圆锥圆柱齿轮二级减速器讲解.docx
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圆锥圆柱齿轮二级减速器讲解
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：
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2~3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
pw3.25kw
w1000传动装置总效率：
123456780.877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：
pdpw3.71kw
pedpd选择电动机型号为
[2]
Y160M1—8
额定转速：
720r∕min；额定功率：
4kw；
满载转矩：
1.06105Nmm；
额定转矩：
5.3104Nmm；最大转矩：
1.06105Nmm；
1、总传动比：
pw3.25kw
0.877
pd3.71kw电动机为
Y160M1
—8
-4-
置总体传
动比的确
inn11.61
nw
i11.61
定及各级
2、各级传动比的分配：
传动比的
i13,i23.87
i13
分配
i23.87
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
z125,z2i1z175
调质处理，
8级精度
2.设计计
z125
算
（1）设计准则按齿面接触疲劳强度计算，
z275
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
T15.27104
T19550p15.274Nmmn1
Nmm
查表得
K1.1,R0.28u,3,ZE189.8Z,H2.5
-5-
材料极限应力
Hlim1
取sH
1.0,
H1]
Hlim1
sH
F1]
FE1
sF
Hlim2
710MPa,FE1600MPa
[3]
600MPa,FE2450MPa
[4]
sF1.25
710MPa,[H2]600MPa
F2]360MPa
故
dmv1n1
Vmdmv112.0m/s4m/s
m60000
所选8级精度合格。
大端模数
md12.46
z1
取m2.5
（3）计算几何尺寸
d162.5mmd2mz2187.5mm
z
1=arctan118.435
z2
290171.565
初定
d161.7m5m所选8级精
度合格
m2.5
d162.5mm
d2187.5mm
118.435
271.565
3、校核齿根弯曲疲劳强度
d1
Re198.82mm
e2sin1
bRRe27.5mm
F1KFt1YFa1YSa178.3MPa[F1]
F1bm（10.5R）F1
YY
F2F1YFa2YSa273.4MPa[F2]
YFa1YSa1
其中，
zv1z126YFa12.7,YSa11.59
v1cos1
zv1z2237YFa22.2,YSa21.83
v1cos2
Re98.82mmb27.5mm
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
z134,z2i2z1故实际传动
z134
比i23.88
z2132
i23.88
2.设计计
（1）设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
查表得
K1.1,d0.8u,3.88Z,E189.8Z,H2.5
材料极限应力
取sH1.0,sF1.25
d176.5mm
3、校核齿根弯曲疲劳强度
d1mz176.5mmd2297mm
中心距ad1d2186.75mm
2
圆整得a188mm
2KT2YFa1YSa1
F122Fa1Sa1145MPa[F1]
bm2z1
YY
F2F1Fa2Sa2138MPa[F2]
F2F1F2
Fa1Sa1
其中查表得：
YFa12.54,YSa11.65
YFa22.2,YSa21.81
齿轮圆周速度
vd1n20.96m/s4m/s故所选
60000
8级精度合格。
d2297mm
a188mm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c107118，取中间值c112则
dminc3p119.79mm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
dminmm
考虑到轴的强度和联轴器的选择，且要承受轴向力，初选单列圆锥滚子轴承30206。
d30mm，B16mm，a13.8mm，T17.25mm，da36mm
（1）各轴直径的确定轴段①上安装联轴器，选择弹性柱销联轴器。
取载荷系数KA1.5，计算转矩为
TcKAT17.905104Nmm
[5]
查表得，选HL1[5]型联轴器。
公称转矩160Nm，许用转速7100r/min，轴孔长度L52mm。
取联轴器轴孔
-10-
d22mm，则d122mm。
选择
30206轴承，则d2d4d30mm。
轴承采用轴肩定位，取d3da36mm。
3ad5应小于d4，可取d528mm。
（2）各轴长度的确定联轴器和锥齿轮选用套筒定位，B16mm，则L2L414mm。
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=10mm，套杯厚度为
[7]
c=8mm，轴与齿轮配合段比齿轮毂孔短1mm,则
L555+1+cTL4175.25mm。
地脚螺钉直径
df0.015（d1d2）14.75mm取M5，则轴承端盖螺钉直径d30.5df2.5mm取M3，所以可取轴承端盖螺钉直径为
3
t=3.6mm，联轴器毂孔到轴承端盖距离K取15mm,l4取20mm,轴段①端面与联轴器左端面距离为1.85mm。
有L1L+l4+KtTL21.8592mm轴段③长度与该轴的悬臂长度有关
d122mm
d2d430
mm
d336mm
d528mm
L2L414
mm
L575.2m5m
L192mm
-11-
5、轴的受
力分析
l3M+1+ca60.7mm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
l22l3121.4mm则
L3l2+2a2T114.5mm（3）轴上零件的周向固定联轴器和齿轮使用普通平键连接（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
Fr1l3Fa1dm1
R1H228.87N
l2
R2HFr1R1H96.57N在垂直面上
R1VFt1l398NR2VFt1R1V294N
1Vl22Vt11V
轴承1的总支撑反力为
L3114.5mm
R1H28.87N
R2H96.57N
R1V98N
R2V294N
-12-
R1R12HR12V102.16N
轴承2的总支撑反力为
R1102.1N6
R2R22HR22V309.45N
（3）画弯矩图弯矩图如图b）、c）、d）所示
R2309.4N5
在水平面上a—a剖面为
MaHR1Hl23504.8Nmm
b—b剖面为
MaH3504.
MbHFa1dm1604.7Nmm
Nmm
2
在垂直面上为
MbH604.7
MaVR1Vl211897.2Nmm
Nmm
MbV0
MaV11897.
合成弯矩
Nmm
a—a剖面为
MbV0
MaMa2HMa2V12402.7Nmm
b—b剖面为
Ma12402.7
22
Nmm
MbMb2HMb2V604.7Nmm
（4）画转矩图如图e）所示
Mb604.7
6、判断危
险截面
T15.27104Nmm
Nmm
T15.27104
Nmm
因a—a剖面弯矩大，同时作用有转矩，
a—a剖面为危险截面。
a—a剖面为
-13-
7、轴的弯扭合成强度校核
查表得W0.1d3，WT0.2d3其弯曲应力为
bMa4.6MPa
bW
扭剪应力为
T14.6MPa
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
e2b4（212.58MPa
查得轴的许用弯曲应力[1b]60MPa，[]，强度满足要求。
e1b
危险截面
轴的强度满
足要求
高速轴
-14-
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
dminc3p227.5mmn2
dmin27.5mm
3、初选轴
考虑齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，故
承
[8]
选用圆锥滚子轴承。
选择轴承为30206
d30mmT17.25mm
B16mma13.8mm
4、结构设
（1）各轴段直径的确定
计
轴段①⑤直径为d1d530mm，轴
d1d530mm
段②④虽没有定位轴肩，但考虑到强度的要
求，取d2d436mm。
轴段③为两
d2d436mm
个齿轮提供定位，h（0.070.1）d2
取h3mm，则d339mm
d339mm
（2）各轴段长度的确定
小齿轮宽度b65mm，取
L263mm。
锥齿轮轮毂宽度
L239mm
（1.2.5）d2，取L455mm，齿轮
L455mm
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
L1L5B105233mm考虑到箱体内侧壁关于高速轴轴线对称，取L327mm
（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（l2l3）Fr2l3Fa2dm2
R1H21052.N8
l1l2l3
R2HFr3R1HFr2345.N7
在垂直面上
Ft3（l2l3）Ft2l3
R1Vt323t232905.9N
1Vl1l2l3
R2VFt3Ft2R1V1196N.1
轴承1总支撑反力
R1R12HR12V3090.7N
L1L533mm
L327mm
R1H1052.N8
R2H345.N7
R1V2905.N9
R2V1196.N1
R13090.N7
-17-
轴承2总支撑反力
R2R22HR22V1245.1N
（3）画弯矩图如图b）、c）、d）所示
在水平面上a—a截面
MaHR1Hl153640.2Nmm
b—b截面左侧
MbHFr3l2R1H（l1l2）28528.N9mmb—b截面右侧
MbHMbHFa2d2m223070.N6mm在垂直面上
MaVR1Vl1148055.6Nmm
MbVR2Vl379839.7Nmm
合成弯矩
MaMa2HMa2V157473Nmm
b—b截面左侧
MbMb2HMb2V84783.7Nmm
b—b截面右侧
MbMb2HMb2V83106.N1mm
（4）画转矩图如图e）所示
T2149417.7Nmm
R21245N.1
MaH53640
Nmm
MbH28528
Nmm
MbH23070
Nmm
MaV148055
Nmm
MbV79839.
Nmm
Ma157473
Nmm
Mb84783.
Nmm
Mb83106.
Nmm
T2149417.
Nmm
-18-
2
9
.6
.6
7
a）
aH
MaV
M
MH
MV
M
T
①②③④⑤
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
dminc3p341.8mmn3
轴与联轴器连接，有键槽应增大3%～5%，
d143.9mm
则d143.9mm
3、初选轴
[9]
考虑到联轴器的选择，轴承选用30211
承
d55mm，mm
a21.0mm，B21mm，da64mm
4、结构设
（1）各轴直径的确定
计
选用弹性注销联轴器，查得Ka1.5，
TcKaT3833.2Nm
[10]
联轴器选HL4型，d045mm，
L84mm取d1d045mm，联轴器使用轴肩定位h（0.070.1）d1，则
d145mm
-20-
d248.1549.5mm，由于密封圈选用毡圈油封d250mm。
取轴段③、⑦直径d3d7d55mm。
轴段④需为轴承提供定位，取d4da64mm。
初定轴段⑥直径d658mm，齿轮采用轴肩定位，经计算取轴段⑤直径d5d464mm。
d250mm
d3d755mm
d464mm
d6mm
d564mm
（2）各轴长度的确定
联轴器L84mm，取L182mm，
L164mm
B21mm，取L321mm，轴段⑥齿轮
L321mm
轮毂的宽度范围为（1.21.5）d6，取L670mm，d5d4，则
L670mm
L4516912.572589.5mm，
L4589.5mm
L7B12.5240.5mm，取轴承盖
L740.5mm
总宽度为20mm端盖外端面与半联轴器右端面间距离为30mm，则L250mm
L250mm
（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
R1HFr3l2990.8N1Hl3l2
R1H990.8N
R2H430.2N
R2HFrR1H430.2N
在垂直面上
R1VFtl22653.8N
1Vl3l2
R2VFtR1V1152.N2
R1V2653.N8
R2V1152.N2
轴承1的总支撑反力为
R12832.N7
R1R12HR12V2832.7N
轴承2的总支撑反力为
R21229.N9
R2R22HR22V1229.9N
（3）画弯矩图如图b）、c）、d）所示在水平面上，a—a剖面处
MaHR1Hl354741.N7mm
在水平面上，a—a剖面处
MaH54741.7
Nmm
MaVR1Vl3146622N.5mm
MaV146622.
在a—a剖面处的合成弯矩为
Nmm
MaMa2HMa2V156508N.1mm
Ma156508.1
（4）画转矩图如图e）所示。
Nmm
-22-
T3555440.3NmmT3555440.3
Nmm
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C43.2kN，e0.37，Y1.6。
则轴承内部轴向力分别为
S1R131.93N，S2R296.7N
12Y22Y外部轴向力Fa22.5N，则两轴承的轴向力为A1S2Fa1119.2N
A2S296.7N
（2）计算当量载荷因为A1/R11.16e轴承1的当量动载荷为P10.4R11.6A1231.6N因为A2/R20.31e，轴承2的当量动载荷为P2R2=309.45N。
因P1P2，故只需校核轴承2，PP2。
环境最高温度为39°取fT1。
运输机转动载荷较平稳，取fP1.1。
（3）校核轴承2的寿命
610/3Lh10fTC2.37108h
h60n1fPP
故轴承满足
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
P14T140.9MPaP1d1hl
齿轮处键连接的挤压应力为
P24T125.6MPaP2d2h2l2
取键、轴及带轮的材料都为钢，查表得
P125150MPa，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-
1.5～2m/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
i11.61
各级传动比
i13，i23.88
2、各轴的
各轴的输入功率（kW）
输入功率
P1Ped83.972
及转矩
P2P1763.755
P3P2543.606
各轴的输入转矩
升级会员 