圓錐—圓柱齒輪二級減速器講解

1、設計目的 3 第一部分 傳動方案的總體設計 4 第二部分 各齒輪的設計計算 6 第三部分 軸的設計 10 第四部分 校核 25 第五部分 主要尺寸及數(shù)據 27 參考文獻 29 心得體會 30 1. 設計目的 設計題目 6 帶式運輸機圓錐 圓柱齒輪減速器 1）系統(tǒng)簡圖 2）工作條件 連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制。環(huán)境最高溫度350C；允許運 輸帶速度誤差為 5%，小批量生產。 3）原始數(shù)據 輸送帶拉力 F（N） 2500 輸送帶速度 v（ m/s） 1.3 滾筒直徑 D（mm） 400 4）設計工作量 1）設計說明書 2）減速器裝配圖 3）減速器零件圖 第一部分 傳動方案的總體設計 設計內容

2、 一、傳動方 案（已給 定） 計算及說明 （1）外傳動為電動機通過聯(lián)軸器直接驅動。 （2）減速器為兩級展開式圓錐圓柱齒輪減速 器。 （3）方案簡圖如下： 二、該方案 的優(yōu)缺點： 減速器結構緊湊， 為兩級展開式圓錐圓柱齒 輪減速器。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸 具有較大的剛度。錐齒輪布置在高速級，減 小錐齒輪尺寸， 容易加工， 改變了軸的方向， 但限制了傳動比， 錐齒輪傳動比在 23之間 低速軸齒輪在遠離聯(lián)軸器處，減小了彎曲變 三、原動機 的選擇（Y 系列三相 交流異步 電動機） 四、傳動裝 形所引起的載荷分布不均的現(xiàn)象。 工作機所需功率： FV p w 3.25 kw w 1000 傳動裝置總

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. 所需電動機功率： pdpw 3.71 kw pedpd 選 擇 電 動 機 型 號 為 2 Y160M1 8 額定轉速： 720rmin；額定功率： 4 kw ； 滿載轉矩： 1.06 105N mm； 額定轉矩： 5.3 104N mm；最大轉矩： 1.06 105N mm； 1、總傳動比： pw 3.25kw 0.877 pd 3.71kw 電動機為 Y160M1 8 -

4、 4 - 置總體傳 動比的確 inn 11.61 nw i 11.61 定及各級 2、各級傳動比的分配： 傳動比的 i1 3, i 2 3.87 i1 3 分配 i2 3.87 第二部分 各齒輪的設計計算 一、高速級減速齒輪設計 設計內容 計算及說明 結果 1.齒輪 因傳遞功率不大轉速不高，選小齒輪為 小齒輪 的材料、 40Gr，大齒輪 45鋼，調質處理， 均采用軟齒 40Gr, 大 齒 精度和齒 面。初選齒輪精度為 8 級，取小齒輪齒數(shù) 輪 45 鋼 ,均 數(shù)選擇 z1 25,z2 i1z1 75 調質處理， 8 級精度 2.設計計 z1 25 算 （1）設計準則 按齒面接觸疲勞強度計算，

5、z2 75 再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 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 - 材料極限應力 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 所選 8 級精度合

6、格。 大端模數(shù) m d1 2.46 z1 取 m 2.5 （3）計算幾何尺寸 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 所選 8 級精 度合格 m 2.5 d1 62.5mm d2 187.5mm 1 18.435 2 71.565 3、校核齒 根彎曲疲 勞強度 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 滿足齒根 彎曲疲勞 強度 二、低速級減速齒輪設計 設計內容 計算及說明 結果 1.齒輪 因傳遞功率不大轉速不高，小齒輪和大齒 45 鋼 的材料、 輪均選 45 鋼，調質處理，軟齒面。初選齒輪 均調質處理 精度和齒 精度為 8 級，取小齒輪齒數(shù) 8 級精度 數(shù)選擇 z1 34, z2 i 2 z1故實際傳動 z1 34 比 i2 3.88 z2 132 i2 3.88 2.設計計 （1）設

8、計準則 按齒面接觸疲勞強度計算， - 7 - 再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2)按齒面接觸疲勞強度設計 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 材料極限應力 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 齒 寬 bd d1 54.8 mm 取 b2 55 mm, b1 65mm 模數(shù) m

9、d1 2.01 取m 2.25 z1 3) 計算幾何尺寸 b2 55mm b1 65mm m 2.25 d1 76.5mm 3、校核齒 根彎曲疲 勞強度 d1 mz1 76.5mm d2297 mm 中心距 a d1 d2 186.75 mm 2 圓整得 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 齒輪圓周速度 vd1n2 0.96m / s 4m/ s 故所選 6

10、0000 8 級精度合格。 d2 297mm a 188mm 滿足齒根彎 曲疲勞強度 所選 8 級精 度合格 第三部分 軸的設計 高速軸的設計 設計內容 計算及說明 結果 1、選擇軸 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無 45 鋼 的材料及 特殊要求，選擇 45 鋼，調質處理。 調質處理 熱處理 - 9 - 2、初估軸 徑 3、初選軸 承 4、結構設 計 查 表 得 c 107 118 ， 取 中 間 值 c 112 則 dmin c3 p1 19.79mm 因軸與聯(lián)軸器之 間有鍵槽， 軸頸應增大 3% 5%。所以軸最細 端處直徑 dmin mm 考慮到軸的強度和聯(lián)軸器的選擇，且要承 受軸向力

11、，初選單列圓錐滾子軸承 30206。 d 30mm ， B 16mm ， a 13.8 mm ， T 17.25 mm ， da 36mm （1）各軸直徑的確定 軸段上安裝聯(lián)軸器，選擇彈性柱銷聯(lián)軸 器。取載荷系數(shù) K A 1.5 ，計算轉矩為 Tc K AT1 7.905 104 N mm 5 查表得，選 HL 15 型聯(lián)軸器。公稱轉矩 160N m，許用轉速 7100r /min ，軸孔長 度 L 52mm 。 取 聯(lián) 軸 器 軸 孔 - 10 - d22mm ，則 d1 22mm 。選擇 30206軸承 ，則 d2 d4 d 30mm。 軸承采用軸肩定位，取 d3 da 36mm。 3a

12、d5應小于 d4，可取 d5 28mm 。 (2)各軸長度的確定 聯(lián)軸器和錐齒輪選用套筒定位， B 16mm， 則 L2 L4 14mm。取小錐齒輪大端側 徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結構 要求為 55mm，取齒輪左端面到箱體內 壁距離 1 =10 mm ，套杯厚度為 7 c=8 mm ，軸與齒輪配合段比齒輪轂孔 短 1mm, 則 L5 55+ 1+c T L4 1 75.25mm。 地腳螺釘直徑 df 0.015(d1 d2) 1 4.75mm 取 M5， 則軸承端蓋螺釘直徑 d3 0.5d f 2.5mm 取 M3 ， 所以可取軸承端蓋螺釘直徑為 3 t=3.6 mm ，聯(lián)軸器轂孔到軸

13、承端蓋距離 K 取 15mm, l4取 20mm, 軸段端面與聯(lián) 軸器左端面距離為 1.85mm 。 有 L1 L+l4+K t T L2 1.85 92mm 軸段長度與該軸的懸臂長度有關 d1 22mm d2 d4 30 mm d3 36mm d5 28mm L2 L4 14 mm L5 75.2m5 m L1 92mm - 11 - 5、軸的受 力分析 l3 M+ 1+c a 60.7mm 其中 M 為 錐齒輪齒寬中點與大端處徑向端面的距離 取 28.9mm l2 2l3 121.4mm 則 L3 l2+2a 2T 114.5mm （3）軸上零件的周向固定 聯(lián)軸器和齒輪使用普通平鍵連接 （

14、4）軸上倒角與圓角 軸肩處取圓角半徑為 1mm， 軸兩端倒角均 為 1mm,45 。 （1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖 a）所示 （2）計算支撐反力 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 軸承 1 的總支撐反力為 L3 114.5 mm R1H 28.87N R2H 96.57N R1V 98N R2V 294N - 12 - R1 R12H R12V 102.16N 軸承 2 的總支撐反力為 R1 102.1N6 R

15、2 R22H R22V 309.45N （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖 b） 、c）、d）所示 R2 309.4N5 在水平面上 aa 剖面為 M aHR1H l23504.8 N mm b b 剖面為 MaH 3504. M bH Fa1 dm1 604.7 N mm N mm 2 在垂直面上為 MbH 604.7 M aV R1V l2 11897.2 N mm N mm M bV 0 MaV 11897. 合成彎矩 N mm aa 剖面為 MbV 0 Ma M a2H Ma2V 12402.7N mm b b 剖面為 Ma 12402.7 22 N mm MbMb2H M b2V 604.7

16、N mm （4）畫轉矩圖 如圖 e）所示 Mb 604.7 6、判斷危 險截面 T1 5.27 104 N mm N mm T1 5.27104 N mm 因 a a 剖面彎矩大，同時作用有轉矩， a a剖面為危險截面。 aa 剖面為 - 13 - 7、軸的彎 扭合成強 度校核 查表得 W 0.1d3 ， WT 0.2d3 其彎曲應力為 b M a 4.6MPa bW 扭剪應力為 T1 4.6MPa WT 對于單項轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處 理，故取折合系數(shù)0.6，則當量應力為 e2b 4( 2 12.58MPa 查得軸的許用彎曲應力 1b 60MPa ， ，強度滿足要求。 e 1b 危險截

17、面 軸的強度滿 足要求 LL5l1 L l2 l3 L3 高速軸 - 14 - a) b) c) d) e) R1VR2HF a1 R1HR1VFr1 MbH bH MaH MaV aH MaV MH MV Ma Mb M T Ft1 x 中間軸的設計計算 設計內容 計算及說明 結果 1、選擇軸 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無 45鋼 的材料及 特殊要求，選擇 45 鋼，調質處理。 調制處理 熱處理 2、初估軸 考慮軸端不承受轉矩， 只承受少量彎矩 c取 - 15 - 徑 較小值 110，則 dmin c3 p2 27.5mm n2 dmin 27.5mm 3、初選軸 考慮齒輪上作用較大

18、的軸向力和圓周力， 故 承 8 選用圓錐滾子軸承。選擇軸承為 30206 d 30mm T 17.25 mm B 16mm a 13.8 mm 4、結構設 （1）各軸段直徑的確定 計 軸段直徑為 d1 d 5 30mm ，軸 d1 d5 30mm 段雖沒有定位軸肩，但考慮到強度的要 求，取 d2 d4 36mm 。軸段為兩 d2 d4 36mm 個齒輪提供定位， h （0.07 0.1） d 2 取h 3mm ，則d3 39mm d3 39mm （2）各軸段長度的確定 小 齒 輪 寬 度 b 65mm ， 取 L2 63mm 。 錐 齒 輪 輪 轂 寬 度 L2 39mm (1.2 .5) d

19、 2 ，取 L4 55mm ，齒輪 L4 55mm 端面和輪轂端面到箱體內壁取 10mm ，滾動 軸 承 到 內 壁 距 離 取 5mm ， 則 - 16 - 5、軸的受 力分析 L1 L5 B 10 5 2 33mm 考慮到箱體內側壁關于高速軸軸線對稱，取 L3 27 mm （3）軸上零件的周向定位 小齒輪和錐齒輪使用普通平鍵定位。 （4）軸上倒角與圓角 取軸肩處圓角半徑為 1mm,軸兩端倒角均為 1mm,45 。 （1）畫軸的受力簡圖，如圖 a）所示。 （2）計算支撐反力 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 軸承 1 總支撐反力 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 - 軸承 2 總支撐反力 R2 R22H R22V 1245.1N （3）畫彎矩圖 如圖 b）、 c）、d）所示 在水平面上 aa 截面 MaHR1Hl1 53640.2N

21、 mm b b截面左側 MbH Fr3l2 R1H （l1 l2） 28528.N9 mm bb 截面右側 MbH MbH Fa2d2m2 23070.N6 mm 在垂直面上 MaV R1Vl1 148055.6N mm MbV R2Vl3 79839.7N mm 合成彎矩 MaMa2H Ma2V 157473N mm b b截面左側 MbMb2H Mb2V 84783.7N mm bb 截面右側 Mb Mb2H Mb2V 83106.N1 mm （4）畫轉矩圖 如圖 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 - 低速軸的設計與計算 設計內容 計算及說明 結果 1、選擇軸 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無 45鋼 的材料及 特殊要求，選擇 45 鋼，調質處理。 調制處理 熱處理 2、初估軸 考慮軸端不承受轉矩， c 取較小值 108。 徑

23、dmin c3 p3 41.8mm n3 軸與聯(lián)軸器連接，有鍵槽應增大 3% 5%， d1 43.9mm 則 d1 43.9mm 3、初選軸 9 考慮到聯(lián)軸器的選擇，軸承選用 30211 承 d 55mm，mm a 21.0mm， B 21mm，da 64mm 4、結構設 (1)各軸直徑的確定 計 選用彈性注銷聯(lián)軸器，查得 Ka 1.5， Tc KaT3 833.2N m 10 聯(lián) 軸 器 選 HL4 型 ， d0 45mm ， L 84mm取 d1 d0 45mm，聯(lián)軸器使 用軸肩定位 h (0.07 0.1)d1，則 d1 45mm - 20 - d2 48.15 49.5mm，由于密封圈

24、選用氈圈 油封 d2 50mm。取軸段、直徑 d3 d7 d 55mm。 軸段需為軸承提 供定位，取 d4 da 64mm。 初定軸段 直徑 d6 58mm，齒輪采用軸肩定位， 經計 算取軸段直徑 d5 d4 64mm。 d2 50mm d3 d7 55mm d4 64mm d6 mm d5 64mm （2）各軸長度的確定 聯(lián) 軸 器 L 84mm ， 取 L1 82mm ， L1 64mm B 21mm，取 L3 21mm，軸段齒輪 L3 21mm 輪 轂 的 寬 度 范 圍 為 (1.2 1.5)d6 ， 取 L6 70mm ， d5 d4 ， 則 L6 70mm L45 169 12.5

25、 72 5 89.5mm， L45 89.5mm L7 B 12.5 2 40.5mm，取軸承蓋 L7 40.5mm 總寬度為 20mm 端蓋外端面與半聯(lián)軸器右 端面間距離為 30mm， 則 L2 50mm L2 50mm （3）軸上零件的周向固定 大齒輪采用普通平鍵固定。 （4）軸上的倒角與圓角 取軸肩處圓角半徑均為 1mm,軸兩端倒角 均為 1mm,45 。 - 21 - 5、軸的受 （1）畫軸的受力簡圖 如圖 a） 所示。 力分析 （2）計算支撐反力 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 軸承 1 的總支撐反力為 R1 2832.N7 R1R12H R12V 2832.7N 軸承 2 的總支撐反力為 R2 1229.N9 R2R22H R22V 1229.9N （3）畫彎矩圖 如圖 b）、 c）、d）所示 在水平面上， aa 剖面處 MaH R1Hl3 54741.N7 mm 在水平面上， aa 剖面處 MaH 54741.7 N mm MaV R1Vl3 146622N.5 mm MaV 146622. 在 aa 剖面處

27、的合成彎矩為 N mm Ma Ma2H Ma2V 156508N.1mm Ma 156508.1 （4）畫轉矩圖 如圖 e）所示。 N mm - 22 - T3 555440.3N mmT3 555440.3 N mm L2 L L7 L6a l3 l2 l1 L3 低速軸受力簡 a) b) c) d) e) MH MV M T - 23 - x 第四部分 校核 設計內容 計算及說明 結果 1、高速軸 承及鍵的 校核 1、高速軸承的校核 （1）計算軸承的軸向力 查表得 30206 軸 承C 43.2kN， e 0.37，Y 1.6。則軸承 內部軸向力分別為 S1 R1 31.93N ， S2

28、R2 96.7N 1 2Y 2 2Y 外部軸向力 Fa 22.5N，則兩軸承的軸向 力為A1 S2 Fa1 119.2N A2 S2 96.7N （2）計算當量載荷 因為 A1 /R1 1.16 e 軸承 1 的當量動載荷為 P1 0.4R1 1.6A1 231.6N 因為 A2 /R2 0.31 e，軸承 2 的當量動 載荷為 P2 R2=309.45N。 因P1 P2，故只需校核軸承 2， P P2。 環(huán)境最高溫度為 39取 fT 1。運輸機轉動 載荷較平穩(wěn)，取 fP 1.1。 （3）校核軸承 2 的壽命 6 10/3 Lh 10 fTC2.37 108h h 60n1 fPP 故軸承滿足

29、 要求 - 24 - 2、聯(lián)軸器 的選擇 3、減速器 的潤滑 2、鍵的校核 高速軸聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 P1 4T1 40.9MPa P1 d1hl 齒輪處鍵連接的擠壓應力為 P2 4T1 25.6MPa P2 d2h2l2 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，查表得 P 125 150MPa， PP ，強度足 夠。 高速軸選用 HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，輸出軸 選用 HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。 1、 齒輪的潤滑 因為齒輪的圓周速度小于 12m/s，所以采 用浸油潤滑。高速齒輪浸入油里 0.7 個齒高， 但不小于 10mm，低速級齒輪浸入高度約為 1 個齒高（不小于 10mm ）。 2、 滾動軸承的

30、潤滑 因潤滑油中傳動零件的圓周速度大于或等于 鍵連接強度 足夠 - 25 - 1.52m/s, 所以采用飛濺潤滑。 第五部分 主要尺寸及數(shù)據 設計內容 計算及說明 結果 1、傳動比 總傳動比 i 11.61 各級傳動比 i1 3， i2 3.88 2、各軸的 各軸的輸入功率（ kW） 輸入功率 P1 Ped 8 3.972 及轉矩 P2 P1 7 6 3.755 P3 P2 5 4 3.606 各軸的輸入轉矩 P14 T1 9550 1 5.27 4N mm 1n1 T2 149417.N7 mm T3 555440.N3 mm 3、齒輪的 兩小齒輪采用實心結構， 大齒輪采用腹板式 結構尺寸

31、結構。 - 26 - 錐齒輪尺寸 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 , 圓柱齒輪的尺寸 z1 34 ， z2 132 ， f2 70.115 a2