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二級圓柱斜齒輪減速器設計報告(一)
1.引言
二級圓柱斜齒輪減速器的計算機輔助機械設計，計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，通過本課題的研究，將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。
2.減速機設計要求
(1)螺旋筒軸上功率=3.2 kw，轉速=36 r/min
(2)工作情況：三班制 單向 連續運轉載荷
(3)使用折舊期：10年
(4)工作環境：室外 灰塵較大 環境最高溫度35 ℃
(5)動力來源：三相交流電壓380 / 220 V
(6)檢修間隔期：三年大修 二年中修 半年小修
(7)制造條件及生產批量：一般機械廠 單件生產
3.減速器的總體設計
3.1 傳動裝置的總體設計
3.1.1 擬訂傳動方案
本傳動裝置用于帶動螺旋筒軸，工作參數：螺旋筒軸上功率P=3.2 kw，工作轉數n=36 r/min，在室外工作（環境最高溫度35 ℃），載荷平穩，三班制，連續單向運轉，使用壽命10年。本設計擬采用二級圓柱斜齒輪減速器（展開式），傳動簡圖如下圖所示。
傳動裝置簡圖
螺旋筒軸 2—傳動斜齒輪 3—二級圓柱齒輪減速器 4—聯軸器 5—電動機
3.1.2 電動機的選擇
（1）選擇電動機的類型
按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列三相異步電動機。
（2）選擇電動機的功率
螺旋筒軸所需的功率P=3.2kw
電動機所需的功率P= P／
==0.98*0.99*0.99=0.90
P=3.78 kW
查表，選取電動機的額定功率P=4 Kw。
（3）選擇電動機的轉速
螺旋筒軸轉速n=36 r/min由表推薦的傳動比的合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器的傳動比=8~40，故電動機轉速的可選范圍為：
n= n=（8~40）×36=288~1440 r/min
符合這范圍的電動機同步轉速有750、1000、1500、3000 r/min四種，現以同步轉速1000 r/min和1500 r/min兩種常用轉速的電動機進行分析比較（查表）
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格、傳動比及市場供應情況，選取比較合適的方案，現選用型號為Y132M1—6，其主要安裝尺寸如下：
中心高：H=132 mm
外型尺寸：L×（AC×AD）×HD=508×（270+210）×315 mm
軸伸尺寸：D=38 mm，E=80 mm
裝鍵部分尺寸：F×G×D=10×33×38 mm
底腳安裝尺寸：A×B=216×140 mm
地腳螺栓孔直徑：K=12 mm
3.1.3 確定傳動裝置的傳動比及其分配
減速器總傳動比及其分配：
減速器總傳動比i=n／n=960／36=26.667（n為滿載轉速）
高速級傳動比i==5.88，i= ii，所以i=i/ i=4.54
得：i=5.88，i=4.54，所以高速級傳動比為i=5.88，低速級傳動比為i=4.54，
實際總傳動比= ii=5.88*4.54=26.70
螺旋筒軸實際轉速= n／=960／26.70=35.96 r/min
滾筒轉速誤差=0.1%＜5%，合適。
3.1.4 計算傳動裝置的運動和動力參數
（1）各軸的輸入功率
電動機軸：P=3.78 kW
軸Ⅰ（高速軸）P= P=3.78×0.99×0.99×0.98= 3.63 kW
軸Ⅱ（中間軸）P= P=3.78×0.99×0.99×0.98
=3.52 kW
軸Ⅲ（低速軸）P= P=3.78×0.90=3.40 kW
（2）各軸的轉速
電動機：n=960 r/min
軸Ⅰ：n= n=960 r/min
軸Ⅱ：n= n/ i=960/5.88=163.27 r/min
軸Ⅲ：n= n /i=960/26.70=35.96 r/min
（3）各軸的輸入轉矩
電動機軸：T=9550=9550×3.78/960≈37.60 Nm
軸Ⅰ：T=9550=9550×3.63/960≈36.11 Nm
軸Ⅱ：T=9550=9550×3.52/163.27≈205.89 Nm
軸Ⅲ：T=9550=9550×3.40/35.96≈902.95Nm
上述計算結果匯總表
輸入功率（kW） 轉速n（r/min） 輸入轉矩（Nm） 傳動比 效率
電動機軸 3.78 960 37.60 1 0.96
軸Ⅰ 3.63 960 36.11
4.7 0.97
軸Ⅱ 3.52 163.27 205.89
3.6 0.97
軸Ⅲ 3.40 35.96 902.95
3.2 傳動零件的設計計算
3.2.1 高速級齒輪傳動設計
（1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數
① 選用斜齒圓柱齒輪傳動
② 選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，調質后表面淬火，齒面硬度HRC=40~50，取平均值HRC=45。
③ 選取齒輪為7級精度（GB10095—88）
④ 選取小齒輪齒數Z=18，Z=Z=5.88×18≈106
（2）按齒根彎曲疲勞強度設計
設計公式m≥mm
① 確定計算參數
（a）初選載荷系數K=1.5，初選螺旋角β=13°
（b）轉矩T=36.11×10 Nmm
（c）選取齒寬系數=0.8
（d）＜2，取Y=0.7，Y=0.86
（e）查取齒形系數和應力校正系數Y=2.57，Y=2.21
Y=1.60，Y=1.78
（f）查取材料彎曲疲勞強度極限：查圖得，大小齒輪均為==380 Mpa
（g）計算應力循環次數N
N=60 njL=60×960×10×24×360=4.977×10
N==8.464×10
（h）查得彎曲強度計算壽命：=0.90
（i）計算彎曲疲勞許用應力[]：
取彎曲疲勞安全系數S=1.4，Y=2.0 []==380*0.88*2/1.4=477.71Mpa
[]===380*0.90*2/1.4=488.57 Mpa
（j）計算大小齒輪的值，并加以比較：
=0.00861， =0.00805
小齒輪比值較大，說明小齒輪彎曲疲勞強度較弱，故以此為計算依據。
② 設計計算
（a）計算法面模數，把各參數代入公式得：
≥≥≈1.4 mm
（b）計算小齒輪分度圓直徑
==1.4×18=25.2 mm
（c）計算齒輪圓周速度
=1.27 m/s
（d）計算載荷系數：查得工況系數=1；按=1.27 m/s，7級精度，查圖得動載荷系數=1.08；斜齒輪傳動取.2；查得齒向載荷分布不均勻系數=1.24，
所以： =1×1.08×1.2×1.24=1.607
（e）按實際載荷系數校正所計得的法面模數
，取標準模數.5
（f）計算中心距 a=mm
取a=160mm
（g）計算β角度
=arccos=14°21′36″
(h)計算分度圓直徑 mm，mm
（i）計算齒寬mm，取mm，mm
（3）校核齒面接觸疲勞強度
公式≤[MPa
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