Sf1.35
1.6KTcosP1.75叮.676260"os11.19o“r—
▽F1=2=2汉2.81汉1.56=54.99£[<^片]
bm2Z146x2.52x20
Yf2Ys2匕确ccy2.16x1.91.--
▽f2=°^1=54.99K=51.75<[0^2]
YF1YS11.56X2.81
4.计算齿轮的几何尺寸
端面模数mt==25_=2.548mm
cosPcos11.19
齿根高hf=(吐+c)mn=1.25g=1.25^2.5=3.125mm
齿顶咼ha=mn=2.5mm
分度圆直径d^—q=汉20=50.97mm
cosPcos11.19
mn2.5
d2=—化="11=282.88mm
cos卩cos11.19
齿顶圆直径da1=d
da2=d2+2ha=282.88十2汉2.5=287.88mm
齿根圆直径df1=d1—2hf=50.97—2汉3.125=44.72mm
d2=282.88mmb2=46
d=54mm
[crFi]=170.39Mpa
[o>2]=133.33Mpa
mt=2.548mm
df2=d2-2hf=282.88-23.125=276.63mm
B.低速级斜齿圆柱齿轮的计算
1.选择材料,热处理方式和公差等级
大齿轮选用45钢,正火处理,齿面坚硬度为210HBS
小齿轮选用45钢,调制处理,齿面坚硬度为240HBS选用8级精度
2.初步计算传动的主要尺寸。
因为是软齿面闭式传动,故按齿数面接触疲劳强度计算。
其设计公式为
di=3
(3.込)2心(计i)
[6]di
①小齿轮传递转矩为T3二585020N
2由机械设计基础(R22)可以查出载荷系数,因工作中有中等级冲
击,故载荷系数k=1.75
3由机械设计基础(R23)表7-7查得:
d=0.8
4由机械设计基础(P,23)表7-7查得材料弹性系数Ze=189.8
5初选压力角为一:
=11°
6齿数比i2=4.4
⑦初选齿数Z1=25贝UZ2=i2Z1=4.425=110
8由机械设计基础(Re)查得二Hiim1=540Mpa二屮阮=590Mpa
9许用接触应力可用以下公式计算
[J]
ZNHlim
hf=3.125mm
ha=2.5mm
d1=50.97mm
d2=282.88mm
da1=55.97mm
da2=287.88mmdf1=44.72mmdf2=276.63mm
N=60njLn=60257.1413002815%10=1.12108
由表7-24查得寿命系数ZN3=1.14ZN4=1.2由表7-5取安全
系数Sh=1.0则小齿轮许用接触应力为
[鲁“乩詁」14590=672.6Mpa
Sh
取[;“4]=648Mpa初算小齿轮的分度圆直径得
[二H4]=672.6Mp
2.
齿宽b=dd3=0.876.29=61.03取b4=61
0=b2(5~10)mm取b3=69
①KT,mn同前
③由机械设计基础(P,24)表7-9查得
齿形系数YF3=2.65,YF4=2.14应力修正系数YS3=1.59,YS4741
d3二76.29mm
确定几何尺寸
d4二355mm
b4二61
b3二69
4由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲
;「Fiim3=190Mpa,;「Fiim4=160Mpa
5许用弯曲应力[“]=丫汗讪
Sf
6由图7-25查得寿命系数Yn3二Yn2=1由表7-5可以查出安全系数
7
SF-1.35故:
4.计算齿轮的几何尺寸
da4二d42ha=335.736=341.71mm
齿根圆直径df3二d3-2hf=76.29-23.7^68.19mm
df4=d4-2hf=335.71-23.75=328.21mm
n开式齿轮的设计
1.选定齿轮类型精度等级,材料及齿数。
1按传动设计的方案选用直齿圆柱齿轮传动
2卷扬机一般工作机,速度不高可以选用8级精度
3材料选择大齿轮用45钢硬度40-50HRC小齿轮材料为40Cr并经调
制处理级表面淬火选择齿数Z5=20大齿轮选择Z55=100
2.由资料计算应力循环次数
N5
N6
Yn5
=60n5pLh=6058.442508215%10=2.1038107
N56
5=3.50610
in5
=1,Yn6=1.2
3.计算弯曲疲劳许用应力
取SF=1.6得
绻5~Flim
F飞厂
绻6;-Flim冋62—SF—
1260
"_1.6_
1.2320
270Mpa
1.6
=162.5Mpa
ha=3mmh=6.75mm
da3=82.29mm
da4=341.71mmdf3二68.19mm
df4二328.21mm
取载荷系数k=1.7
查得齿形系数级应力校正系数
Yf5=2.81,Yf6=2.81Ys5=1.56,Ys6=1.80
YfYs
4.计算大小齿轮的二S并比较
5YS5
[J]
YF6YS6
[二6]
2・81「56“026976
162.5
2・81「80“014533
270
YfYsYfYs
EE故小齿轮大
5.
由资料选取齿宽级数d=0.4
[二F5]=162.5Mpa[;「F6]=270Mpa
6.
8.
m「2仃585020O'014533£6532取6mm
分度圆直径
0.4202
d5=Z5m=205=120mmd6=Z6m=1006=600mm
d二七出5=0.4120=48mmb6=巒dl_d6=240mm
中心距
d5+d6720+600
a===360mm
22
in斜齿圆柱齿轮上作用计算
1.高速轴齿轮传动的作用力
1已知条件高速轴传递的转矩T,=26260NM转速n,=1440r/min
咼速齿轮的螺旋角:
=11.19,小齿轮左旋,大齿轮右旋,
2.低速轴齿轮传动的作用
①已知条件中间轴传递的转矩T1=141.24NM转速n2=257.14r/min
低速齿轮的螺旋角]=10.58°为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分,低速级的小齿轮为右旋大齿轮左旋。
小齿轮的
分度圆直径d3=76.29mm
③齿轮4的作用
从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等,作用方向相反。
五、中间轴的设计与计算
1.已知条件:
中间轴传递的功率P2=3.803kw转速n3=257.14r/min齿
轮分度圆直径d2=282.88mmd3=76.29mm齿宽b2=46mm
b3=69mm
2.
Ft3=3702.71N
乓=1370.98N
Fa3=691.61N
Fn3=4008.49N
选择轴的材料
因传递的功率不打,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表7-4选用
的材料45钢调制
3.初算轴径
查表13-1(P264)得c=107~118考虑轴端不受转矩,只受少量的弯矩,
故取较小值c=110则dmin=C3=110乂寸3.803=27mm
Yn3V257.14
4.结构设计
1轴的结构构想图。
1
2轴承的选择及轴段5的设计
b2二46mm
b3二69mm
该段轴上安装轴承,其审计应与轴承的选择同步,考虑齿轮有轴向力存在,选用角接触球轴承,轴段1,5上安装轴承,其直径即应便于轴承安装,又应符合轴承安装,又应符合轴承内径系列,暂时取7206c经过盐酸,轴承7260c不能满足减速器的预期寿命要求,则改变直径系列,取7207c进行设计计算,由表13-4得轴承内径d=35mm外径
D=72mm宽度B=17mm定位轴肩直径da=42mm外径定位直径
Da=65mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7故
dj=35mm
dmin=27mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则d5=35mm
3a.轴段2和轴段4的设计
轴段2上安装齿轮3,轴段4上安装齿轮。
为方便齿轮的安装,
d2和d4分别略大于d1和d5,可初定d2=d4=47
b.齿轮2轮毂宽度范围(1.2~1.5)d^(42~52.5)mm,取其轮毂宽度
与齿轮宽度d=46相等左端采用轴肩定位,右端采用套筒固定,
由于齿轮3的直径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度b3=61mm采用套筒定位。
为是套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段2与轴段4的长度应比相应的齿轮的宽度略短,故取L4二44mm,L^63
c.轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为
(0.07~0.1)d2=(3.29~4.7)mm其高度为4mm故d3=55
齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均为冷=10mm齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm则箱体内壁之间的距离为
d+b246+54
BX=2冷Ib312=2101069149mm
22
齿轮2的右端面与箱体内壁距离为
1吩讥1046=14mm
22
则轴段3的长度为L3=厶3=10mm
d.轴段1及轴段5的长度。
轴承内端面距离箱体内壁的距离取
:
=12mm中间轴上两个齿轮的固定均由当油环完成。
则轴段1的长度为J二B:
^17121042mm
轴段5的程度为L5=B亠;亠J*2=17•12•14•2二45mm
e.轴上力作用点的距离,轴承反作用力的距离点,距离轴承外圈大
断面的距离
a3=15.7mm
b3-a3-3=4269-15.7-3=57.8mm
22
67.2mm
22
在水平面上
d2d3
Ft2b-Ft3(l2+打)-Fa2°—Fd3
-,,,22
282.8876.29
1030.4X61.8—3702.71(67.2+61.8)—203.84疋-691.61汉
L5=45mm
F1=—2511.685N
FR2=1523.015N
57.8+67.2+61.8
=-2511.685N
Fr2=Fr2—FR1—Fr3=382.31—(—2511.685)—1370.98=1523.015N
在垂直平面上
FFt3(l2+I3)*Ft2l2
3702.71(67.2+61.8)+1030.41汉67.2
-57.8+67.2+61.8
=2929.6N
Fr2v=Ft3+Ft2—FR1v=3702.71+1030.41—2927.6=1805.52N
轴承的总支撑反力为
Fr1=JfR2h+fR1v=“2511.6852十2927.62=3857.38N
FR2=JfR2h+F^=j1523.0152+1805.522=2362.1N
③画弯矩图
MaH=FR1Hh=2511.685汉57.8=—145175Nmm
M'aH=MaH+Fa3虫=145175+691.61汉=—118793.54Nmm22
M'bH=FR2hI3=1523.015汉61.8=94122.327Nmm
d2282.88
MbH=M'bH一£2」=94122.327—203.84沃=65291.974Nmm
22
Mav=FR1vh=2927.6汉57.8=169215.25Nmm
Mbv=FR2nb=1805.52汇61.8=111581.136Nmm
Ma=Jm;h+M;=J1451752十1692152=222956Nmm
M'a
'aHM'av
=118793.54216921/=206750.14N