二级三轴减速箱设计计算

1、 二级三轴减速箱设计计算一、减速传动装置总体设计计算 * * * * 输入数据 * * * * * * * * 计算结果 * * * *(一)电动机选择 1.初选电动机 Y系列三相异步电动机 同步转速 n = 1500.00 r/min 运输带主动鼓轮直径 D鼓= 400.00 mm 鼓轮圆周速度 v鼓= 0.65 m/s 鼓轮转矩 T鼓= 500000.00 Nmm 2.初步确定总传动比 鼓轮转速 n鼓= 31.0352 r/min 初计总传动比 i初总 = 48.3322 根据 i初总确定传动方案 (1) 带传动 (2) 二级减速箱 (3) 链传动 3.所需电动机功率P电 各级传动效率 带

2、= 0.95 齿= 0.94 链= 0.96 承= 0.94 联= 0.99 减速传动总效率 总=0.5796 鼓轮轴输入端功率 P鼓 = 1.6249 KW 需电动机功率 P电 = 2.8032 KW 4.选电动机型号及尺寸 电动机型号为 : Y100L2-4 额定功率 P= 3.00 kw 满载转速 n= 1430.00 r/min 伸出端直径 D= 28.00 mm 伸出端长度 E= 60.00 mm(二)确定实际传动比 1.实际总传动比 i实总 = 46.0767 2.据 i实总 确定各传动装置传动比 i链 = 2.50 i减 = 10.00 i带 = 1.8431 3.二级减速箱传动

3、比分配 i低 = 2.8284 i高 = 3.5355(三)各轴功率P、转矩T及转速n 1.减速器高速轴 输入功率 P= 2.6631 kw 输入转速 n= 775.8810 r/min 输入转矩 T= 32778.826 N*mm 2.减速器中间轴 输入功率 P= 2.3531 kw 输入转速 n= 219.4523 r/min 输入转矩 T= 102400.980 N*mm 3.减速器低速轴 输入功率 P= 2.0792 kw 输入转速 n= 77.5881 r/min 输入转矩 T= 255920.345 N*mm 4.小链轮轴 输入功率 P= 1.9349 kw 输入转速 n= 77.

4、5881 r/min 输入转矩 T= 238159.473 N*mm 5.大链轮轴 输入功率 P= 1.7461 kw 输入转速 n= 31.0352 r/min 输入转矩 T= 537287.771 N*mm 6.运输带鼓轮轴 输入功率 P= 1.6249 kw 输入转速 n= 31.0352 r/min 输入转矩 T= 500000.000 N*mm二、普通带传动设计计算 * * * * 输入数据 * * * * * * * * 计算结果 * * * *(一)确定带型号和带轮直径 电动机转速 n1 = 1430.00 r/min 工作机转速 n2 = 775.8810 r/min 滑动率

5、= 0.0200 工作情况系数 KA = 1.2000 计算传递功率 Pc = 3.3639 kw 所选带型号为 A 型 小带轮基准直径 dd1 = 100.00 mm 带速 v = 7.4875 m/s 大带轮基准直径 dd2 = 315.00 mm 实际从动轮转速 n2 n2 = 444.8889 r/min 实际传动比 i = 3.2143(二)带基准长度 Ld 和中心距 a 初取中心距 a0 = 550.0000 mm/n 带计算长度 Ld0 = 1772.8918 mm 基准长度 Ld = 1800 mm 中心距 a = 563.5541 mm(三)小轮包角1 包角1 = 158.1

6、396 120(四)带根数 Z 包角系数 K = 0.940000 长度系数 KL = 1.010000 弯曲影响系数 Kb = 0.001030 传动比系数 Ki = 1.120000 单根带传递功率 P0 = 1.3101 kw 传递功率增量 P = 0.1578 kw 带根数计算值 Z = 2.41 带的根数 Z= 3(五)轴上载荷 Q 带每米长度质量 q = 0.10 kg/m 张紧力 F0 = 129.873 N 轴上载荷 Q = 765.099 N 大带轮宽度 B = 50.00 mm 大带轮草图 B = 50.00 mm | -|_/_/_/_/| | | | | | | | |

7、 | | | | -|-|- | | | | | | | | | | | | | | | | | |_| | | | | | dd2=315.00 mm | _|_._._._._|_ | | | | | | | | | | | | | |_ _| | | | | | | | | | -|-|- | | | | | | | | | | | | | | | | -|/_/_/_/_|三、圆柱齿轮传动设计计算 高速级齿轮传动(主动轮为Z1,从动轮为Z2) * * * * 输入数据 * * * * * * * * 计算结果 * * * *(一)齿面接触疲劳强度设计计算 1. 主动轮齿数 Z = 21

8、 从动轮齿数 Z = 74 齿数比 U = 3.5238 2. 载荷系数 K 使用系数 KA = 1.2500 动载系数 Kv = 1.0349 齿宽系数 d = 1.0000 齿间载荷分配系数 K= 1.2422 齿向载分布系数 K= 1.0891 载荷系数 K = 1.7502 功率 P = 2.6631 kw 主动轮转数 n = 775.8810 r/min 3. 主动轮转矩 T T = 32778.826 N*mm 4. 弹性系数 ZE ZE = 189.8000 (MPa)0.5 5. 节点区域系数 ZH ZH = 2.4694 6. 重合度系数 Z Z = 0.7777 7. 螺旋

9、角系数 Z Z= 0.9908 8. 许用接触应力H 接触疲劳极限 Hlim 主动轮hlim = 618.5000 MPa 从动轮hlim = 582.5000 MPa 接触安全系数 SH = 1.0000 总工作时间 th = 48000.00 h 应力循环次数 N 主动轮 N = 2234537288.44 从动轮 N = 634125446.72 接触寿命系数 ZN 主动轮 ZN = 1.0000 从动轮 ZN = 1.0000 许用接触应力 H 主动轮 H = 618.5000 MPa 从动轮 H = 582.5000 MPa 9. 主动轮分度圆直径 d 主动轮 d = 38.3965

10、 mm 10.验算圆周速度 v = 1.5599 m/s 11.修正主动轮分度圆直径 修正后 Kv = 1.0355 修正后分度圆直径 d = 38.4036 mm 修正后 K = 1.7511 12.确定传动尺寸 中心距计算值 a0 = 96.7781 mm 标准模数 Mn = 2.00 mm 实际中心距 a = 96.0000 mm 螺旋角 = 8.2771 真实主,从动轮分度圆直径 d 主动轮 d = 42.4421 mm 从动轮 d = 149.5579 mm 齿宽 b 主动轮 b = 48.00 mm 从动轮 b = 43.00 mm 从动轮齿顶圆直径 da da = 153.557

11、9 mm(二)齿根弯曲疲劳强度验算 1. 齿形系数 YFa 主动轮当量齿数 Zv = 21.6702 从动轮当量齿数 Zv = 76.3615 主动轮 YFa = 2.7585 从动轮 YFa = 2.2259 2. 应力修正系数 YSa 主动轮 YSa = 1.5643 从动轮 YSa = 1.7607 3. 重合度系数 Y Y = 0.7036 4. 螺旋角系数 Y Y = 0.9104 5. 许用弯曲应力 F 弯曲疲劳极限 Flim 主动轮 Flim = 419.5000 MPa 从动轮 Flim = 407.5000 MPa 弯曲安全系数 SF SF = 1.0000 尺寸系数 Yx

12、Yx = 1.0000 弯曲寿命系数 YN 主动轮 YN = 1.0000 从动轮 YN = 1.0000 许用弯曲应力 F 主动轮 F = 419.5000 MPa 从动轮 F = 407.5000 MPa 6. 验算 计算弯曲应力 主动轮 F = 86.9368 MPa 从动轮 F = 78.9571 MPa 主,从动轮弯曲疲劳强度足够 低速级齿轮传动(主动轮为Z3,从动轮为Z4) * * * * 输入数据 * * * * * * * * 计算结果 * * * *(一)齿面接触疲劳强度设计计算 1. 主动轮齿数 Z = 25 从动轮齿数 Z = 71 齿数比 U = 2.8400 2. 载

13、荷系数 K 使用系数 KA = 1.2500 动载系数 Kv = 1.0320 齿宽系数 d = 1.0000 齿间载荷分配系数 K= 1.2538 齿向载分布系数 K= 1.0891 载荷系数 K = 1.7615 功率 P = 2.3531 kw 主动轮转数 n = 219.4523 r/min 3. 主动轮转矩 T T = 102400.980 N*mm 4. 弹性系数 ZE ZE = 189.8000 (MPa)0.5 5. 节点区域系数 ZH ZH = 2.4541 6. 重合度系数 Z Z = 0.7754 7. 螺旋角系数 Z Z= 0.9871 8. 许用接触应力H 接触疲劳极

14、限 Hlim 主动轮hlim = 609.5000 MPa 从动轮hlim = 573.5000 MPa 接触安全系数 SH = 1.0000 总工作时间 th = 48000.00 h 应力循环次数 N 主动轮 N = 632022587.79 从动轮 N = 222543164.71 接触寿命系数 ZN 主动轮 ZN = 1.0000 从动轮 ZN = 1.0000 许用接触应力 H 主动轮 H = 609.5000 MPa 从动轮 H = 573.5000 MPa 9. 主动轮分度圆直径 d 主动轮 d = 57.3358 mm 10.验算圆周速度 v = 0.6588 m/s 11.修

15、正主动轮分度圆直径 修正后 Kv = 1.0281 修正后分度圆直径 d = 57.2639 mm 修正后 K = 1.7549 12.确定传动尺寸 中心距计算值 a0 = 123.1565 mm 标准模数 Mn = 2.50 mm 实际中心距 a = 123.0000 mm 螺旋角 = 12.6804 真实主,从动轮分度圆直径 d 主动轮 d = 64.0625 mm 从动轮 d = 181.9375 mm 齿宽 b 主动轮 b = 70.00 mm 从动轮 b = 65.00 mm 从动轮齿顶圆直径 da da = 186.9375 mm(二)齿根弯曲疲劳强度验算 1. 齿形系数 YFa

16、主动轮当量齿数 Zv = 26.9223 从动轮当量齿数 Zv = 76.4592 主动轮 YFa = 2.6193 从动轮 YFa = 2.2257 2. 应力修正系数 YSa 主动轮 YSa = 1.5972 从动轮 YSa = 1.7609 3. 重合度系数 Y Y = 0.7009 4. 螺旋角系数 Y Y = 0.8059 5. 许用弯曲应力 F 弯曲疲劳极限 Flim 主动轮 Flim = 416.5000 MPa 从动轮 Flim = 404.5000 MPa 弯曲安全系数 SF SF = 1.0000 尺寸系数 Yx Yx = 1.0000 弯曲寿命系数 YN 主动轮 YN =

17、 1.0000 从动轮 YN = 1.0000 许用弯曲应力 F 主动轮 F = 416.5000 MPa 从动轮 F = 404.5000 MPa 6. 验算 计算弯曲应力 主动轮 F = 81.5864 MPa 从动轮 F = 76.4323 MPa 主,从动轮弯曲疲劳强度足够四、高速轴设计计算 * * * * 输入数据 * * * * * * * * 计算结果 * * * *(一)选择轴的材料 钢的牌号为 : 45 强度极限 B = 560.0000 MPa 脉动循环许用弯曲应力 0 b = 87.0000 MPa 对称循环许用弯曲应力 -1b = 51.0000 MPa(二)轴上的载荷

18、 扭矩 T = 32778.826 N*mm 齿轮 1 分度圆直径 d1 = 42.4421 mm 齿轮 1 螺旋角 = 8.2771 齿轮 1 圆周力 Ft1 = 1544.637 N 齿轮 1 径向力 Fr1 = 568.120 N 齿轮 1 轴向力 Fa1 = 224.709 N 大带轮轴压力 Q = 765.099 N 高速轴轴向力 FA = 224.709 N 指向右为正,指向左为负(三)按许用弯曲应力计算 1.水平面H内 (1)轴的受力简图 Q Rh1 Fr1 Rh2 - Fa1 | L1 | L2 | L3 | |-|-|-| 88.50 mm 139.00 mm 56.50 m

19、m 点水平面支反力 Rh1 = 971.652 N 点水平面支反力 Rh2 = 774.673 N (2)各点水平面弯矩Mh 点 Mh1 = 0.000 N*mm 点 Mh2 = -67711.293 N*mm 点左端面 Mh41= -39000.453 N*mm 点右端面 Mh42= -43769.005 N*mm 点 Mh5 = 0.000 N*mm 2.垂直面 V 内 (1)轴的受力简图 Rv1 Ft1 Rv2 - | L1 | L2 | L3 | |-|-|-| 88.50 mm 139.00 mm 56.50 mm 点垂直面支反力 Rv1= 446.404 N 点垂直面支反力 Rv2

20、= 1098.233 N 点合成支反力 R1 = 1069.292 N 点合成支反力 R2 = 1343.962 N (2)各点垂直面弯矩Mv 点 Mv1 = 0.000 N*mm 点 Mv2 = 0.000 N*mm 点 Mv4 = 62050.168 N*mm 点 Mv5 = 0.000 N*mm 3.各点合成弯矩M 点 M1 = 0.000 N*mm 点 M2 = 67711.293 N*mm 点左端面 M41= 73288.872 N*mm 点右端面 M42= 75933.847 N*mm 点 M5 = 0.000 N*mm 4.各点扭矩T 应力修正系数 = 0.5862 扭矩 T =

21、 19215.174 N*mm 点 T1 = 19215.174 N*mm 点 T2 = 19215.174 N*mm 点左端面 T41= 19215.174 N*mm 点右端面 T42= 0.000 N*mm 点 T5 = 0.000 N*mm 5.各点当量弯矩Me 点 Me1 = 19215.174 N*mm 点 Me2 = 70384.957 N*mm 点左端面 Me41= 75765.966 N*mm 点右端面 Me42= 75933.847 N*mm 点 Me5 = 0.000 N*mm 6.求各点直径d 点 d1 = 15.5605 mm 点 d2 = 23.9867 mm 点左端

22、面 d41 = 24.5830 mm 点右端面 d42 = 24.6011 mm 点 d5 = 0.0000 mm 7.轴的结构化(草图) - 各轴段结构化尺寸 点(装大带轮) d1 = 28.00 mm 点(装左轴承) d2 = 35.00 mm 点(装右轴承) d5 = 35.00 mm(四)普通平键选择 轴径 d = 28.00 mm 键长计算值 L0 = 45.0000 mm 转矩 T = 32778.826 N*mm 键的型式 : A 键高 h = 7.00 mm 键宽 b = 8.00 mm 键长 L = 56.00 mm 轴槽深度 t = 4.00 mm 许用挤压应力 p = 1

23、00.0000 MPa 计算挤压应力p = 13.9366 MPa 键强度满足要求五、中间轴设计计算 * * * * 输入数据 * * * * * * * * 计算结果 * * * *(一)选择轴的材料 钢的牌号为 : 45 强度极限 B = 560.0000 MPa 脉动循环许用弯曲应力 0 b = 87.0000 MPa 对称循环许用弯曲应力 -1b = 51.0000 MPa(二)轴上的载荷 扭矩 T = 102400.980 N*mm 齿轮 2 分度圆直径 d2 = 149.5579 mm 齿轮 3 分度圆直径 d3 = 64.0625 mm 齿轮 2 螺旋角 = 8.2771 齿轮 3 螺旋角 = 12.6804 齿轮 2 圆周力 Ft2 = 1369.382 N 齿轮 2 径向力 Fr2 = 503.661 N 齿轮 2 轴向力 Fa2 = 199.213 N 齿轮 3 圆周力 Ft3 = 3196.909 N 齿轮 3 径向力 Fr3 = 1192.669 N 齿轮 3 轴向力 Fa3 = 719.304 N 中间轴轴向力 FA = 520.091 N 指向右为正,指向左为负(三)按许用弯曲应力计算 1.水平面 H 内 (