精密机械课程设计-二级圆柱同轴式直齿轮减速器2

1、一、目 录一、目录.2二、设计任务书.3三、传动方案的比较和拟定.3四、各级传动比的分配 .4五、各轴的转速、功率和转矩 .5六、电动机的选择 .8 七、齿轮的设计计算 .13 八、轴的设计计算 .13九、滚动轴承的选择和计算 .13十、联轴器的选择 .13十一、键的选择与校核.13十二、减速器的技术特性、润滑方式、润滑剂的选择 .13十三、参考文献 .26.二、设计任务书（一）、设计课题： 二级圆柱直齿轮减速器的设计（二）、技术指标：（1） 减速器输出功率:2.66kw。（2） 减速器的输入轴转速:960r/min。（3） 总传动比: i=10。（4） 使用寿命10年，每年工作250 天，每

2、天工作8小时。（5） 双向传动（传动无空回），载荷基本稳定，常温工作。三、传动方案的比较和拟定（一）、拟定设计方案： 1.展开式 2.同轴式（二）、选择设计方案： 根据老师分组要求，选择同轴式方案。简图如下：其特点为：减速器长度方向尺寸缩小，两级大齿轮直径较为相近，有利于浸油润滑，结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。四、各级传动比的分配高速级的两齿轮分别为齿轮1和齿轮2，低速级的两齿轮分别是齿轮2和齿轮3。高速级的传动比为i12，低速级的传动比为i23。选择i12=i23，又因为i12.i23=10,则i12=3.16, i23=3.16五、各轴的转速、功率和转矩（

3、一）、各轴的转速n：因为n1=n3·i; n2=n3·i23, n1=960r/min，则 n2= n2=303.58r/min, n3=96r/min.（二）、各轴的功率P: 假设输入轴的功率为，中间轴的功率为，输出轴的功率为。 已知工作机的功率为Pg=2.66kw; 由P1=P·c；P2=P1·r·f; P3=P2·r·s ;Pg=P3·r ; 式中 c联轴器效率（0.99） r一对轴承效率（0.97） f高速级齿轮传动效率（0.97） s 低速级齿轮传动效率（0.97） P电机输出效率 P额定功率（应稍大于所

4、需功率） 则可计算出P=3.13kw, P1=3.01kw, P2=2.92kw, P3=2.74kw.（二）、各轴的转矩T: 转矩T及其分布为 T=9550000Ptnt N·mm i=1,2,3 所以转矩 T1=30838.54N·mm T2=T2'=91542.59N·mm T3=272572.92 N·mm 六、电动机的选择由参考资料可查得，选择电动机的型号是Y132S2，其额定输出功率为3kw，同步转速1000 r/min，额定转速960 r/min，重量为73Kg。七、齿轮的设计计算1. 高速级齿轮传动设计：选择齿轮材料：考虑减速器的

5、功率、寿命及其强度、高度要求，且外轮廓尺寸不宜过大且在经济上考虑，高速级齿轮轴材料为45钢，表面淬火；大齿轮40Cr,调质处理。低速级大、小齿轮材料为20Cr，渗碳淬火处理。. 确定许用应力：. 许用接触应力：由公式H=HlimbSH×KHL表1 齿面接触极限应力材料热处理方法齿面硬度Hlimb Nmm2碳钢和合金钢退火、正火、调质350HBW2HBW+69整体淬火3850HRC18HRC+15表面淬火4056HRC17HRC+20合金钢渗碳淬火5464HRC23HRC氮化550750HRC1.5HV由表1查得Hlimb1=17HRC+20=17×48+20=836Nmm2

6、Hlimb2=2HBW+69Nmm2=2×300+69=669Nmm2故应按接触极限应力较低的计算，即只需要求出H2。对于采用整体淬火和渗碳淬火处理的齿轮，取SH=1.1。由于载荷稳定，因此按照NH=60×n2×t计算轮齿的应力循环次数NH2，结果如下： NH=60×n2×t=60×303.58×20000=3.6×108 h。循环基数NH0由图1查得，当HBW小于600时，NH0<1.5×108。因NH> NH0，所以KHL=1.由此可计算出H2=6691.1=608.18Nmm2.图1 N

7、h0-HBW 曲线表2 齿根弯曲极限应力材料热处理方法硬度Flimb1齿面齿心碳钢（40、45） 合金钢（40Cr、40CrNi）正火 调制180350HBS1.8HBS合金钢（40Cr、40CrNi、40CrVA）整体淬火4555HRC500合金钢（40Cr、40CrNi、35CrMo）表面淬火4858HRC2735HRC600合金钢40Cr、40CrVA、38CrMoAIA)氮化550750HV2540HRC12HRC+300合金钢20Cr、20CrMnTi）渗碳淬火5762HRC3045HRC750. 许用弯曲应力：由F=FlimbSF×KFC×KFL由表二知Flim

8、b1=540Nmm2Flimb2=600Nmm2取SF=2，双向传动取KFC=0.7，因NFV>NF0，所以KFL=1。由以上的数据可以计算出F1、F2，其结果如下： F1 =7502×0.7×1=189Nmm2； F2 =6002×0.7×1=210 Nmm2。 . 根据接触强度，求小齿轮分度圆直径：由式 初步计算时，取Kd=843Nmm2，d=1，由图2得K=1.05图2 载荷集中系数 则d1可计算出来，d1=41mm。取d1为50mm。设小、大齿宽分别为b1、 b2；又b2=d×d1，取高速级的d=1，可得b2=50mm取b1= b

9、2+4mm,则b1=54mm又i12=d2d1，则d2可由d2= i12×d1求出d2=158.11mm，取d2=160mm。则两齿轮啮合时中心距a可由公式a=12（d2 +d1）求得a=104mm，圆整为105mm取m=(0.0150.03)a=1.7253.45，并取标准模数m=2.5。由Z1=d1m求出小齿轮的齿数Z1=20Z2=d2m求出大齿轮的齿数Z2=63. 验算接触应力：由式H=ZHZEZ2T1KKVd13d+1取ZH=1.76，Z=1（直齿轮），ZE=2712Nmm2（钢制齿轮）又齿轮圆周速度v=d1n160×1000=2.05ms由图3得kV=1.1（8级

10、精度齿轮）求得H=483.82Nmm2<H2 ，所以接触强度足够。图3 512级精度齿轮动载荷系数. 验算弯曲应力：图4 齿形系数曲线由式F=YF2T1KKVmd12d由x=0可从图4中查得Z1=55 ，YF1=3.75Z2=175 ，YF2=3.75因F1YF1>F2YF2，故应验算大齿轮的弯曲应力F2=52.63Nmm2<F2，所以弯曲强度足够。2. 低速级齿轮传动设计： 由于传动比i12=i23，所以d2=d3,则低速级齿轮的设计与高速级一样，低速级齿轮的齿宽系数d为1 .故由前面高速级传动的计算可知此时只需对齿轮的接触应力和弯曲应力进行校核即可。 . 验算接触应力：由

11、式H=ZHZEZ2T1KKVd13d+1取ZH=1.76，Z=1（直齿轮），ZE=2712Nmm2（钢制齿轮）又齿轮圆周速度v=d1n160×1000=0.648ms由图3得kV=1.03（7级精度齿轮）求得H=1016.24Nmm2<H3 =H2，所以接触强度足够。. 验算弯曲应力：由式F=YF2T1KKVmd12d小齿轮：F=266.96<F大齿轮：F=232.19<F所以弯曲强度足够。八、轴的设计计算1输入轴的设计如下图所示：受力简图如下：A齿轮1BL1=51mmL=102mmFt1Fr1水平面内M=MCBXA在垂直面内MMCBAX其中L1=51mm轴向力：F

12、t1=2T1d1=2*30838.5450=1138.48N径向力：Fr1=Ft1*tan200=414.37N在垂直面内：M=0.5*Ft1*L1=29031.24 N·mm在水平面内：M=0.5*Fr1*L1=10566.435 N·mm所以 M1=M2+M=2=30894.38 N·mm由表3和表4查得-1p=75 N/mm2，0p=130 N/mm2，+1p=270N/mm2所以a=-1p+1p=75270=0.278 ， M=M12+（aT1）2=32054.07 N·mm由此可得轴的最小直径为d1=3M0.1*-1p=16.23mm<2

13、0mm所以该输入轴的设计合格。2输出轴的设计如下图所示：受力简图如下：D齿轮3GL3=53mmL=106mmFt3Fr3水平面内M=MDEXG在垂直面内MMDEGX其中L3=53mm轴向力：Ft3=2T3d3=2*275273174=3164.06N径向力：Fr3=Ft3*tan200=1151.62N在垂直面内：M=0.5*Ft3*L3=83847.59N·mm在水平面内：M=0.5*Fr3*L3= 30517.93N·mm所以 M3=M2+M=2= 89228.71N·mm由表3和表4查得-1p=75 N/mm2，0p=130 N/mm2，+1p=270N/m

14、m2所以a=-1p+1p=75270=0.278 ， M=M32+（aT3）2=117549.88 N·mm由此可得轴的最小直径为d3=3M0.1*-1p=25.03mm<45mm所以该输出轴的设计合格。3中间轴的设计如下图所示：受力简图如下：Fr2Fr3MFt3Ft2FrnFrmFtn49mm128mm51mmc 齿轮2b 齿轮2FtmN水平面内M=：M=L0cb在垂直面内MMcbL0由作用力与反作用力的关系：Ft2=Ft1=1138.48N， Fr2=Fr1=414.37N， Ft2=Ft3=3164.06N， Fr2=Fr3=1151.62N。在水平面内有：Ft2*49-

15、Ft2（49+128）+FtN*（49+128+51）=0 Ft2-Ft2+FtN-FtM=0 解得：FtN=2211.64N，FtM=204.06N。在垂直面内有：Fr2*49+Fr2*（49+128）+FrN*（49+128+51）=0 FrM+Fr2+Fr2+Fr2=0 解得：FrN=-983.07N，FrM=-583.92N。由分析知b、c两点为危险点，应分别对其进行校核。. 对b点轴的强度进行校核： M=FrM*49= -28612.08N·mm，M=FtM*49= 9998.9N·mmM2=M2+M=2 =30308.83N·mm，由表3和表4查得-1

16、p=75 N/mm2，0p=130 N/mm2，+1p=270N/mm2所以a=-1p+1p=75270=0.278 ， M=M32+（aT2）2= 39575.48N·mm d2=3M0.1*-1p= 17.4mm<30mm对c点轴的强度进行校核： M=FrM*51=- 29779.92N·mm，M=FtM*51= 10407.06N·mm,M2'=M2+M=2=31546.01N·mm，由表3和表4查得-1p=75 N/mm2，0p=130 N/mm2，+1p=270N/mm2所以a=-1p+1p=75270=0.278 ， M=M2&

17、#39;2+（aT2'）2= 27655.46N·mm d2'=3M0.1*-1p=17.55mm<30mm由于b点和c点的强度校核均合格，故该中间轴的设计合格。表3 轴常用材料的力学性能材料牌号热处理毛坯直径/mm硬度HBW抗拉强度屈服点 备注 MPaQ235-A热轧或锻后空冷 100400-420225用于不重要和受载荷不太大的轴>100-250375-39021545钢 正火回火 100170-217590295 应用最广泛>100-300162-217570285 调质 200217-25564035540Cr 调质 100241-28678

18、5510用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴>100-30068549040CrNi 调质 100270-300900735 用于很重要的轴>100-300240-27078557038SiMnMo 调质 100229-286735590用于重要的轴，性能接近于40CrNi>100-300217-26968554038CrMoAlA 调质 60293-321930785用于要求高耐磨性，高强度且热处理变形很小的轴>60-100277-302835685>100-160241-27778559020Cr渗碳淬火回火 60渗碳56-62HRC640390用于要求强度及韧

19、性均较高的轴3Cr13 调质 100241835635用于腐蚀条件下的轴QT600-3190-270600370用于制造复杂外形的轴QT800-2245-335800480表4 转轴和心轴的许用弯曲应力材料b-1p-1p-1p碳素钢40013070405001707545600200955570023011065合金钢80027013075100033015090-1p=75 N/mm2，-1p=130 N/mm2，-1p=270N/mm2九、滚动轴承的选择和计算1输入轴上的轴承的选择和校核： 输入轴的轴承选择深沟球轴承6205，其基本尺寸和安装尺寸为d=25mm,D=52mm,B=15mm,

20、rsmin=1mm，damin=31mm, Damax=46mm, rasmax=1mm,基本额定载荷为Cr=14.0kN,C0r=7.88kN.轴承的基本载荷寿命Lh'=10*250*8=20000h 考虑无轴向载荷时，则P=Fr 。工作温度t100，则取ft =1，转速n=960r/min.所以C1=Pft*3Lh'*n16670=4264.6<19500 ，所以所选择的轴承合格。2输出轴上的轴承的选择和校核：输出轴上的轴承均选择深沟球轴承6209，其基本尺寸和安装尺寸为d=45mm,D=85mm,B=19mm,rsmin=1.1mm，damin=52mm, Dama

21、x=78mm, rasmax=1mm,基本额定载荷为Cr=31.5kN,C0r=20.5kN.轴承的基本载荷寿命Lh'=10*250*8=20000h 考虑无轴向载荷时，则P=Fr 。工作温度t100，则取ft =1，转速n3=96r/min.所以C3=Frmft*3Lh'*n316670=5571.12<35000 ，所以所选择的轴承6210合格。3中间轴上的轴承的选择和校核：中间轴的两个轴承均选择深沟球轴承6205，其基本尺寸和安装尺寸为d=25mm,D=52mm,B=15mm,rsmin=1mm，damin=31mm, Damax=46mm, rasmax=1mm,

22、基本额定载荷为Cr=14.0kN,C0r=7.88kN.轴承的基本载荷寿命Lh'=10*250*8=20000h 考虑无轴向载荷时，则P=Fr 。工作温度t100，则取ft =1，转速n2'=n2=303.58r/min.下面分别对两个轴承进行校核：所以C2=Frmft*3Lh'*n2'16670=18022.76<35000 ，所以所选择的轴承6205合格。C2'=Prnft*3Lh'*n2'16670=11594.30<35000 ，所以所选择的轴承6205合格。十、联轴器的选择表3 载荷系数K原动机工作机特性转矩变化小转

23、矩变化中等冲击载荷中等转矩变化小冲击载荷小电动机、汽轮机1.31.51.71.92.33.1多缸内燃机1.51.71.92.12.53.3单、双杠内燃机1.82.42.22.82.84.01输入轴上的联轴器的选择和校核： 由输入轴上的转矩变化小、冲击载荷小，选择刚性联轴器。查表3可得k=1.4；Tj=k*T1=1.4*30838.54=43174 N·mm <160000 N·mm因此选择挠性联轴器中的刚性凸缘联轴器HL1,其公称扭矩Tn=160N·m.其轴孔直径为18mm，轴孔长度为30mm。2输出轴上的联轴器的选择和校核：由输出轴上的转矩变化转矩变化小、

24、冲击载荷小，选择刚性联轴器。查表3可得k=1.4；Tj=k*T2=1.4*27257=517888.55 N·mm<630000 N·mm因此选择刚性联轴器中的凸缘联轴器YL9,其公称扭矩Tn=400N·m.其轴孔直径为38mm，轴孔长度为60mm。十一、键的选择与校核表4 键联接的许用应力种类联接方式轮毂材料载荷性质载荷平稳轻微冲击冲击p静联接钢1251501001205090铸铁7408050603040p动联接钢504030静联接钢1209060由于该二级减速系统传动平稳，轮毂与轴没有相对的向移动，即为静联接，故选取p=140Nmm2，=120Nmm2

25、.键的抗压强度条件 p=Fkl=2Tdklp键的抗剪强度条件=Fbl=2Tdbl式中 F-挤压或剪切力； T-传递的转矩； d-轴径； b-键宽； l-键的工作长度； k-键与轮毂槽的接触高度，近视可取k=h/2,h为键的高度； p 许用压应力； 许用切应力。1 输入轴上的键的选择和校核：(1) 联轴器键的选择与校核：联轴器键选择普通平键，其公称尺寸为b=6mm, h=6mm, 键的长度系列为36mm，键槽深为k=3.5 mm。p=2T1kld1=2×30838.5418×3.5×36=25.68 p.=2T1bld1=2×30808.5418×

26、;6×36=12.84.所以联轴器键的选择合格。2输出轴上的键的选择和校核：(1) 联轴器键的选择与校核：联轴器键选择普通平键，其公称尺寸为b=10mm, h=8mm, 键的长度系列为50mm，键槽深为k= 5mm。p=2T3kld3=2×272572.9238×4×50=71 p.=2T1bld1=2×272572.9238×10×50=28.7.所以联轴器键的选择合格。(2) 齿轮键的选择与校核：齿轮键选择普通平键，其公称尺寸为b=14mm, h=9mm, 键的长度系列为63mm，键槽深为k= 5.5mm。p=2T3kl

27、d3=2×272572.9247×5.5×63=32.048 p.=2T1bld1=2×272572.9247×14×63=10.015.所以齿轮键的选择合格。3中间轴上的键的选择和校核：(1) 大齿轮2的键的选择与校核：齿轮2的键选择普通平键，其公称尺寸为b=8mm, h=7mm, 键的长度系列为45mm，键槽深为k=4 mm。p=2T3kld3=2×91542.5926×4×45=28.254 p.=2T1bld1=2×91542.5926×8×45=11.302.所以齿

28、轮2的键的选择合格。(2) 小齿轮1的键的选择与校核：齿轮1的键选择普通平键，其公称尺寸为b=8mm, h=7mm, 键的长度系列为45mm，键槽深为k=4mm。p=2T3kld3=2×91542.5926×4×45=31.786 p.=2T1bld1=2×91542.5926×8×45=12.714.所以齿轮1的键的选择合格。十一、减速器的技术特性、润滑方式、润滑剂的选择1. 箱体结构的设计：减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，并采用剖分式结构。(1). 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。(2). 考虑到机体内零件的润滑，密封散热对于箱体内的齿轮的润滑采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，大齿轮齿顶没入油面的深度为4.5mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创。(3). 机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，机体外型简单，拔模方便。(4).&#