1、一、目 錄一、目錄.2二、設計任務書.3三、傳動方案的比較和擬定.3四、各級傳動比的分配 .4五、各軸的轉速、功率和轉矩 .5六、電動機的選擇 .8 七、齒輪的設計計算 .13 八、軸的設計計算 .13九、滾動軸承的選擇和計算 .13十、聯軸器的選擇 .13十一、鍵的選擇與校核.13十二、減速器的技術特性、潤滑方式、潤滑劑的選擇 .13十三、參考文獻 .26.二、設計任務書（一）、設計課題： 二級圓柱直齒輪減速器的設計（二）、技術指標：（1） 減速器輸出功率:2.66kw。（2） 減速器的輸入軸轉速:960r/min。（3） 總傳動比: i=10。（4） 使用壽命10年，每年工作250 天，每

2、天工作8小時。（5） 雙向傳動（傳動無空回），載荷基本穩定，常溫工作。三、傳動方案的比較和擬定（一）、擬定設計方案： 1.展開式 2.同軸式（二）、選擇設計方案： 根據老師分組要求，選擇同軸式方案。簡圖如下：其特點為：減速器長度方向尺寸縮小，兩級大齒輪直徑較為相近，有利于浸油潤滑，結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。四、各級傳動比的分配高速級的兩齒輪分別為齒輪1和齒輪2，低速級的兩齒輪分別是齒輪2和齒輪3。高速級的傳動比為i12，低速級的傳動比為i23。選擇i12=i23，又因為i12.i23=10,則i12=3.16, i23=3.16五、各軸的轉速、功率和轉矩（

3、一）、各軸的轉速n：因為n1=n3·i; n2=n3·i23, n1=960r/min，則 n2= n2=303.58r/min, n3=96r/min.（二）、各軸的功率P: 假設輸入軸的功率為，中間軸的功率為，輸出軸的功率為。 已知工作機的功率為Pg=2.66kw; 由P1=P·c；P2=P1·r·f; P3=P2·r·s ;Pg=P3·r ; 式中 c聯軸器效率（0.99） r一對軸承效率（0.97） f高速級齒輪傳動效率（0.97） s 低速級齒輪傳動效率（0.97） P電機輸出效率 P額定功率（應稍大于所

4、需功率） 則可計算出P=3.13kw, P1=3.01kw, P2=2.92kw, P3=2.74kw.（二）、各軸的轉矩T: 轉矩T及其分布為 T=9550000Ptnt N·mm i=1,2,3 所以轉矩 T1=30838.54N·mm T2=T2'=91542.59N·mm T3=272572.92 N·mm 六、電動機的選擇由參考資料可查得，選擇電動機的型號是Y132S2，其額定輸出功率為3kw，同步轉速1000 r/min，額定轉速960 r/min，重量為73Kg。七、齒輪的設計計算1. 高速級齒輪傳動設計：選擇齒輪材料：考慮減速器的

5、功率、壽命及其強度、高度要求，且外輪廓尺寸不宜過大且在經濟上考慮，高速級齒輪軸材料為45鋼，表面淬火；大齒輪40Cr,調質處理。低速級大、小齒輪材料為20Cr，滲碳淬火處理。. 確定許用應力：. 許用接觸應力：由公式H=HlimbSH×KHL表1 齒面接觸極限應力材料熱處理方法齒面硬度Hlimb Nmm2碳鋼和合金鋼退火、正火、調質350HBW2HBW+69整體淬火3850HRC18HRC+15表面淬火4056HRC17HRC+20合金鋼滲碳淬火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故應按接觸極限應力較低的計算，即只需要求出H2。對于采用整體淬火和滲碳淬火處理的齒輪，取SH=1.1。由于載荷穩定，因此按照NH=60×n2×t計算輪齒的應力循環次數NH2，結果如下： NH=60×n2×t=60×303.58×20000=3.6×108 h。循環基數NH0由圖1查得，當HBW小于600時，NH0<1.5×108。因NH> NH0，所以KHL=1.由此可計算出H2=6691.1=608.18Nmm2.圖1 N

7、h0-HBW 曲線表2 齒根彎曲極限應力材料熱處理方法硬度Flimb1齒面齒心碳鋼（40、45） 合金鋼（40Cr、40CrNi）正火 調制180350HBS1.8HBS合金鋼（40Cr、40CrNi、40CrVA）整體淬火4555HRC500合金鋼（40Cr、40CrNi、35CrMo）表面淬火4858HRC2735HRC600合金鋼40Cr、40CrVA、38CrMoAIA)氮化550750HV2540HRC12HRC+300合金鋼20Cr、20CrMnTi）滲碳淬火5762HRC3045HRC750. 許用彎曲應力：由F=FlimbSF×KFC×KFL由表二知Flim

8、b1=540Nmm2Flimb2=600Nmm2取SF=2，雙向傳動取KFC=0.7，因NFV>NF0，所以KFL=1。由以上的數據可以計算出F1、F2，其結果如下： F1 =7502×0.7×1=189Nmm2； F2 =6002×0.7×1=210 Nmm2。 . 根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：由式 初步計算時，取Kd=843Nmm2，d=1，由圖2得K=1.05圖2 載荷集中系數 則d1可計算出來，d1=41mm。取d1為50mm。設小、大齒寬分別為b1、 b2；又b2=d×d1，取高速級的d=1，可得b2=50mm取b1= b

9、2+4mm,則b1=54mm又i12=d2d1，則d2可由d2= i12×d1求出d2=158.11mm，取d2=160mm。則兩齒輪嚙合時中心距a可由公式a=12（d2 +d1）求得a=104mm，圓整為105mm取m=(0.0150.03)a=1.7253.45，并取標準模數m=2.5。由Z1=d1m求出小齒輪的齒數Z1=20Z2=d2m求出大齒輪的齒數Z2=63. 驗算接觸應力：由式H=ZHZEZ2T1KKVd13d+1取ZH=1.76，Z=1（直齒輪），ZE=2712Nmm2（鋼制齒輪）又齒輪圓周速度v=d1n160×1000=2.05ms由圖3得kV=1.1（8級

10、精度齒輪）求得H=483.82Nmm2<H2 ，所以接觸強度足夠。圖3 512級精度齒輪動載荷系數. 驗算彎曲應力：圖4 齒形系數曲線由式F=YF2T1KKVmd12d由x=0可從圖4中查得Z1=55 ，YF1=3.75Z2=175 ，YF2=3.75因F1YF1>F2YF2，故應驗算大齒輪的彎曲應力F2=52.63Nmm2<F2，所以彎曲強度足夠。2. 低速級齒輪傳動設計： 由于傳動比i12=i23，所以d2=d3,則低速級齒輪的設計與高速級一樣，低速級齒輪的齒寬系數d為1 .故由前面高速級傳動的計算可知此時只需對齒輪的接觸應力和彎曲應力進行校核即可。 . 驗算接觸應力：由

11、式H=ZHZEZ2T1KKVd13d+1取ZH=1.76，Z=1（直齒輪），ZE=2712Nmm2（鋼制齒輪）又齒輪圓周速度v=d1n160×1000=0.648ms由圖3得kV=1.03（7級精度齒輪）求得H=1016.24Nmm2<H3 =H2，所以接觸強度足夠。. 驗算彎曲應力：由式F=YF2T1KKVmd12d小齒輪：F=266.96<F大齒輪：F=232.19<F所以彎曲強度足夠。八、軸的設計計算1輸入軸的設計如下圖所示：受力簡圖如下：A齒輪1BL1=51mmL=102mmFt1Fr1水平面內M=MCBXA在垂直面內MMCBAX其中L1=51mm軸向力：F

12、t1=2T1d1=2*30838.5450=1138.48N徑向力：Fr1=Ft1*tan200=414.37N在垂直面內：M=0.5*Ft1*L1=29031.24 N·mm在水平面內：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由此可得軸的最小直徑為d1=3M0.1*-1p=16.23mm<2

13、0mm所以該輸入軸的設計合格。2輸出軸的設計如下圖所示：受力簡圖如下：D齒輪3GL3=53mmL=106mmFt3Fr3水平面內M=MDEXG在垂直面內MMDEGX其中L3=53mm軸向力：Ft3=2T3d3=2*275273174=3164.06N徑向力：Fr3=Ft3*tan200=1151.62N在垂直面內：M=0.5*Ft3*L3=83847.59N·mm在水平面內：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由此可得軸的最小直徑為d3=3M0.1*-1p=25.03mm<45mm所以該輸出軸的設計合格。3中間軸的設計如下圖所示：受力簡圖如下：Fr2Fr3MFt3Ft2FrnFrmFtn49mm128mm51mmc 齒輪2b 齒輪2FtmN水平面內M=：M=L0cb在垂直面內MMcbL0由作用力與反作用力的關系：Ft2=Ft1=1138.48N， Fr2=Fr1=414.37N， Ft2=Ft3=3164.06N， Fr2=Fr3=1151.62N。在水平面內有：Ft2*49-

15、Ft2（49+128）+FtN*（49+128+51）=0 Ft2-Ft2+FtN-FtM=0 解得：FtN=2211.64N，FtM=204.06N。在垂直面內有：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兩點為危險點，應分別對其進行校核。. 對b點軸的強度進行校核： 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對c點軸的強度進行校核： 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點和c點的強度校核均合格，故該中間軸的設計合格。表3 軸常用材料的力學性能材料牌號熱處理毛坯直徑/mm硬度HBW抗拉強度屈服點 備注 MPaQ235-A熱軋或鍛后空冷 100400-420225用于不重要和受載荷不太大的軸>100-250375-39021545鋼 正火回火 100170-217590295 應用最廣泛>100-300162-217570285 調質 200217-25564035540Cr 調質 100241-28678

18、5510用于載荷較大，而無很大沖擊的重要軸>100-30068549040CrNi 調質 100270-300900735 用于很重要的軸>100-300240-27078557038SiMnMo 調質 100229-286735590用于重要的軸，性能接近于40CrNi>100-300217-26968554038CrMoAlA 調質 60293-321930785用于要求高耐磨性，高強度且熱處理變形很小的軸>60-100277-302835685>100-160241-27778559020Cr滲碳淬火回火 60滲碳56-62HRC640390用于要求強度及韌

19、性均較高的軸3Cr13 調質 100241835635用于腐蝕條件下的軸QT600-3190-270600370用于制造復雜外形的軸QT800-2245-335800480表4 轉軸和心軸的許用彎曲應力材料b-1p-1p-1p碳素鋼40013070405001707545600200955570023011065合金鋼80027013075100033015090-1p=75 N/mm2，-1p=130 N/mm2，-1p=270N/mm2九、滾動軸承的選擇和計算1輸入軸上的軸承的選擇和校核： 輸入軸的軸承選擇深溝球軸承6205，其基本尺寸和安裝尺寸為d=25mm,D=52mm,B=15mm,

20、rsmin=1mm，damin=31mm, Damax=46mm, rasmax=1mm,基本額定載荷為Cr=14.0kN,C0r=7.88kN.軸承的基本載荷壽命Lh'=10*250*8=20000h 考慮無軸向載荷時，則P=Fr 。工作溫度t100，則取ft =1，轉速n=960r/min.所以C1=Pft*3Lh'*n16670=4264.6<19500 ，所以所選擇的軸承合格。2輸出軸上的軸承的選擇和校核：輸出軸上的軸承均選擇深溝球軸承6209，其基本尺寸和安裝尺寸為d=45mm,D=85mm,B=19mm,rsmin=1.1mm，damin=52mm, Dama

21、x=78mm, rasmax=1mm,基本額定載荷為Cr=31.5kN,C0r=20.5kN.軸承的基本載荷壽命Lh'=10*250*8=20000h 考慮無軸向載荷時，則P=Fr 。工作溫度t100，則取ft =1，轉速n3=96r/min.所以C3=Frmft*3Lh'*n316670=5571.12<35000 ，所以所選擇的軸承6210合格。3中間軸上的軸承的選擇和校核：中間軸的兩個軸承均選擇深溝球軸承6205，其基本尺寸和安裝尺寸為d=25mm,D=52mm,B=15mm,rsmin=1mm，damin=31mm, Damax=46mm, rasmax=1mm,

22、基本額定載荷為Cr=14.0kN,C0r=7.88kN.軸承的基本載荷壽命Lh'=10*250*8=20000h 考慮無軸向載荷時，則P=Fr 。工作溫度t100，則取ft =1，轉速n2'=n2=303.58r/min.下面分別對兩個軸承進行校核：所以C2=Frmft*3Lh'*n2'16670=18022.76<35000 ，所以所選擇的軸承6205合格。C2'=Prnft*3Lh'*n2'16670=11594.30<35000 ，所以所選擇的軸承6205合格。十、聯軸器的選擇表3 載荷系數K原動機工作機特性轉矩變化小轉

23、矩變化中等沖擊載荷中等轉矩變化小沖擊載荷小電動機、汽輪機1.31.51.71.92.33.1多缸內燃機1.51.71.92.12.53.3單、雙杠內燃機1.82.42.22.82.84.01輸入軸上的聯軸器的選擇和校核： 由輸入軸上的轉矩變化小、沖擊載荷小，選擇剛性聯軸器。查表3可得k=1.4；Tj=k*T1=1.4*30838.54=43174 N·mm <160000 N·mm因此選擇撓性聯軸器中的剛性凸緣聯軸器HL1,其公稱扭矩Tn=160N·m.其軸孔直徑為18mm，軸孔長度為30mm。2輸出軸上的聯軸器的選擇和校核：由輸出軸上的轉矩變化轉矩變化小、

24、沖擊載荷小，選擇剛性聯軸器。查表3可得k=1.4；Tj=k*T2=1.4*27257=517888.55 N·mm<630000 N·mm因此選擇剛性聯軸器中的凸緣聯軸器YL9,其公稱扭矩Tn=400N·m.其軸孔直徑為38mm，軸孔長度為60mm。十一、鍵的選擇與校核表4 鍵聯接的許用應力種類聯接方式輪轂材料載荷性質載荷平穩輕微沖擊沖擊p靜聯接鋼1251501001205090鑄鐵7408050603040p動聯接鋼504030靜聯接鋼1209060由于該二級減速系統傳動平穩，輪轂與軸沒有相對的向移動，即為靜聯接，故選取p=140Nmm2，=120Nmm2

25、.鍵的抗壓強度條件 p=Fkl=2Tdklp鍵的抗剪強度條件=Fbl=2Tdbl式中 F-擠壓或剪切力； T-傳遞的轉矩； d-軸徑； b-鍵寬； l-鍵的工作長度； k-鍵與輪轂槽的接觸高度，近視可取k=h/2,h為鍵的高度； p 許用壓應力； 許用切應力。1 輸入軸上的鍵的選擇和校核：(1) 聯軸器鍵的選擇與校核：聯軸器鍵選擇普通平鍵，其公稱尺寸為b=6mm, h=6mm, 鍵的長度系列為36mm，鍵槽深為k=3.5 mm。p=2T1kld1=2×30838.5418×3.5×36=25.68 p.=2T1bld1=2×30808.5418×

26、;6×36=12.84.所以聯軸器鍵的選擇合格。2輸出軸上的鍵的選擇和校核：(1) 聯軸器鍵的選擇與校核：聯軸器鍵選擇普通平鍵，其公稱尺寸為b=10mm, h=8mm, 鍵的長度系列為50mm，鍵槽深為k= 5mm。p=2T3kld3=2×272572.9238×4×50=71 p.=2T1bld1=2×272572.9238×10×50=28.7.所以聯軸器鍵的選擇合格。(2) 齒輪鍵的選擇與校核：齒輪鍵選擇普通平鍵，其公稱尺寸為b=14mm, h=9mm, 鍵的長度系列為63mm，鍵槽深為k= 5.5mm。p=2T3kl

27、d3=2×272572.9247×5.5×63=32.048 p.=2T1bld1=2×272572.9247×14×63=10.015.所以齒輪鍵的選擇合格。3中間軸上的鍵的選擇和校核：(1) 大齒輪2的鍵的選擇與校核：齒輪2的鍵選擇普通平鍵，其公稱尺寸為b=8mm, h=7mm, 鍵的長度系列為45mm，鍵槽深為k=4 mm。p=2T3kld3=2×91542.5926×4×45=28.254 p.=2T1bld1=2×91542.5926×8×45=11.302.所以齒

28、輪2的鍵的選擇合格。(2) 小齒輪1的鍵的選擇與校核：齒輪1的鍵選擇普通平鍵，其公稱尺寸為b=8mm, h=7mm, 鍵的長度系列為45mm，鍵槽深為k=4mm。p=2T3kld3=2×91542.5926×4×45=31.786 p.=2T1bld1=2×91542.5926×8×45=12.714.所以齒輪1的鍵的選擇合格。十一、減速器的技術特性、潤滑方式、潤滑劑的選擇1. 箱體結構的設計：減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，并采用剖分式結構。(1). 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。(2). 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱對于箱體內的齒輪的潤滑采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，大齒輪齒頂沒入油面的深度為4.5mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創。(3). 機體結構有良好的工藝性鑄件壁厚為8mm，機體外型簡單，拔模方便。(4).&#