二级圆柱齿轮减速器解析

1机械工程学院课程设计二级圆柱齿轮减速器前言第三、进展机械设计根本技能的训练，如计算、绘图、生疏和运用设计资料(手册、图册、标准和标准等)以及使用阅历数据，进展阅历估算和数据处理等。完成辩论。传动装置的总体设计比较和选择传动方案、选择电动机类型及功率选择电动机类型: 用Y系列电动机计算及说明结果确定电动机功率计算及说明结果22工作机的效率工作机的效率0.96w j传动装置中各局部的效率,查手册中表1-7 0.97齿弹性联轴器传动效率0.99联齿式联轴器传动效率0.99l滚子轴承传动效率 0.98球电动机至工作机之间传动装置的总效率联 滚子齿 滚子齿 滚子l0.990.980.970.980.970.990.980.960.8330.833工作机所需功率P wF 8.12kW1000wP 8.12kWw所需电动机功率P Pw9.74kWdP 9.74kWd确定电动机转速Y160M-411kW，满载转1460r/min,电机级数：4 60000V

600001.7由 D

w,得nw

72.173r/min。3.14450计算总传动比和安排各级传动比m传动装置的总传动比要求为inmnw

146073

20式中：n

—电动机满载转速,r/min.mi一般推举开放式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比i1

(1.3~1.5)i

,取i1

5,i2

4.2计算传动装置运动和动力参数21.各轴转速nnm

1460rminnn ni1nn n

1460 5 292rmin276 73rmin3 i 42式中:n—为电动机满载转速,r/min;nnn—分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速,r/min;m 1、2 32.各轴功率PP 9.64779kW1 d 01PP 9.17119kW2 112PP3 2 23

8.71813kW式中:P—为电动机输出功率,KW;dP P、P

—分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率,KW；Ⅰ、Ⅱ Ⅲ3.各轴转矩T9550P n1 1

63.107NmT29550P2n2299.94816NmT39550P3n31094.9074NmT 9550pnw w

1062.27Nm传动零件的设计计算AutoCAD2023齿轮过程及结果如下：第一级齿轮传动设计计算输入数据如图：22工作模式设定如图：校核如图：第一级齿轮设计最终结果如下：计算及说明结果设计传递功率/kW:9.74523小轮最高转速/(r/min):1460.00小轮最大扭矩/(N.mm):63744.50预期工作寿命/h:38400第Ⅰ公差组精度(运动精度) :7第Ⅱ公差组精度(运动平稳性):7第Ⅲ公差组精度(接触精度) :7名义传动比 :5.00实际传动比 :5.00 i5使用系数 :1.10动载系数 :1.12接触强度齿间载荷安排系数:1.29接触强度齿向载荷分布系数:1.49弯曲强度齿间载荷安排系数:1.43弯曲强度齿向载荷分布系数:1.4166支承方式 :非对称支承传动方式 :闭式传动齿面粗糙度Rz /μm:3.20润滑油运动粘度V40/(mm^2/s):22.00小轮齿数z1 :17z=171b1/mm:68.00b=681小轮变位系数x1/mm:0.0000小轮分度圆直径/mm:68.00d=681齿轮法向模数mn /mm:4.00m=4n小轮计算接触应力 /MPa:448.47小轮接触疲乏许用应力/MPa:605.36小轮接触疲乏极限应力/MPa:730.00小轮计算弯曲应力 /MPa:50.57小轮弯曲疲乏许用应力/MPa:295.18小轮弯曲疲乏极限应力/MPa:275.00小轮材料及热处理方式 :合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 280.0040Cr大轮齿数z2 :85z=852中心距 /mm:204.000大轮齿宽b2 /mm:68.00b=682大轮变位系数x2 /mm:0.0000大轮分度圆直径 /mm:340.00d=3402大轮计算接触应力 /MPa:448.47大轮接触疲乏许用应力/MPa:473.78大轮接触疲乏极限应力/MPa:485.00大轮计算弯曲应力 /MPa:46.71大轮弯曲疲乏许用应力/MPa:210.44大轮弯曲疲乏极限应力/MPa:195.00大轮齿面硬度 /HBW :210.0066大轮材料及热处理方式:构造钢正火极限传递功率(kW):10.876134545输入数据如图：工作模式设定如图：校核如图：计算及说明结果i计算及说明结果i4设计传递功率/kW:9.17119小轮最高转速/(r/min):292.00小轮最大扭矩/(N.mm):299948.18预期工作寿命/h:38400第Ⅰ公差组精度(运动精度) :7第Ⅱ公差组精度(运动平稳性):7第Ⅲ公差组精度(接触精度) :7名义传动比 :4.00实际传动比 :4.00使用系数 :1.10动载系数 :1.07接触强度齿间载荷安排系数:1.28接触强度齿向载荷分布系数:1.51弯曲强度齿间载荷安排系数:1.42弯曲强度齿向载荷分布系数:1.4366支承方式 :非对称支承传动方式 :闭式传动齿面粗糙度Rz /μm:3.20润滑油运动粘度V40/(mm^2/s):22.00小轮齿数z1 :17z=171b1/mm:110.00b=1101小轮变位系数x1/mm:0.0000小轮分度圆直径齿轮法向模数mn/mm:/mm:110.506.50d=110.503m=6.5n小轮计算接触应力 /MPa:471.33小轮接触疲乏许用应力/MPa:595.63小轮接触疲乏极限应力/MPa:730.00小轮计算弯曲应力 /MPa:53.70小轮弯曲疲乏许用应力/MPa:258.79小轮弯曲疲乏极限应力/MPa:275.00小轮材料及热处理方式 :合金钢调质40Cr小轮齿面硬度/HV10 280.00大轮齿数z2 :68z=682中心距 /mm:276.250大轮齿宽b2 /mm:110.00b=1102大轮变位系数x2 /mm:0.0000大轮分度圆直径 /mm:442.00d=4424大轮计算接触应力 /MPa:471.33大轮接触疲乏许用应力/MPa:490.75大轮接触疲乏极限应力/MPa:485.00大轮计算弯曲应力 /MPa:49.26大轮弯曲疲乏许用应力/MPa:183.62大轮弯曲疲乏极限应力/MPa:195.00大轮齿面硬度/HBW :210.00大轮材料及热处理方式:构造钢正火极限传递功率4画装配草图(kW):9.942424.1454516.2,得各轴的最小直径分别为:P 9.64d C3 11023 1 n 14601d CP3d CP3n10239.17292Pd C 33 3n3

112 8.18250.35mm352.52式中:C为轴强度计算系数,40Cr和45钢所对应的系数分别为102和112。考虑到实际状况,可将这三轴的最小轴径定为22mm, 35mm和52mm。初选联轴器联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选减速器高速轴联接用的联轴器选用LT6联轴器Y4282 GB/T 43232023;减速器Y4082GY7联轴器Y48112J15084

GB/T 5843—2023。初选轴承6305,6308,6312。箱体尺寸计算名称符号具体数值名称符号具体数值箱座壁厚δ箱盖壁厚δ1箱盖凸缘厚度b1箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚度b2地脚螺钉直径df10mm10mm15mm15mm25mm24mm地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺钉直径d1盖与座联接螺钉直径d2d的间距2l轴承端盖螺钉直径d3视孔盖螺钉直径d4定位销直径d轴承旁凸台半径R118mm12mm150mm12mm10mm10mm24mm1齿轮端面与内箱壁距离Δ210mmddf 1 2C134\26\18df 2C228\16箱座肋厚m9mm大齿轮齿顶圆与内箱壁距离Δ14mm结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其构造形式如以下图所示:ABCABC921007294176减速器布局草图轴的校核计算低速轴校核计算低速轴构造和受力分析图如下:轴构造图Ⅰ轴构造图Ⅰ轴受力图R1

F8838.Nt4F t4

FR2”

1206.1NFF

FR2FR2水平面受力图 F 3464.3F

FR2”

1206.1N水平面弯矩图垂直面受力图

F””5761.F

541552

F R2R2合成弯矩图M合成弯矩图MM 2M2xy xzN.mmg)h)转矩图

T=1123236N3.mmT657504Nmm当量弯矩图657504当量弯矩图657504i)45B

650MPa,S

360MPa.轴的弯曲应力校核步齿轮Ⅳ所受的力:

计算及说明 结果F圆周力Ft4

d3

70FF

8838.2N

8838.2F tF F径向力Fr4

tan20 2tan203464.3Nt3 d3

F 3464.3N转矩 T3

T=1123236N.mm3计算支承反力水平面反力F ”

176Fr4F

2258.2 R1

” 2258.2FR1FFF” r4FFR2

94

F

270

R2”FF 176F”” t4 5761.2NR1 270

”” 5761.2F F F ””3077FFR2 t4

””8838.25761.23077N R2画轴弯矩图合成弯矩图,如g)图所示合成弯矩M MT=T3转矩图,见图h)许用应力

2M 2xy xz

1b

60MPa,0b

102.5MPa应力校正系数应力校正系数 60102.50.5850b画当量弯矩图当量转矩T0.5851123236657504NmmT657504Nmm当量弯:在齿轮Ⅳ中间处M” M2T2581667.8Nmm当量弯矩图,见图i)M”581667.8Nmm校核轴径轴径d30.1M”31b581667.80.16045.965mmd45.965mm经检验轴所用尺寸合格。合格。结果结果经过初步推断，截面Ⅰ的应力较大，并且较集中。因此，下面将对Ⅰ截面进展安全系数校核。45B650MPa，S360MPa。对称循环疲乏极限0.44 286MPaB0.44650286MPa1b 0.300.30650195MPa 195MPa11B脉动循环疲乏极限 1.72861.7486MPa0b486MPa0b 1.61.6195312MPa0312MPa01等效系数21b0b22864864860.18 0.180b 2 2195312 0.251 0 0.25 3120截面Ⅰ上的应力212270.8Nmm541552Nmm合成弯矩：M 581667.8NmmI

MI581667.8Nmm弯曲应力幅：

M

16.95MPa

16.95MPaa弯曲平均应力： m

W 0.1703

a 0mT扭转切应力：WT

112323.60.2703

1.64MPa

1.64MPaa扭转切应力幅和平均切应力：a有效应力集中系数

m2

0.82MPa

m

0.82MPar=3mm，由D/d1.1r/d3/800.0375和B650MPa1

tk 1.95,kt

1.24tk 1.95k1.24。t

0.92外表状态系数 由附录5查出0.92尺寸系数 由附录6查出0.73,0.72安全系数弯曲安全系数 设为无限寿命，kN1，由式16.5得

0.73,0.72s6.29k 1286ks N 1bkaa

1.8 16.95

6.29

m 0.920.73

s=64.85k 1195ksk

N 1 amss

1.24 1.640.250.730.920.726.2964.85

64.85

S=6.26>1.5[S]合格复合安全系数 s

6.261.5[s]2s2 s2

6.29264.852轴承验算

经检验轴所用尺寸合格。aa高速轴轴承验算r or C52.8KNC 31.8KNN8000r/min(脂润滑r or 计算及说明 结果轴承寿命计算经计算：F2TFt1 d

12608981804.4NF67.5 t21r1 t1 F Ftan20656.7r1 t1 水平受力分析:

r1R1 194r1

F203” r1

482.6NR2垂直面受力分析:

264 264

t1701804.470478.4NFR1 264 264FR2 t1 F ””FF ””1804.4R2 t1 F左边轴承径向力Fr1

174.12478.42

509N

509NFFr1FFr1F右边轴承径向力Fr2

482.62132621411N118..8fd1.2X1Y01

1.222

f(XF

)1.2(1509)610.8N

P610.8Nr1d12Pfd(r1d12

)1.2114111693.2N

P1693.2N2根本额定寿命2P1

P,所以只需要对该轴右边的轴承进展寿命校核：2L10h2

106 Cr( 60n P2

106 52800 ( 601460 1693.2

346456h8年

Lh101

346156h故高速级轴承满足寿命要求。故高速级轴承满足寿命要求。当量静载荷P0r1Fr1509NP0r2Fr21411N安全系数S 正常使用圆柱滚子轴承，查表18.14，得S020P0r1509NP0r21411N计算额定静载荷 C0r1SP0 0r125091018NC0rS 20C0r2SP0 0r2214112822NC0rC0r11018NC0r许用转速验算C0r22822NC0r1P1C640.80.01218.19，得f111r152800由P2C1693.2528000.032，查图18.19，得f 1f 11112r2f 112N1f11N0180008000N2f12N0180008000均大于工作转速1460r/min。N8000r/min1N28000r/min检验结果该轴承合格。合格结果结果轴承寿命计算左边轴承径向力F r11829.325026.625394NF 5394N右边轴承径向力F r2228.726292669.3Nr1F 669.3Nr2冲击载荷系数，查表18..8得f 1df 1dX1，Y0PfXF)153945394N1dr1P5394NP2fd(XFr2)1669.3669.3N根本额定寿命1P2669.3N查«机械设计手册»第查«机械设计手册»第676-2，得Cr51.5kN51500N，C 53KN。因P P0r1 2，只计算左边轴承：L h1061060n P( )3Cr10660194(515005349)37.6104h8年2故中速级轴承满足寿命要求。L h7.6104h10轴承载荷计算当量静载荷P F0r1r15349NP 5349NP F0r10r2r2669.3NP 669.3N0r20计算额定静载荷 C0r1SP0 0r12534910698NC0rC 10698NCC0r2SP0 0r22669.31338.6NC0r10r0rC0r21338.6NC0r许用转速验算1P1C53490.1,查图18.19，得f110.96r151500f 0.9611P2C669.30.013，查图18.19，得f 1f 112r25150012许用转速N N1f11N00.9670006720N fN 6720r/min1212 0N 170007000N 7000r/min2均大于工作转速194r/min。经检验该轴承合格。合格。结果结果轴承寿命计算左边轴承径向力F r12258.225761.22F 6187.96Nr1右边轴承径向力F F 3304.94Nr2r21206.12307723304.94N18..8fd1.1r1X1Yr1

f1.1P1

f(XFd1dd1

2Pf(X2d

)1.113304.943635.43N

P6806.76N12根本额定寿命12

P3635.43N2P21

P,所以只需要对该轴左边的轴承进展寿命校核：2666-1，得Cr81.8KN81800N。L10h1

106 Cr( 60n P1

106 81800 ( 6073 6806.76

396245h384008年轴承载荷计算当量静载荷

L10h1

396245h0r1 r1P F 0r1 r1FP0rF

3304.94N

P0r1

6187.96N0

18.14，得S0

P0r2

3304.94NC=51.8kN00r0计算额定静载荷 C0r1

SP0

1.86187.9611138.33NC0r

S 1.8许用转速验算

C0r2

SP0

1.83304.945948.89NC0r

C C0r1 0rC Cf1

P1Cr1C

6806.7681800

0.08318.19f

0r2 0rP211C11

3635.4381800

0.04418.19，得f

f 0.98r21 11 许用转速N Nf N 0.9850004900r/1 11

f12121N f21

12N0

150005000r/min

N4900r/min均远远大于工作转速73r/min。校验结果 该轴承合格。

N 5000r/min2合格2键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的选择和计算22mm4-1①，可知d22~30mm时可选用键87708mm7mm，键长l70mm。键的接触长度llb701060mm。p35[]130MPa。p

87.348Nm，hh4mm，2 2T1

287.348

[

]，符合要求。p dhl 22460109 p键标记：键8770 GB10962023。材料选用45钢。中间轴与大齿轮键联接的选择和计算中间轴与大齿轮键联接的轴的直径为48mm，4-1，可知当d44~50mm时可选用键1498014mm9mm，80mm。p45[]130MPa，则此联接所能传递的转矩为：ppp4

]19424813