圆锥—圆柱齿轮二级减速器讲解

1、设计目的 3 第一部分 传动方案的总体设计 4 第二部分 各齿轮的设计计算 6 第三部分 轴的设计 10 第四部分 校核 25 第五部分 主要尺寸及数据 27 参考文献 29 心得体会 30 1. 设计目的 设计题目 6 带式运输机圆锥 圆柱齿轮减速器 1）系统简图 2）工作条件 连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C；允许运 输带速度误差为 5%，小批量生产。 3）原始数据 输送带拉力 F（N） 2500 输送带速度 v（ m/s） 1.3 滚筒直径 D（mm） 400 4）设计工作量 1）设计说明书 2）减速器装配图 3）减速器零件图 第一部分 传动方案的总体设计 设计内容

2、 一、传动方 案（已给 定） 计算及说明 （1）外传动为电动机通过联轴器直接驱动。 （2）减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮减速 器。 （3）方案简图如下： 二、该方案 的优缺点： 减速器结构紧凑， 为两级展开式圆锥圆柱齿 轮减速器。齿轮相对于轴承不对称，要求轴 具有较大的刚度。锥齿轮布置在高速级，减 小锥齿轮尺寸， 容易加工， 改变了轴的方向， 但限制了传动比， 锥齿轮传动比在 23之间 低速轴齿轮在远离联轴器处，减小了弯曲变 三、原动机 的选择（Y 系列三相 交流异步 电动机） 四、传动装 形所引起的载荷分布不均的现象。 工作机所需功率： FV p w 3.25 kw w 1000 传动装置总

3、效率： 1 2 3 4 5 6 7 8 0.877 其中， 1 =0.99 ， 2 =0.993， 3 =0.99 ， 4 =0.97 ， 5 =0.99 ， 6 =0.955 ， 1 7 =0.99， 8 =0.93. 所需电动机功率： pdpw 3.71 kw pedpd 选 择 电 动 机 型 号 为 2 Y160M1 8 额定转速： 720rmin；额定功率： 4 kw ； 满载转矩： 1.06 105N mm； 额定转矩： 5.3 104N mm；最大转矩： 1.06 105N mm； 1、总传动比： pw 3.25kw 0.877 pd 3.71kw 电动机为 Y160M1 8 -

4、 4 - 置总体传 动比的确 inn 11.61 nw i 11.61 定及各级 2、各级传动比的分配： 传动比的 i1 3, i 2 3.87 i1 3 分配 i2 3.87 第二部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计 设计内容 计算及说明 结果 1.齿轮 因传递功率不大转速不高，选小齿轮为 小齿轮 的材料、 40Gr，大齿轮 45钢，调质处理， 均采用软齿 40Gr, 大 齿 精度和齿 面。初选齿轮精度为 8 级，取小齿轮齿数 轮 45 钢 ,均 数选择 z1 25,z2 i1z1 75 调质处理， 8 级精度 2.设计计 z1 25 算 （1）设计准则 按齿面接触疲劳强度计算，

5、z2 75 再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计 4 T1 5.27 104 T1 9550 p1 5.27 4 N mm n1 N mm 查表得 K 1.1,R 0.28u, 3,ZE 189.8Z,H 2.5 - 5 - 材料极限应力 H lim1 取sH 1.0, H1 Hlim1 sH F1 FE1 sF Hlim2 710MPa, FE1 600MPa 3 600MPa, FE2 450MPa 4 sF1.25 710MPa, H2 600MPa F2 360MPa 故 dmv1n1 Vmdmv1 1 2.0m/ s 4m/ s m 60000 所选 8 级精度合

6、格。 大端模数 m d1 2.46 z1 取 m 2.5 （3）计算几何尺寸 d1 62.5 mm d2 mz2 187.5mm z 1 =arctan 1 18.435 z2 2 90 1 71.565 初定 d1 61.7m5 m 所选 8 级精 度合格 m 2.5 d1 62.5mm d2 187.5mm 1 18.435 2 71.565 3、校核齿 根弯曲疲 劳强度 d1 Re1 98.82 mm e 2sin 1 bRRe 27.5mm F1 KFt1YFa1YSa1 78.3MPa F1 F1 bm(1 0.5 R)F1 YY F2F1 YFa2YSa2 73.4MPa F2 Y

7、Fa1YSa1 其中， zv1z126 YFa1 2.7,YSa1 1.59 v1 cos 1 zv1z2237 YFa2 2.2,YSa2 1.83 v1 cos 2 Re 98.82mm b 27.5mm 满足齿根 弯曲疲劳 强度 二、低速级减速齿轮设计 设计内容 计算及说明 结果 1.齿轮 因传递功率不大转速不高，小齿轮和大齿 45 钢 的材料、 轮均选 45 钢，调质处理，软齿面。初选齿轮 均调质处理 精度和齿 精度为 8 级，取小齿轮齿数 8 级精度 数选择 z1 34, z2 i 2 z1故实际传动 z1 34 比 i2 3.88 z2 132 i2 3.88 2.设计计 （1）设

8、计准则 按齿面接触疲劳强度计算， - 7 - 再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2)按齿面接触疲劳强度设计 T2 9550 p2 1.49 5N mm n2 5 T2 1.49 105 N mm 查表得 K 1.1,d 0.8u, 3.88Z, E 189.8Z,H 2.5 材料极限应力 Hlim1 Hlim2 600MPa FE1 FE2 450MPa 取 sH 1.0, sF1.25 H1 H2 Hlim1 600MPa sH F1 F2 FE1 360MPa sF 初定 d1 68.56mm 68.56mm 齿 宽 bd d1 54.8 mm 取 b2 55 mm, b1 65mm 模数 m

9、d1 2.01 取m 2.25 z1 3) 计算几何尺寸 b2 55mm b1 65mm m 2.25 d1 76.5mm 3、校核齿 根弯曲疲 劳强度 d1 mz1 76.5mm d2297 mm 中心距 a d1 d2 186.75 mm 2 圆整得 a 188mm 2KT2YFa1YSa1 F12 2Fa1 Sa1 145MPa F1 bm2z1 YY F2F1 Fa2 Sa2 138MPa F2 F2F1 F2 Fa1 Sa1 其中查表得： YFa1 2.54,YSa1 1.65 YFa2 2.2,YSa2 1.81 齿轮圆周速度 vd1n2 0.96m / s 4m/ s 故所选 6

10、0000 8 级精度合格。 d2 297mm a 188mm 满足齿根弯 曲疲劳强度 所选 8 级精 度合格 第三部分 轴的设计 高速轴的设计 设计内容 计算及说明 结果 1、选择轴 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无 45 钢 的材料及 特殊要求，选择 45 钢，调质处理。 调质处理 热处理 - 9 - 2、初估轴 径 3、初选轴 承 4、结构设 计 查 表 得 c 107 118 ， 取 中 间 值 c 112 则 dmin c3 p1 19.79mm 因轴与联轴器之 间有键槽， 轴颈应增大 3% 5%。所以轴最细 端处直径 dmin mm 考虑到轴的强度和联轴器的选择，且要承 受轴向力

11、，初选单列圆锥滚子轴承 30206。 d 30mm ， B 16mm ， a 13.8 mm ， T 17.25 mm ， da 36mm （1）各轴直径的确定 轴段上安装联轴器，选择弹性柱销联轴 器。取载荷系数 K A 1.5 ，计算转矩为 Tc K AT1 7.905 104 N mm 5 查表得，选 HL 15 型联轴器。公称转矩 160N m，许用转速 7100r /min ，轴孔长 度 L 52mm 。 取 联 轴 器 轴 孔 - 10 - d22mm ，则 d1 22mm 。选择 30206轴承 ，则 d2 d4 d 30mm。 轴承采用轴肩定位，取 d3 da 36mm。 3a

12、d5应小于 d4，可取 d5 28mm 。 (2)各轴长度的确定 联轴器和锥齿轮选用套筒定位， B 16mm， 则 L2 L4 14mm。取小锥齿轮大端侧 径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构 要求为 55mm，取齿轮左端面到箱体内 壁距离 1 =10 mm ，套杯厚度为 7 c=8 mm ，轴与齿轮配合段比齿轮毂孔 短 1mm, 则 L5 55+ 1+c T L4 1 75.25mm。 地脚螺钉直径 df 0.015(d1 d2) 1 4.75mm 取 M5， 则轴承端盖螺钉直径 d3 0.5d f 2.5mm 取 M3 ， 所以可取轴承端盖螺钉直径为 3 t=3.6 mm ，联轴器毂孔到轴

13、承端盖距离 K 取 15mm, l4取 20mm, 轴段端面与联 轴器左端面距离为 1.85mm 。 有 L1 L+l4+K t T L2 1.85 92mm 轴段长度与该轴的悬臂长度有关 d1 22mm d2 d4 30 mm d3 36mm d5 28mm L2 L4 14 mm L5 75.2m5 m L1 92mm - 11 - 5、轴的受 力分析 l3 M+ 1+c a 60.7mm 其中 M 为 锥齿轮齿宽中点与大端处径向端面的距离 取 28.9mm l2 2l3 121.4mm 则 L3 l2+2a 2T 114.5mm （3）轴上零件的周向固定 联轴器和齿轮使用普通平键连接 （

14、4）轴上倒角与圆角 轴肩处取圆角半径为 1mm， 轴两端倒角均 为 1mm,45 。 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 a）所示 （2）计算支撑反力 在水平面上 Fr1l3 Fa1 dm1 R1H2 28.87N l2 R2H Fr1 R1H 96.57N 在垂直面上 R1V Ft1l3 98N R2V Ft1 R1V 294N 1V l22V t1 1V 轴承 1 的总支撑反力为 L3 114.5 mm R1H 28.87N R2H 96.57N R1V 98N R2V 294N - 12 - R1 R12H R12V 102.16N 轴承 2 的总支撑反力为 R1 102.1N6 R

15、2 R22H R22V 309.45N （3）画弯矩图 弯矩图如图 b） 、c）、d）所示 R2 309.4N5 在水平面上 aa 剖面为 M aHR1H l23504.8 N mm b b 剖面为 MaH 3504. M bH Fa1 dm1 604.7 N mm N mm 2 在垂直面上为 MbH 604.7 M aV R1V l2 11897.2 N mm N mm M bV 0 MaV 11897. 合成弯矩 N mm aa 剖面为 MbV 0 Ma M a2H Ma2V 12402.7N mm b b 剖面为 Ma 12402.7 22 N mm MbMb2H M b2V 604.7

16、N mm （4）画转矩图 如图 e）所示 Mb 604.7 6、判断危 险截面 T1 5.27 104 N mm N mm T1 5.27104 N mm 因 a a 剖面弯矩大，同时作用有转矩， a a剖面为危险截面。 aa 剖面为 - 13 - 7、轴的弯 扭合成强 度校核 查表得 W 0.1d3 ， WT 0.2d3 其弯曲应力为 b M a 4.6MPa bW 扭剪应力为 T1 4.6MPa WT 对于单项转动的转轴，转矩按脉动循环处 理，故取折合系数0.6，则当量应力为 e2b 4( 2 12.58MPa 查得轴的许用弯曲应力 1b 60MPa ， ，强度满足要求。 e 1b 危险截

17、面 轴的强度满 足要求 LL5l1 L l2 l3 L3 高速轴 - 14 - a) b) c) d) e) R1VR2HF a1 R1HR1VFr1 MbH bH MaH MaV aH MaV MH MV Ma Mb M T Ft1 x 中间轴的设计计算 设计内容 计算及说明 结果 1、选择轴 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无 45钢 的材料及 特殊要求，选择 45 钢，调质处理。 调制处理 热处理 2、初估轴 考虑轴端不承受转矩， 只承受少量弯矩 c取 - 15 - 径 较小值 110，则 dmin c3 p2 27.5mm n2 dmin 27.5mm 3、初选轴 考虑齿轮上作用较大

18、的轴向力和圆周力， 故 承 8 选用圆锥滚子轴承。选择轴承为 30206 d 30mm T 17.25 mm B 16mm a 13.8 mm 4、结构设 （1）各轴段直径的确定 计 轴段直径为 d1 d 5 30mm ，轴 d1 d5 30mm 段虽没有定位轴肩，但考虑到强度的要 求，取 d2 d4 36mm 。轴段为两 d2 d4 36mm 个齿轮提供定位， h （0.07 0.1） d 2 取h 3mm ，则d3 39mm d3 39mm （2）各轴段长度的确定 小 齿 轮 宽 度 b 65mm ， 取 L2 63mm 。 锥 齿 轮 轮 毂 宽 度 L2 39mm (1.2 .5) d

19、 2 ，取 L4 55mm ，齿轮 L4 55mm 端面和轮毂端面到箱体内壁取 10mm ，滚动 轴 承 到 内 壁 距 离 取 5mm ， 则 - 16 - 5、轴的受 力分析 L1 L5 B 10 5 2 33mm 考虑到箱体内侧壁关于高速轴轴线对称，取 L3 27 mm （3）轴上零件的周向定位 小齿轮和锥齿轮使用普通平键定位。 （4）轴上倒角与圆角 取轴肩处圆角半径为 1mm,轴两端倒角均为 1mm,45 。 （1）画轴的受力简图，如图 a）所示。 （2）计算支撑反力 在水平面上 Fr3（l2 l3） Fr2l3 Fa2 dm2 R1H2 1052.N8 l1 l2 l3 R2H Fr

20、3 R1H Fr2 345.N7 在垂直面上 Ft3（l2 l3） Ft2l3 R1V t3 2 3 t2 3 2905.9N 1V l1 l2 l3 R2V Ft3 Ft2 R1V 1196N.1 轴承 1 总支撑反力 R1 R12H R12V 3090.7N L1 L5 33mm L3 27mm R1H 1052.N8 R2H 345.N7 R1V 2905.N9 R2V 1196.N1 R1 3090.N7 - 17 - 轴承 2 总支撑反力 R2 R22H R22V 1245.1N （3）画弯矩图 如图 b）、 c）、d）所示 在水平面上 aa 截面 MaHR1Hl1 53640.2N

21、 mm b b截面左侧 MbH Fr3l2 R1H （l1 l2） 28528.N9 mm bb 截面右侧 MbH MbH Fa2d2m2 23070.N6 mm 在垂直面上 MaV R1Vl1 148055.6N mm MbV R2Vl3 79839.7N mm 合成弯矩 MaMa2H Ma2V 157473N mm b b截面左侧 MbMb2H Mb2V 84783.7N mm bb 截面右侧 Mb Mb2H Mb2V 83106.N1 mm （4）画转矩图 如图 e）所示 T2 149417.7N mm R2 1245N.1 MaH 53640 N mm MbH 28528 N mm M

22、bH 23070 N mm MaV 148055 N mm MbV 79839. N mm Ma 157473 N mm Mb 84783. N mm Mb 83106. N mm T2 149417. N mm - 18 - 2 9 .6 .6 7 a) aH MaV M MH MV M T L1 a L2 L3 b L4 L5 l1 l2 l3 - 19 - 低速轴的设计与计算 设计内容 计算及说明 结果 1、选择轴 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无 45钢 的材料及 特殊要求，选择 45 钢，调质处理。 调制处理 热处理 2、初估轴 考虑轴端不承受转矩， c 取较小值 108。 径

23、dmin c3 p3 41.8mm n3 轴与联轴器连接，有键槽应增大 3% 5%， d1 43.9mm 则 d1 43.9mm 3、初选轴 9 考虑到联轴器的选择，轴承选用 30211 承 d 55mm，mm a 21.0mm， B 21mm，da 64mm 4、结构设 (1)各轴直径的确定 计 选用弹性注销联轴器，查得 Ka 1.5， Tc KaT3 833.2N m 10 联 轴 器 选 HL4 型 ， d0 45mm ， L 84mm取 d1 d0 45mm，联轴器使 用轴肩定位 h (0.07 0.1)d1，则 d1 45mm - 20 - d2 48.15 49.5mm，由于密封圈

24、选用毡圈 油封 d2 50mm。取轴段、直径 d3 d7 d 55mm。 轴段需为轴承提 供定位，取 d4 da 64mm。 初定轴段 直径 d6 58mm，齿轮采用轴肩定位， 经计 算取轴段直径 d5 d4 64mm。 d2 50mm d3 d7 55mm d4 64mm d6 mm d5 64mm （2）各轴长度的确定 联 轴 器 L 84mm ， 取 L1 82mm ， L1 64mm B 21mm，取 L3 21mm，轴段齿轮 L3 21mm 轮 毂 的 宽 度 范 围 为 (1.2 1.5)d6 ， 取 L6 70mm ， d5 d4 ， 则 L6 70mm L45 169 12.5

25、 72 5 89.5mm， L45 89.5mm L7 B 12.5 2 40.5mm，取轴承盖 L7 40.5mm 总宽度为 20mm 端盖外端面与半联轴器右 端面间距离为 30mm， 则 L2 50mm L2 50mm （3）轴上零件的周向固定 大齿轮采用普通平键固定。 （4）轴上的倒角与圆角 取轴肩处圆角半径均为 1mm,轴两端倒角 均为 1mm,45 。 - 21 - 5、轴的受 （1）画轴的受力简图 如图 a） 所示。 力分析 （2）计算支撑反力 在水平面上 R1H Fr3l2 990.8N 1H l3 l2 R1H 990.8N R2H 430.2N R2H Fr R1H 430.

26、2N 在垂直面上 R1V Ftl 2 2653.8N 1V l3 l2 R2V Ft R1V 1152.N2 R1V 2653.N8 R2V 1152.N2 轴承 1 的总支撑反力为 R1 2832.N7 R1R12H R12V 2832.7N 轴承 2 的总支撑反力为 R2 1229.N9 R2R22H R22V 1229.9N （3）画弯矩图 如图 b）、 c）、d）所示 在水平面上， aa 剖面处 MaH R1Hl3 54741.N7 mm 在水平面上， aa 剖面处 MaH 54741.7 N mm MaV R1Vl3 146622N.5 mm MaV 146622. 在 aa 剖面处

27、的合成弯矩为 N mm Ma Ma2H Ma2V 156508N.1mm Ma 156508.1 （4）画转矩图 如图 e）所示。 N mm - 22 - T3 555440.3N mmT3 555440.3 N mm L2 L L7 L6a l3 l2 l1 L3 低速轴受力简 a) b) c) d) e) MH MV M T - 23 - x 第四部分 校核 设计内容 计算及说明 结果 1、高速轴 承及键的 校核 1、高速轴承的校核 （1）计算轴承的轴向力 查表得 30206 轴 承C 43.2kN， e 0.37，Y 1.6。则轴承 内部轴向力分别为 S1 R1 31.93N ， S2

28、R2 96.7N 1 2Y 2 2Y 外部轴向力 Fa 22.5N，则两轴承的轴向 力为A1 S2 Fa1 119.2N A2 S2 96.7N （2）计算当量载荷 因为 A1 /R1 1.16 e 轴承 1 的当量动载荷为 P1 0.4R1 1.6A1 231.6N 因为 A2 /R2 0.31 e，轴承 2 的当量动 载荷为 P2 R2=309.45N。 因P1 P2，故只需校核轴承 2， P P2。 环境最高温度为 39取 fT 1。运输机转动 载荷较平稳，取 fP 1.1。 （3）校核轴承 2 的寿命 6 10/3 Lh 10 fTC2.37 108h h 60n1 fPP 故轴承满足

29、 要求 - 24 - 2、联轴器 的选择 3、减速器 的润滑 2、键的校核 高速轴联轴器处键连接的挤压应力为 P1 4T1 40.9MPa P1 d1hl 齿轮处键连接的挤压应力为 P2 4T1 25.6MPa P2 d2h2l2 取键、轴及带轮的材料都为钢，查表得 P 125 150MPa， PP ，强度足 够。 高速轴选用 HL1型弹性柱销联轴器，输出轴 选用 HL4型弹性柱销联轴器。 1、 齿轮的润滑 因为齿轮的圆周速度小于 12m/s，所以采 用浸油润滑。高速齿轮浸入油里 0.7 个齿高， 但不小于 10mm，低速级齿轮浸入高度约为 1 个齿高（不小于 10mm ）。 2、 滚动轴承的

30、润滑 因润滑油中传动零件的圆周速度大于或等于 键连接强度 足够 - 25 - 1.52m/s, 所以采用飞溅润滑。 第五部分 主要尺寸及数据 设计内容 计算及说明 结果 1、传动比 总传动比 i 11.61 各级传动比 i1 3， i2 3.88 2、各轴的 各轴的输入功率（ kW） 输入功率 P1 Ped 8 3.972 及转矩 P2 P1 7 6 3.755 P3 P2 5 4 3.606 各轴的输入转矩 P14 T1 9550 1 5.27 4N mm 1n1 T2 149417.N7 mm T3 555440.N3 mm 3、齿轮的 两小齿轮采用实心结构， 大齿轮采用腹板式 结构尺寸

31、结构。 - 26 - 锥齿轮尺寸 z1 25 , z2 75 d1 62.5mm , d2 187.5mm 1 18.435 , 2 71.565 , m 2.5 ha m 2.5mm , hf 1.2m 3mm h 2.2m 5.5mm , c 0.2m 0.5mm da1 d1 2mcos 1 67.2mm da2 d2 2mcos 2 189.1mm df1 d1 2.4mcos 1 56.8mm df2 d2 2.4mcos Re m2 b RRe 27.5mm a f arc 2 185.6mm 98.8mm tanha 1.45 Re f1 1 f 16.985 , a1 1 a 19.885 , 圆柱齿轮的尺寸 z1 34 ， z2 132 ， f2 70.115 a2