、满载转速n满=1430r/min、额定功率P额=2.2kw二、传动比分配由前面可知，i总= 0nn =14.98其中，i总=i高i低且，i高=i低故，i高=3.87，i
3、低=3.87三、各轴参数计算计算各轴的功率、转速、扭矩，列于下表中，以备后续设计需要。电机轴高速轴中间轴低速轴功率/kW Pd 1.8256 P1 1.8073 P2 1.7356 P3 1.6667转速/r/min nd 1430 n1 1430 n2 369.53 n3 95.493扭矩/Nm Td 12.192 T1 12.07 T2 44.853 T3 166.68第二节齿轮传动设计高速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数（1）、由传动方案可知，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取为=20，初选螺旋角=14。（2）、工作机为一般机器，参考机械设计（以下简称“课本”）表10-6，选用
4、7级精度。（3）、材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（4）、选择小齿轮齿数为z1=24，大齿轮尺寸z2=z1u=92.55，取为92.9。2、按齿面接触疲劳强度设计（1）、由课本式10-11试算小齿轮分度圆直径，即 3 211 12 HEHdHtt ZZZZuuTKd 1）、确定公式中的参数值试选KHt=1.3；计算小齿轮传递的扭矩116 /1055.9 nPT =12070Nmm查课本表10-7选择齿宽系数d=1。查课本图10-20选取区域系数ZH=2.5。查课本表10-5选取材料弹性影响系
5、数ZE=189.8MPa1/2。由课本式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 )cos/arctan(tan nt 20.562 )cos2/(cosarccos *111 antat hzz 29.841 )cos2/(cosarccos *222 ata hzz 23.49 2/)tan(tan)tan(tan 2211 atat zz 1.650 /tan1zd 1.905 )1(34Z 0.668由课本式10-23可得螺旋角系数985.0cos Z计算接触疲劳许用应力H由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别为Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由课
6、本式10-15计算应力循环次数： hjLnN 11 60 3.30109 uNN /12 8.51108由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式10-14可得MPaSK HHNH 540 1lim11 MPaSK HHNH 523 2lim22 取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523MPa。2）、试算小齿轮分度圆直径 3 211 12 HEHdHtt ZZZZuuTKd 24.13mm(2)、调整小齿轮分度圆1）、计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v。 100060 11 ndv
7、 t 1.807m/s齿宽b。 tddb 1 24.14mm2）、计算实际载荷系数KH。由课本表10-2查得使用系数KA=1。根据小齿轮圆周速度、齿轮精度等级，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.12。齿轮圆周力 tt dTF 111 /2 1000.1NKAFt1/b=41.44N/mm100N/mm，查课本图10-3得到齿间载荷分配系数KF=1.2。由课本表10-4用插值法查得KH=1.416，结合宽高比b/h查课本图10-13，得KF=1.34。则，载荷系数为 FFvAF KKKKK 1.8013）由课本式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为 3 FtFntn KKmm 1
8、.319mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.56mm，算出小齿轮齿数z1=d1cos/m=20.60，为避免小齿轮过小，取为z1=25，则大齿轮齿数为z2=z1u=96.74，取为z2=97，z1与z2互为质数。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 cos2 )(21 nmzza 125.73mm将中心距圆整为a=125mm。（2）按圆整后的中心距
9、修正螺旋角 a mzz n2 )(arccos 21 12.6（1）计算分度圆直径d1=mnz1/cos=51.2mmd2=mnz2/cos=198.8mm（3）计算齿轮宽度b=dd1=51.2mm考虑到不可避免的安装误差，为保证设计齿宽b且节省材料，将小齿轮略加宽(510)mm，则取小齿轮齿宽b1=58mm，大齿轮齿宽b2=52mm。5、调整中心距后的强度校核齿轮副中心距在圆整后，修正系数会产生变化，应重新校核齿轮强度。（1）齿面接触疲劳强度校核按课本10-22校核齿面接触疲劳强度。uudTKZZZZ d HEHH 12 31 1 按前述方法，查找或计算式中各参数值，分别为ZH=2.36，ZE=189.8MPa1/2，Z=0.668，Z=0.985，KH=1.91，d=1，d1=51.23，u=3.87，T1=44853Nmm。将各参数值代入式10-22，得H=394.54MPae查表可得轴承的动载荷系数为X=0.4，Y=1，取载荷系数fd=1.5，因此，轴承的当量动载荷为P=fd（XFr+YFa）=936.6N将已知数据代入轴承寿命计算公式，得轴承寿命为 PCnL 6010610 216050000hL0因此，轴承寿命符合要求。
