蜗杆-齿轮二级减速器设计.doc

机 械 设 计 课 程 设 计 报 告

题目： 蜗杆-齿轮二级减速器

1

毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明

原创性声明
本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。
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本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。
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学位论文原创性声明
本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。

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学位论文版权使用授权书
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注 意 事 项
1.设计（论文）的内容包括：
1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）
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3）中文摘要（300字左右）、关键词
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6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论
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8）致谢
9）附录（对论文支持必要时）
2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于1.2万字。
3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。
4.文字、图表要求：
1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写
2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画
3）毕业论文须用A4单面打印，论文50页以上的双面打印
4）图表应绘制于无格子的页面上
5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档
5.装订顺序
1）设计（论文）
2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订

指导教师评阅书
指导教师评价：
一、撰写（设计）过程
1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
二、论文（设计）质量
1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
三、论文（设计）水平
1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、论文（设计说明书）所体现的整体水平
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
建议成绩：□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
（在所选等级前的□内画“√”）
指导教师： （签名） 单位： （盖章）
年 月 日

评阅教师评阅书

评阅教师评价：
一、论文（设计）质量
1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
二、论文（设计）水平
1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、论文（设计说明书）所体现的整体水平
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格

建议成绩：□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
（在所选等级前的□内画“√”）
评阅教师： （签名） 单位： （盖章）
年 月 日

燕山大学课程设计报告
教研室（或答辩小组）及教学系意见
教研室（或答辩小组）评价：
一、答辩过程
1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、对答辩问题的反应、理解、表达情况
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、学生答辩过程中的精神状态
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
二、论文（设计）质量
1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
三、论文（设计）水平
1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、论文（设计说明书）所体现的整体水平
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格

评定成绩：□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）
年 月 日
教学系意见：
系主任： （签名）
年 月 日

目 录
摘 要 3
1 项目设计目标与技术要求 4
2传动系统方案制定与分析 4
3.1 电动机选择与确定 5
3.1.1 电动机类型和结构形式选择 5
3.1.2 电动机容量确定 5
3.1.3 电动机转速选择 6
3.2 传动装置总传动比确定及分配 6
3.2.1 传动装置总传动比确定 6
3.2.2 各级传动比分配 6
3.2.2.1 分配方案 6
3.2.2.2 各级传动比确定 7
4 关键零部件的设计与计算 7
4.1 设计原则制定 7
4.2齿轮传动设计方案 7
4.3 第一级蜗轮蜗杆传动设计计算 8
4.3.1 第一级蜗轮蜗杆传动参数设计 8
4.3.2 第一级蜗轮蜗杆传动强度校核及.热平衡核算 10
4.4第二级齿轮传动设计计算 11
4.4.1 第二级齿轮传动参数设计 11
4.4.2 第二级齿轮传动强度校核 14
4.5 轴的计算 15
4.5.1 轴径初估 15
4.6 键的选择及键联接的强度计算 15
4.6.1 键联接方案选择 15
4.7 滚动轴承选择方案及固定方案 17
5 传动系统结构设计与总成 18
5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范 18
5.1.1装配图整体布局 18
5.1.2 轴系结构设计与方案分析 18
5.1.2.1 蜗杆轴结构设计与方案分析 18
5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析 20
5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析 22
5.1.3 典型结构的选择与集成设计 23
5.2零件图设计 24
5.3 主要零部件的校核与验算 24
5.3.1 轴系结构强度校核 24
5.3.2 滚动轴承的寿命计算 29
6主要附件与配件的选择 30
6.1联轴器选择 30
6.2 润滑与密封的选择 31
6.2.1 润滑方案对比及确定 31
6.2.2 密封方案对比及确定 31
6.3 通气器 32
6.4 油标 32
6.5 螺栓及吊环螺钉 32
6.6油塞 32
7 零部件精度与公差的制定 33
7.1 精度制定原则 33
7.2 精度设计的具体实施 33
7.3 减速器主要技术要求 34
8 项目经济性与安全性分析 34
8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 34
8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 35
8.3安全性分析 35
9.三维设计 36
10. 设计小结 38
11. 参考文献 39

摘 要
减速器是带式运输机重要的组成部件之一，在其传动装置中有着重要的作用。齿轮和轴是带式运输机减速器的关键零件，其精度、强度和可靠性等指标对减速器的性能和寿命起着决定性的作用。本文以减速器的总体设计和制造为研究对象，主要研究内容如下：1.通过分析工作性能要求和比较，确定了总体传动方案，建立了蜗杆-齿轮减速器二维和三维模型，考虑了工艺与经济性因素；2.根据齿面接触疲劳强度，开展了闭式软齿面斜齿轮的设计，并采用齿根弯曲疲劳强度进行了校核，对低速轴大齿轮提出了优化设计；3.根据键连接的许用挤压力和压强进行了键的方案的选择及强度的校核。4.根据许用弯曲应力计算，开展了三根轴的设计，并采用安全系数法进行了轴的校核；5.依据载荷和转速，进行了轴承的选择，并校核了轴承寿命计算。6.主要附件与配件选择方案的对比和最优方案的确定。最后进行了减速器安全性和经济性的综合分析。

设计计算过程
结果
1 项目设计目标与技术要求
任务描述：
设计题目：带式输送机传动装置
传动装置简图：

（蜗杆-齿轮二级减速器带式运输机的传动示意图）
原始数据要求：
F=1940N D=0.34 m V=0.33 m/s
技术要求：
使用地点：室外 生产批量：小批
载荷性质：平稳 使用年限：六年一批
2传动系统方案制定与分析
机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和力，变换其运动形式以满足工作机的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。 
满足工作机的需要是拟定传动方案的最基本要求，同一种运动可以由几种不同的传动方案来实现，这就需要把几种传动方案的优缺点加以比较分析比较，从而选择出最符合实际情况的一种方案。图示为带输送机的四种传动方案。现分析比较如下：
带传动传动平稳，噪音小，能缓冲、吸震，结构简单，轴间距大，成本低，但传动比不稳定，且寿命短；
链传动工作可靠，传动比恒定，轴间距大，瞬时速度不均匀，高速时运动不平稳，适于低速运动下的恶劣环境。
方案b的宽度尺寸较方案c小，传动效率高，适于在恶劣环境下长期工作。但锥齿轮的加工比圆柱齿轮困难；
方案c的宽度和长度尺寸都比较大，且传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境，但带传动油过载保护的优点，还可以缓和冲击和振动，因此这种方案也得到广泛应用。
方案e单级速比大、运转时噪音低、振动小、轴可以垂直布置而互不相交、蜗杆轴和蜗轮轴的布置，有时可做到既能节约原动机和从动机的安装面积而又方便和合理，而且还可以防止逆转。最终选择e方案。

3.1 电动机选择与确定
3.1.1 电动机类型和结构形式选择
如无特殊需要，一般选用Y系列三相交流异步电动机，它是我国80年代的更新换代产品，具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备。
对于频繁启动、制动和换向的机械（比如起重机械），宜选用允许有较大的振动和冲击、转动惯量小、运载能力大的YZ和YZR系列。
根据不同防护要求，电动机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等区别。
根具任务书的要求，本次蜗杆-齿轮二级减速器应该选用Y系列、防护式的三相交流异步电动机。
3.1.2 电动机容量确定
容量：工作机要求 电机功率P电'=PI/η总，其中
PI =Fv/1000=1940×0.33/1000=0.64kW
取η联轴器=0.99,η轴承=0.98,η齿轮=0.97,η蜗杆=0.80, η卷筒=0.96, η皮带=0.95,则η总=（η联轴器）2×( η轴承)4 × η齿轮× η蜗杆× η卷筒×η皮带=0.64
则P电= PI/η总=1 kW
电动机的容量选的合适与否，对工作和经济性影响很大。容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常工作，或是电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格过高，能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因数都较低，增加电能损耗，造成很大浪费。
电动机的容量主要根据运行时的发热条件来确定。由于课设所给的工作机为稳定载荷下连续运转的机械，而且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机的实际输出功率就可以了。
查手册取Ped=1.1kW>1kW，可以瞒住电动机的裕度要求。
3.1.3 电动机转速选择
三相异步电动机常用的有四种同步转数，3000、1500、1000、750r/min。电动机的转数高、极对数少、尺寸和重量小，价格也低，但使传动装置的传动比大，传动装置的结构尺寸、重量增大、成本提高；选用低转数的电动机则相反。因此，应对电动机及传动装置做整体考虑。由于本课题没有特殊要求，因此选用同步转数为1000r/min的电动机。
可选同步转速1000r/min，选择额定转速n电=910r/min
结果：Y90L-6（Ped=1.1 kW ，n电=910r/min）
综合考虑选电动机型号为Y90L-6，主要性能如下表：
电动机型号
额定功率
（Kw）
满载时
转数（r/min）
电流/A
效率/％
功率因数/cosψ
Y90L-6
1.1
910
3.15
73.5
0.72

堵转电流/额定电流
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
GD2（N·m2）
质量（B3）/kg
5.5
2.0
2.2
0.035
25

3.2 传动装置总传动比确定及分配
3.2.1 传动装置总传动比确定
总传动比为 ：
n卷===18.54rpm i总= ==49.08
3.2.2 各级传动比分配
3.2.2.1 分配方案
i总=i蜗杆×i齿轮 其中i齿轮=（0.06~0.07）i总 为使箱体结构紧凑、外廓尺寸较小、便于润滑取i齿轮=0.06 i总
i蜗杆=
3.2.2.2 各级传动比确定
则i齿轮=0.06×49.08=2.94 i蜗杆===16.67
运动和动力参数的计算：
设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。
1.各轴转速
n0=n1=nm =910 r / min
n2=nm / i1= 910/16.67= 54.59 r / min
n3=n4=n2 / i2= 54.59/3.04= 17.96r / min
2.各轴输入功率：
P0=0.81Kw
P1=P0η1=0.81×0.99=0.80Kw
P2=P1η2η4=0.80×0.99×0.80=0.628Kw
P3=P2η2η3=0.628×0.98×0.97=0.597Kw
P4=P3η1η2=0.597×0.98×0.99=0.579Kw
3.各轴输入转距：
T0=9550×P0/nm=9550×0.81/910=8.23 N·m
T1=9550×P1/n1 =9550×0.80/910=8.13 N·m
T2=9550×P2/n2=9550×0.628/54.59=109.9 N·m
T3=9550×P3/n3 =9550×0.597/17.96=317.45 N·m
T4=9550×P4/n4 =9550×0.0.579/17.96=307.88 N·m

表2 运动及动力参数
轴号
功率P（Kw）
转矩T(N·m)
转速n（r/min)
传动比i
效率
η
电机轴
0.81
8.23
910
1.0
0.98
1轴
0.80
8.13
910
16.67
0.93
2轴
0.628
109.9
54.59
3.04
0.95
3轴
0.597
317.45
17.96
1
0.96
卷筒轴
0.579
307.88
17.96

4 关键零部件的设计与计算
4.1 设计原则制定
齿轮的疲劳强度安全系数S：若按齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度时，通常即取S=1。若安全系数过小，则不能满足齿轮的疲劳强度要求；若安全系数过大，齿轮的直径增大，增加加工成本。
轴的安全系数的确定：当材料质地均匀、载荷与应力计算较精确时，可取[S]≥1.3-1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取[S]≥1.5-1.8；材料均匀性和计算精确性都很低，或尺寸很大的转轴（d＞200mm），则取[S]≥1.8-2.5。重要的轴，破坏时会引起重大事故时，因适当增大[S]值。
由于课程设计所用轴的材料质地均匀、且载荷与应力计算较精确，所以取[S]≥1.3-1.5。太小不足以满足强度要求，太大则会增加加工成本。
齿轮的材料及加工工艺确定：45钢 1.锻造制坯 2.正火 3.车削加工 4.滚、插齿 5.剃齿  6.热处理  7.磨削、加工
轴的材料及加工工艺确定：45钢 1．确定毛坯 3．确定主要表面的加工方法：  粗车→半精车→磨削  4．确定定位基准 5．划分阶段  对精度要求较高的零件，其粗、精加工应分开，以保证零件的质量。6．热处理工序安排 轴的热处理要根据其材料和使用要求确定。对于传动轴，正火、调质和表面淬火用得较多。
  综合上述分析，传动轴的工艺路线如下： 
    下料→车两端面，钻中心孔→粗车各外圆→调质→修研中心孔→半精车各外圆，车槽，倒角→车螺纹→划键槽加工线→铣键槽→修研中心孔→磨削→检验。
4.2齿轮传动设计方案
软齿面齿轮多经调质或正火处理后切齿 切齿精度一般为8级，精切可达7级。因齿面硬度不高，故限制了承载能力，但易制造、成本低。常用与对尺寸和重量无严格要求的场合。
硬齿面齿轮一般为切齿后经热处理再磨齿。但随着硬齿面加工技术的发展，这类齿轮也可在热处理后使用硬质合金滚刀或高速钢滚刀精滚加工，而不需再进行磨齿加工。这类齿轮由于齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小和重量轻的场合。
由于减速器的齿轮对尺寸和重量无严格要求，为节省加工成本，使用软齿面齿轮。
软齿面齿轮的主要失效形式为齿面点蚀。因此采用齿面接触疲劳强度进行设计，齿根弯曲疲劳强度校核。
直齿轮/斜齿轮选择方案比较：斜齿轮的啮合不是具有冲击性的突然啮入和突然啮出，在啮入啮出的循环中，每一对轮齿的啮入啮出将是渐次的，没有直齿轮的啮合冲击现象，运行比较平稳，容易保证传动比恒定。直齿轮制造简单，斜齿轮制造和安装比较麻烦，但运行平稳。因此，大型齿轮、受冲击的齿轮、对传动比没什么要求的机构，将用直齿轮，反之，则用斜齿轮。
而蜗杆-齿轮减速器中的齿轮要求运行平稳、传动比恒定。故采用斜齿轮。

4.3 第一级蜗轮蜗杆传动设计计算
4.3.1 第一级蜗轮蜗杆传动参数设计
(1).选择蜗杆的传动类型
根据GB/T 10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数
材料：蜗杆 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；
蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。
精度等级：初选取8级
蜗杆头数：由i=16.67 取z1=2， 则z2= i ×z1=16.67×2=33.34取z2=34
(3).按齿面接触疲劳强度进行计算
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。
计算公式 
(mm3)
① 查表得：9.47cosγ=9.26
② 确定载荷：K=KA·Kβ·KV
由于所用为电动机，《机械设计》查表7-6取KA=1.0
因载荷工作性质稳定，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1.0
预估v2≤3m/s，取Kv=1.05
则K=1.0×1.0×1.05=1.05
③ 确定作用在蜗杆上的转距 T1=9.55×106×=9.55×106×=1.15×104N·mm
蜗轮上的转距 T2=T1iη1=1.15×104×16.67×0.8=1.54×105N·mm
④ 确定弹性系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配
查表7-7得 ZE=155.0
⑤ 确定许用接触应力
确定许用接触应力
根据蜗杆材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得=250MPa
⑥ 应力循环次数
N2=60n2×Lh=60×910÷16.67×17520=5.74×107
则[σH]==0.8×250×=160.10MPa
⑦ 计算m3q
m3q≥9.26×1.05×1.54×105=1214 mm3
⑧ 查表取 m3q=1250
则 m=5mm，d1=50mm，q=10.0
(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸
① 蜗轮分度圆直径d2= m z2=5×34=170mm
② a=(d1+ d2)/2=110mm 取a=110mm
变位系数X=0
③ 蜗杆
头数z1=2，直径系数10；齿顶圆直径 =60mm；分度圆导程角γ=11.31o ；蜗杆轴向齿厚 7.85mm
④ 蜗轮
蜗轮齿数 z2=34；
蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×34=170mm
蜗轮喉圆直径da2=d2+2×m×(+x) =170+2×5×(1+0)=180mm
蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×m×(-x+)=170-2×5×（1-0+0.25）=158mm
⑤ 确定精度等级
V2=πn2d2/60×1000=3.14×54.59×170/60×1000=0.48m/s <3m/s
故初选8级精度等级合适。
⑥ 校核vs
滑动速度：vs=v2/sinγ =2.45m/s <3m/s
4.3.2 第一级蜗轮蜗杆传动强度校核及.热平衡核算
(5).校核齿根弯曲疲劳强度

① 当量齿数 zv=z2/cos3γ=34/cos311.31。=36.06
由此，查表7-8可得齿形系数YF=1.84
② 螺旋角系数 Yβ=1-γ/140o =0.920
③ 许用弯曲应力
[σ]F = 0.16×=25.41MPa
④ 弯曲应力
σF==10.56MPa <25.4MPa
满足弯曲强度。
(6).精度等级和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089—1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，蜗杆表面粗糙度为6.3，蜗轮表面粗糙度为6.3。侧隙种类为f，标注为9f GB/T 10089—1988。
(7).热平衡核算。
由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量

P——蜗杆传递的功率
以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流量为
——箱体的散热系数，可取；
A——散热面积，箱内能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2
t——油的工作温度；
按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温
其中=20℃，η=0.84，P1=1.1kW，取Kd=15W/（m2·℃）
箱体面积 A=0.33[]1.75 =0.33×[]1.75=0.40 m2
查112页表7-10取
啮合效率
取搅油效率为η2=0.99，滚动轴承效率为η3=0.99
则总效率为η=η1·η2·η3=0.83
则工作油温为

满足温度要求。
4.4第二级齿轮传动设计计算
4.4.1 第二级齿轮传动参数设计
(1).初选传动类型、精度等级、材料及齿数
①运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
②材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，HBS=50所以合适
③选小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿z2=i×z1=90
④选取螺旋角。初选螺旋角β=14o。
5.齿宽系数 取
6.传动类型：斜齿圆柱齿轮传动
(2).按齿面接触疲劳强度设计
确定小齿轮分度圆直径

①确定公式内各计算数值
a.使用系数 查表6-4取 KA=1.0
b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=0.84m/s
查图6-11取 KV=1.07
c.齿间载荷分配系数
端面重合度

轴向重合度

总重合度
查图6-13取齿间载荷分配系数
d.齿向载荷分布系数 查图取 Kβ=1.14
则K=KA·KV·Kα·Kβ=1×1.07×1.42×1.14=1.73
e.材料的弹性影响系数 查表6-5得 ZE=189.8
f. 齿向区域系数 查图6-19取 ZH=2.42
g.重合度系数
h.螺旋角系数
i.接触疲劳强度极限
查图6-27取 σHlim1=550MPa
σHlim2=450MPa
j. 应力循环次数

N2=N1/i=1.88×107
查图6-25得接触疲劳寿命系数 KHN1=1.20; KHN2 =1.25
k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)
则

故
②计算
a.试算小齿轮分度圆直径d1

b.校核圆周速度

c.修正载荷系数 vz1/100=0.03m/s 取KV’=1.01，则

d.校正分度圆直径

1.确定主要参数
① 计算法向模数
查表取标准值 mn=3mm
② 计算中心距

圆整取 a=185mm
③ 修正螺旋角

将带入上述过程进行计算得结果变化不大,故设计合理，不需再做修正。
④ 计算分度圆直径

⑤ 计算齿宽 圆整得=75
则取b1=80mm，b2=75mm
4.4.2 第二级齿轮传动强度校核
1) 校核齿根弯曲疲劳强度

① 计算重合度系数

② 计算螺旋角系数

③ 计算当量齿数

④ 查图6-21取齿形系数 YFa1=2.65，YFa2=2.23
⑤ 查图6-22取应力集中系数 YSa1=1.57，YSa2=1.70
⑥ 计算弯曲疲劳许用应力 ［σF］=KFN·σFlim/SH
a. 弯曲疲劳极限应力 σFlim1=500MPa，小齿轮调质
σFlim2=400Mpa，大齿轮正火
b. 查图6-26取寿命系数 KFN1=KFN2=1
c. 安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)
则 ［σF1］=1×500/1=500MPa
［σF2］=1×400/1=400MPa
⑦ 计算弯曲应力

故设计合理。
4.5 轴的计算
4.5.1 轴径初估
轴的材料选用常用的45钢
当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d。它主要应用于以下几种情况：1.传递已转矩为主的传动轴2.初步估算轴颈以便进行结构设计3.不重要的轴 计算公式为：
系数C可根据轴的材料和许用切应力来确定。
为了不使轴在工作的时候发生断裂，轴径应大于等于最小轴颈。但考虑到加工成本，又不能大太多，保持在一个合适的范围即可。
考虑到各轴均有弯矩，取C=112，初算各轴头直径

考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=18mm，d3=42mm，取d2 =35mm。
4.6 键的选择及键联接的强度计算
4.6.1 键联接方案选择
由于本次减速器所用的键皆是为了传递转矩，不需要对零件进行轴向固定。所以选择普通平键连接。键的宽度由轴颈确定，长度由轮毂确定。
Ⅰ轴键槽部分的轴径为18mm，所以选择普通圆头平键
键 A6×36 GB/T 1096-2003
Ⅱ轴左端键槽部分的轴径为37mm 所以选择普通圆头平键
左端 键 A10×36 GB/T 1095-2003
右端键槽部分的轴径为37mm，所以选择普通圆头平键
键 A10×70 GB/T 1096-2003
Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键
键 A12×76 GB/T 1095-2003
右端键槽部分的轴径为52mm，所以选择普通圆头平键
键 A16×70 GB/T 1096-2003
4.6.2 键联接的强度计算
Ⅲ轴右端键的校核：8级精度的齿轮要求一定的定心性，所以选平键，由于是静联接，选用普通圆头平键。由手册可查的当d=（50~58）时，键的刨面尺寸为：宽b=16mm，高h=10mm。参考毂长选
键长l=70mm。
键的接触长度。查表可得连接的许用挤压应力
（载荷平稳，故取大值）由式 得连接
所能传递的转矩为

同理，Ⅰ轴键所能传递的转矩为

Ⅱ轴左端键所能传递的转矩为

Ⅱ轴右端键所能传递的转矩为

Ⅲ轴左端键所能传递的转矩为

所以键的选择符合要求。
4.7 滚动轴承选择方案及固定方案
轴承方案选择：
1. 转速较高、载荷不大，而旋转精度要求较高时宜用球轴承；转速较低、载荷较大或有冲击载荷时用滚子轴承。
2. 当径向载荷和轴向载荷都比较大时，若转速高宜用角接触轴承，若转速不高宜用圆锥滚子轴承；
3. 支承刚度要求较高时，可成对采用角接触型轴承。
由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，且转速较高、载荷不大、旋转精度要求较高。故选用角接触轴承。
滚动轴承的轴向紧固 
  1．轴承内圈的紧固  
a:滚动轴承的轴向固定：
1.轴承内圈安装于轴上时，一般都由轴肩在一面固定轴承的位置；另一面用螺母，止动垫圈和弹簧圈等紧固。轴肩和轴向紧固零件与轴承套圈接触部分的尺寸，可按轴承基本尺寸表中所列各类轴承的安装尺寸确定。  
(1)对于在轴承转速高，承受较大的轴向负荷的场合下，螺母与轴承套圈接触的端面要与轴的旋转轴线垂直，否则拧紧螺母会破坏轴承的正确安装位置，降低轴承的旋转精度和使用寿命，特别是轴承内孔与轴的配合为松配合时更要严格控制。为防止螺母在旋转过程中松脱，要采取适当的防松措施，利用带槽螺母和止动垫圈紧固轴承以防止螺母松动。紧固时要将垫圈的内齿置入轴的键槽内，再将任一外齿弯入螺母的糟口内。  
(2)轴用弹性挡圈紧固  在轴向负荷不大，轴承转速不高，轴颈上车制螺纹困难的情况下，可用断面是矩形的弹性挡圈紧固。这种紧固方法装拆方便，所占面积小，成本低廉。  
 (3)端面止推垫圈紧固  用于轴颈上车制螺纹有困难，轴承转速较高，轴向负荷大的情况下，垫圈在轴端用两个螺钉紧固，用止动垫圈或铁丝防松。 
 (4)用紧定套紧固  对于转速不高并承受平稳径向负荷与不大的轴向负荷的双列向心球面轴承，可在光轴上用锥形紧定套安装；紧定套用螺母和止动垫圈紧固，利用螺母锁紧紧定套使轴承得到紧固。  
(5)圆锥孔轴承的紧固  圆锥孔轴承在锥形轴颈上酌安装，需使轴向负荷始终顶紧轴与轴承。安装时，内孔的锥度是有方向性的，如轴承位于轴端并且在轴端允许车螺纹，可以直接用螺母紧固。如果轴承不是安装在轴端，并且轴上不允许车螺纹，此种情况下可用两半并合的螺纹环卡到轴的凹槽内，再用螺母紧固轴承。 
(6)台肩和圆角不标准处的紧固  在某种特殊情况下，轴的台肩和圆角尺寸达不到样本所列的安装尺寸时，可以用过渡垫环作轴向支承。   
 2．轴承外圈的紧固     
 轴承外圈安装在轴承箱内，其一端一般由箱上凸肩固定位置，另一端用端盖、螺纹环和孔用弹性挡圈等紧固。轴承箱上的凸肩和轴向紧固零件与轴承套圈接触部位的尺寸，可按样本轴承尺寸表格中所列各类轴承的安装尺寸确定。
b：滚动轴承的周向固定
一般用过盈配合实现
5 传动系统结构