圆柱圆锥齿轮减速机设计计算资料1.docx
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圆柱圆锥齿轮减速机设计计算资料1.docx
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圆柱圆锥齿轮减速机设计计算资料1
计算内容
计算结果
二:
效率的计算
根据表2-2机械传动效率概略数值得:
η2=0.99
一对圆锥滚子轴承的效率η3=0.98
一对球轴承的效率η4=0.99
闭式直齿圆锥齿传动效率η5=0.95
闭式直齿圆柱齿传动效率η6=0.97
b.总效率η=η1η22η33η4η5η6=0.96×0.992×0.983×0.99×0.95×0.97=0.808
c.所需电动机的输出功率Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw
三:
动力参数的计算
1.分配传动比
(1)总传动比i=12
(2)各级传动比:
直齿轮圆锥齿轮传动比i12=3
直齿轮圆柱齿轮传动比i34=4
(3)实际总传动比i实=i12i34=3×4=12
(Δi=0.021﹤0.05,故传动比满足要求满足要求。
)
2.各轴的转速(各轴的标号均已在图1.1中标出)
n0=500min,n1=n0=500r/min,n2=n1/i12=166.667r/min,n3=n2/i34=41.67r/min,n4=n3=41.67r/min
3.各轴的功率
η=0.808
Pr=3kw
i=12
i12=3
i23=4
n0=960r/min
n1=960r/min
n2=303.67r/min
n3=63.829r/min
n4=63.829r/min
计算内容
计算结果
p0=pr=3kw,p1=p0η2=2.970kw,p2=p1η4η3=2.965kw,p3=p2η5η3=2.628kw,p4=p3η2η3=2.550kw
4.各轴的转矩,由式:
T=9.55Pi/ni可得:
T0=57.3N·m,T1=56.727N·m,T2=424.734N·m
T3=602.289N·m,T4=584.413N·m
四,传动零件的设计计算
1.闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算
a.选材:
小齿轮材料选用45号钢,调质处理,HB=217~255,
σHP1=580Mpa,σFmin1=220Mpa
大齿轮材料选用45号钢,正火处理,HB=162~217,
σHP2=560Mpa,σFmin2=210Mpa
b.由参考文献[2](以下简称[2])式(5—33),计算应力循环次数N:
N1=60njL=60×500×1×8×11×250=6.6×108
N2=N1/i2=6.6×10/3=2.2×108
查图10.27,ZN1=1.0,ZN2=1.12,由式(5—29)得
ZX1=ZX2=1.0,取SHmin=1.0,ZW=1.0,ZLVR=0.92,
∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6Mpa,
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.12×0.92=577Mpa
∵[σH]1>[σH]2,∴计算取[σH]=[σH]2=533.6Mpa
c.按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计):
取齿数Z1=21,则Z2=Z1i12=21×3=63,取Z2=63
∵实际传动比u=Z2/Z1=63/21=3,且u=tanδ2=cotδ1,
∴δ2=71.5651,δ1=18.4349,
则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1=21/cos18.4349=22,zm2=z2/cosδ2=63/cos71.5651=199.22
p0=3kw
p1=2.970kw
p2=2.965kw
p3=2.628kw
p4=2.550kw
T0=57.3N·m
T1=56.727N·m
T2=424.734N·m
T3=602.289N·m
T4=584.413N·m
σHP1=580Mpa,
σFmin1=220Mpa
σHP2=560Mpa,
σFmin2=210Mpa
[σH]=533.6Mpa
圆锥齿轮参数
Z1=21
Z2=63
δ1=18.4349。
δ2=71.56515
计算内容
计算结果
由[2]图10.26得
YFa=2.8,Ysa=1.55,YFa2=2.23,Ysa2=1.81
ZH=√2/(cos20×sina20)=2.5
由[2]表11-5有ZE=189.8,取Kt·Z=1.1,由[2]取K=1.4
又∵T1=56.727N·m,u=3,фR=0.3
由[2]式10.47计算小齿轮大端模数
m≥3√4T1YFaYsa/фRZ[σF](1-0.5фR)2√u2+1}
将各值代得m≥2.664
由[2]表10.17,m=3mm
d.齿轮参数计算:
大端分度圆直径d1=mz1=3×21=63㎜,d2=mz2=3×63=189㎜
齿顶圆直径da1=d1+2mcosδ1=63+6cos18.4349=68.692㎜,
da2=d2+2mcosδ2=189+6cos71.5651=190.897㎜
齿根圆直径df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos18.4349
=56.169㎜
df2=d2-2.4mcosδ2=189-7.2×cos71.5651=186.723㎜
齿轮锥距R=1/2√d12+d22=99.612,
大端圆周速度v=∏d1n1/60000=3.14×63×500/60000=1.649m/s,
齿宽b=RфR=0.3×99.612=99.61
由[2]表5-6,选齿轮精度为8级
由[1]表4.10-2得Δ1=(0.1~0.2)R
=(0.1~0.2)305.500=30.05~60.1㎜
取Δ1=10㎜,Δ2=14㎜,c=10㎜
轮宽L1=(0.1~0.2)d1=(0.1~0.2)93=12.4㎜
L2=(0.1~0.2)d2=(0.1~0.2)×291=39㎜
e.验算齿面接触疲劳强度:
按[2]式5-53
σH=4.98ZE/1-0.5фR√KT1/4Rd13u,代入各值得
圆锥齿轮参数
m=3㎜
d1=63㎜
d2=189㎜
da1=68.692㎜
da2=190.897mm
df1=56.194㎜
df2=186.723㎜
R=99.612㎜
v=1.694m/s
b=99.61㎜
Δ1=10㎜
Δ2=14㎜
c=10㎜
L1=12.4㎜
L2=39㎜
计算内容
计算结果
σH=7.5673﹤[σH]=533.6Mpa
∴小齿轮满足接触疲劳强度,且大齿轮比小齿轮接触强度高,故齿轮满足接触强度条件
f.齿轮弯曲疲劳强度校核:
按[2]式5-55
由[2]图10.26得
YN1=YN2=1.0,
由[2]式5-32及m=2﹤5㎜,得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0,SFmin=1.4,由[2]式5-31计算许用弯曲应力:
[σF1]=σFmin1YFa1Ysa1YST/SFmin=220×2.0/1.4=314.29Mpa
[σF2]=σFmin2YFa2Ysa2YST/SFmin=210×2.0/1.4=300Mpa
∵[σF1]﹥[σF2],∴[σF]=[σF2]=300Mpa
由[2]式10.46计算齿跟弯曲应力
σF1=4KT1YFa1Ysa1/4R(1-0.5фR)2Z12m3√u2+1=1.51﹤300Mpa
σF2=4KT1YFa1Ysa1/4R(1-0.5фR)2Z12m3√u2+1=1.41﹤300Mpa
∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
2.闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算
a.选材:
小齿轮材料选用45号钢,调质处理,HB=217~255,
σHP1=580Mpa,σFmin1=220Mpa
大齿轮材料选用45号钢,正火处理,HB=162~217,
σHP2=560Mpa,σFmin2=210Mpa
b.由参考文献[2](以下简称[2])式(5—33),计算应力循环次数N:
N1=60njL=60×500×1×8×11×250=6.6×108N2=N1/i34=6.6×10/3=1.65×10
查图10.27得
ZN1=1.05,ZN2=1.16,由式10.13得
ZX1=ZX2=1.0,取SHmin=1.0,ZW=1.0,ZLVR=0.92,
[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28MPa
[σH]=533.6Mpa
[σF]=300Mpa
σHP1=580Mpa
σFmin1=220Mpa
σHP2=560Mpa
σFmin2=210Mpa
计算内容
计算结果
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63MPa
∵[σH]1>[σH]2,∴计算取[σH]=[σH]2=560.28Mpa
c.按齿面接触强度计算中心距(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计):
∵u=i34=4,фa=0.4,
ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200·sin200=2.5
且由[2]表11-5有ZE=189.8,取Kt·Z=1.1
∴[2]式5-18计算中心距:
a≥(1+u)√KT1(ZEZHZε/[σH])2/(2uφa)=5×√1.1×86955×2.5×189.8/(2×4×0.4×560.28)=147.61㎜
由[1]表4.2-10圆整取a=160㎜
d.齿轮参数设计:
m=(0.007~0.02)a=180(0.007~0.02)=1.26~3.6㎜
查[2]表5-7取m=2㎜
齿数Z1=2a/m(1+u)=2×160/2(1+4)=32
Z2=uZ1=4×32=128取Z2=128
则实际传动比i=149/31=4
分度圆直径d1=mz1=2×32=64㎜,d2=mz2=2×128=256㎜
齿顶圆直径da1=d1+2m=68㎜,da2=d2+2m=260㎜
齿基圆直径db1=d1cosα=64×cos20o=60.14㎜
db2=d2cosα=256×cos20o=240.56㎜
齿根圆直径df1=d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜
df2=d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜
圆周速度v=∏d1n2/60×103
=3.14×256×63.829/60×103=1.113m/s,
中心距a=(d1+d2)/2=160㎜
齿宽b=aΦa=0.4×160=64㎜
由[2]表5-6,选齿轮精度为8级
[σH]=560.28Mpa
圆柱齿轮参数
m=2㎜
Z1=32
Z2=128
d1=64㎜
d2=256㎜
da1=8㎜
da2=260㎜
db1=60.14㎜
db2=240.56㎜
df1=59㎜
df2=251㎜
v=1.113m/s
a=160㎜
b=64㎜
计算内容
计算结果
e.验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由[2]表5-3,取KA=1.0;由[2]图5-4(d),按8级精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144,得Kv=1.03;由[2]表5-3得Ka=1.2;由[2]图5-7和b/d1=72/60=1.2,得KB
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