传动比口总=门电机/n卷筒=1380/(26.526-1.326)
即49.55空u总一54.76
总、
取u总=54.76
单级传动比u取3至5
故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计,每级传动比大概为4,分配各级传动比:
Ui=4,U2=3.7,U3=3.7
(2)运动及动力参数的计算
计算各轴的转速:
0轴:
no=n电机=1380r/min
I轴:
ni=1380r/min
n轴:
nn=345r/min
川轴:
nm=93.243r/min
"轴:
nw=25.2r/min
V轴:
nv=25.2r/min
计算各轴的输入功率:
0轴:
R=1.0537kw
I轴:
Pi=Poi与电机=1.032626kw
n轴:
Pn=Pi口与]=1.012kW
川轴:
Pm=Pnm与n=0.99186kw
"轴:
皿=Pm输出轴与m=0.972kw
V轴:
Pv=Pw筒与输出轴=0.93312kw
计算各轴的输入转矩:
0轴:
To=9.55X106P0=7291.9Nmm
n。
I轴:
「=9.55X106=7146.07Nmm
n轴:
T2=9.55X106P^=28013.3Nmmn?
川轴:
Ts=9.55X106P3=101586.5887Nmm
n3
"轴:
T4=9.55X106Pi=368345.2913Nmm
门4
V轴:
6P5
T5=9.55X10匕=353611.4797Nmm
门5
现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中,具体见表
运动和动力参数表
轴名
功率P(W)
转速(r/min)
转距(Nmm)
传动比U
效率“
0轴
1.0537
1380
7291.9
I轴
1.032626
1380
7146.07
1
0.98
n轴
1.012
345
28013.3
4
0.99X0.99
川轴
0.99186
93.243
101586.5887
3.7
0.99X0.99
"轴
0.972
25.2
368345.2913
3.7
0.99X0.99
V轴
0.93312
25.2
353611.4797
1
0.96
3齿轮的设计计算及校核
1)第一对齿轮的设计与校核
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器,速度不高,齿轮用7级精度即可。
(3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料
由[1]P191机械设计表10—1选取:
小齿轮材料为40Cr,HB1=280;
大齿轮材料为45号钢,HB2=240。
HB1—HB2=40,合适。
(4)选取小齿轮齿数Z1=20;大齿轮齿数Z2=uz1=80
(5)选取螺旋角。
初选螺旋角3=14°
按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。
2•按齿面接触疲劳强度设计
由强度计算公式总表查得设计公式为
(1)确定公式内的各计算数值
试选Kt=1•6
由图10-30选取区域系数Zh=2.433
由图10-26差得ynOFS,二2=0.87,则、=;=+、2=1.65
Tt=95.5X105P1/n1=95.5X10.1.032626/1380N•mm=7146.07N•mm
由[1]P205表10—7选取d=1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置)
由[1]P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa
由[1]P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为clim1=600MPa,
-lim2=550MPa。
由公式N=60njLh
N=60X1380X1X(3200)=2.6496X108
88
Na=N/u=2.6496X10/4=0.6624X10
图10-19查得接触疲劳强度Khn=0.90Khn2=0.95
计算接触疲劳应力
取失效概率为1%安全系数S=1
(2)计算
2Kt=(u±1)[ZEZ2
J.u
2)计算圆周速度
3)计算齿宽b及模数m
b=dd1=1x23.567mm=23.567mm
d1tcos:
23.567cos14
m=—==1.1433mm
Z120
计算齿宽与齿高之比b/h
齿高h=2.25mt=2.57mm
b/h=9.17
4)计算纵向重合度:
:
书=0.318dZ1tanB=1.5857
5)计算载荷系数
根据v=1.7m/s,7级精度,由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。
斜齿轮,由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系数Ka=1
由[1]P196表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时
Khb=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23x10-3b
将数据代入得&b=1.12+0.18x(1+0.6x12)x12+0.23X10-3x23.567=1.4134
由b/h=9.17,&b=1.4134,查图10-13得Kfb=1.3
故载荷系数
K=KKKiaKiB=1X1.05X1.4X1.4134=2.078
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
1/31/3
d1=d1t(K/Kt)=23.567X(2.078/1.6)=25.713mm
7)计算模数
20
m=d=25.713COS14=1.247^
Z1
3.按齿根弯曲强度的设计
由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为
2K「Y5S2YFaYsa
(1)确定计算参数
-FE1=500Mpa
1)由[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限•、二FE2=380MPa
2)
由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85Kfn2=0.88
=KFN1二FE1/S=303.57MPa
tF2=Kfn2;二feMS=238.86MPa
K=KK&a&B=1X1.05X1.4X1.3=1.911
6)计算当量齿数。
Zv1=-z-=-2^=21.894
cos-cos14
z280
Zv2=cos3一:
=COS有=87.574
7)查取齿形系数
由[1]P200表10-5可查得YFa1=2.72,沧=2.21
8)查取应力校正系数
由[1]P200表10-5知Ysa1=1.57,21.78
大齿轮的数值较大
(2)设计计算
YFalYSal/[「F1=0.0141
YFa2Ysa/L「f2=0.01647
的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而由齿面接触
疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度模数1.247,并近
似圆整为标准m=1.25。
按接触强度算得的分度圆直径d1=25.713mm,Z1=d1cos3/m=19.959,Z2=UZ1=79.837。
取乙=20,则Z2=UZ1=80
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
因:
值改变不多,故参数;一.,k-,zH等不必修正。
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d1=-Z1mn=25.999mmcos:
d2=-Z^m^=103.998mmcos:
(4)计算齿轮宽度b=°dd1=1X25.999=25.999mm
圆整后取IB?
=26mmB1=30mm
2)第二对齿轮的设计与校核
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器,速度不高,齿轮用7级精度即可。
(3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料
由[1]P191机械设计表10—1选取:
小齿轮材料为40Cr,HB3=280;
大齿轮材料为45号钢,HB4=240。
HB3-HB4=40,合适。
(4)选取小齿轮齿数Z3=20;大齿轮齿数Z4=uzi=74
(5)选取螺旋角。
初选螺旋角3=14°
按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。
2•按齿面接触疲劳强度设计
由强度计算公式总表查得设计公式为
(1)确定公式内的各计算数值
试选Kt=1•6
由图10-30选取区域系数ZH=2.433
由图10-26差得;一3=0.78,;一.4=0.87,贝则;一=;一3+;.4=1.65
55
T3=95.5X10F3/n3=95.5X10X1.012/345N•mm=28013.3N•mm
由[1]F205表10—7选取'd=1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置)
由[1]F201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MFa
由[1]F209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为二iim3=600MPa,
-iim4=550MPa。
由公式N=60njLh
N3=60X345X1X(3200)=6.624X107
N4=N/u=6.624X107/3.7=1.79X107
图10-19查得接触疲劳强度Khn=1.17Khn4=1.27
计算接触疲劳应力
取失效概率为1%安全系数S=1
L_,h3=Khn3•二1im3/S=1.17X600/1=702MPa.]=Khnv佃4/S=1.27X550=698.5MPa
702698.5
=700.25MPa
2
(2)计算
1)
计算小齿轮分度圆直径d3t代入[q中较小的值
d3t
2KtT3(u±1)ZEZ
2)计算圆周速度
叱3tn33.14汉31.0765汉345v岂3=0.56m/s
601000601000
3)计算齿宽b及模数m
b=dd3t=1X31.0765mm=31.0765mm
d3tcos131.0765cos14
m===1.508mm
Z320
计算齿宽与齿高之比b/h
齿高h=2.25mt=3.39mm
b/h=9.17
4)计算纵向重合度;■■=0.318dz3tanB=1.5857
5)计算载荷系数
根据v=0.56m/s,7级精度,由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.01。
斜齿轮,由[1]P195表10-3查得KHa3=&a4=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系数Ka=1
由[1]P196表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时
Khb=1.12+0.18(1+0.61)'6+0.23X10-'b
将数据代入得KHb=1.12+0.18X(1+0.6X12)X12+o.23X10-3X31.0765=1.4151由b/h=9.17,KHb=1.4151,查图10-13得Kfb=1.3
故载荷系数
K=KKVKHaKHB=1X1.01X1.4X1.4151=2
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
1/31/3
d3=d3t(K/Kt)=31.0765X(2/1.6)=33.476mm
7)计算模数
d3cos:
33.476cos14
m===1.624mm
Z320
3.按齿根弯曲强度的设计
由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为
|2KT3Ypcos2PYFaYsa
m>3szj,rJ
(2)确定计算参数
1)由[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE3=500Mpa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限-FE4=380MPa
2)由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.92Kfn4=0.98
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得
tF3=Kfn3二FE3/S=328.57MPa
.-乍4=Kfn4"_‘FE4/S=266MPa
4)计算载荷系数K
K=KK&aKFE=1X1.01X1.4X1.3=1.8382
6)
计算当量齿数
7)查取齿形系数
由[1]P200表10-5可查得YFa3=2.72,丫Fa4=2.22
8)查取应力校正系数
由[1]P200表10-5知Ysa^1.57,YSa4=1.77
9)计算大小齿轮的YFaYsa/^-f],并加以比较。
YFa3Ysa3/F3=0.013
YFa4Ysa4/L「F4=0.01477
大齿轮的数值较大
(2)设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而由齿面接触
疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度模数1.624,并近
似圆整为标准m=1.75。
取Z3=19。
贝UZ4=uZ3=71
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距a=(Z3+Z4)m/(2cos3)=81.16mm
将中心距圆整为82mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
2a282
因:
值改变不多,故参数k,zH等不必修正。
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d3=Z3mn=34.62mm
cos-
d4=Z^mn=l29.37mm
cos:
(4)计算齿轮宽度b二dd3=1X34.62=34.62mm
圆整后取B4=40mmB3=35mm
3)第三对齿轮的设计与校核
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器,速度不高,齿轮用7级精度即可。
(3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料
由[1]P191机械设计表10—1选取:
小齿轮材料为40Cr,HB5=280;
大齿轮材料为45号钢,HB6=240。
HB5-HB6=40,合适。
(4)选取小齿轮齿数Z5=20;大齿轮齿数Z6=UZ5=74
(5)选取螺旋角。
初选螺旋角3=14°
按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。
2•按齿面接触疲劳强度设计
由强度计算公式总表查得设计公式为
(1)确定公式内的各计算数值
试选Kt=1.6
由图10-30选取区域系数ZH=2.433
由图10-26差得5=0.78,;一.6=0.87,则;.=;.5+,6=1.65
55
T5=95.5X10P5/n5=95.5X10X0.9918/93.243N•mm=101586.5887N•mm
由[1]P205表10—7选取d=1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置)
由[1]P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa
由[1]P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为ciim5=600MPa,
匚iim6=550MPa。
由公式N=60njLh
2=60X93.243X1X(3200)=1.79X107
Nb=N/u=1.79X1073.7=0.484X107
图10-19查得接触疲劳强度Khn=1.27Khn6=1.39
计算接触疲劳应力
取失效概率为1%安全系数S=1
L_h5=Khn5•二lim5/S=1.27X600/1=762MPa.L_,H6=&N6;「欣/S=1.39X550=764.5MPa
1)计算小齿轮分度圆直径d5t代入[q中较小的值
d5t
严T(u±1”ZeZh
%匕u.■°H
321.6101586.5887
VV1.65
4.7
3.7
189&2.433)
i763.25丿
=45.08mm
2)计算圆周速度
3.1445.0893.243
=0.22m/s
3)计算齿宽b及模数m
b=dd5t=1x45.08mm=45.08mm
7)计算模数
3.按齿根弯曲强度的设计
由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为
(2)确定计算参数
大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE6=380MPa
2)由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn=0.98Kfn6=0.995
3)计算弯曲疲劳许用应力
4)计算载荷系数K
6)计算当量齿数
l;「F5=Kfn5;「FE5/S=350MPa
L_・f6=Kfn6;「fe6/S=270MPa
K=KKKFaK^=1X1.005X1.4X1.3=1.8291
7)查取齿形系数
由[1]P200表10-5可查得YFa5=2.72,YFa6=2.22
8)查取应力校正系数
由[1]P200表10-5知Ysa5=1.57,YSa6=1.77
9)计算大小齿轮的YFaYsa/[匚F],并加以比较。
YFa5Ysa5^tF5=0.0122
YFa6Ysa6/L「F]=0.01455
大齿轮的数值较大
(2)设计计算
0.01455=1.893mm
321.8291101586.58870.88cos214
V1X20^1.65
而由齿面接触
2.356,并近
Z6=UZ6=69.73。
的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度模数似圆整为标准m=2.5。
按接触强度算得的分度圆直径d5=48.56mm,Z5=d5cos3/m=18.85,
取Z5=19。
则Z6=uz5=71
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距a=(Z5+Z6)m/(2cos3)=115.94mm
将中心距圆整为116mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
:
=arccos(Z5Z6)mn(1971)2.5
-=arccos=arccos=14.11
2a256
因:
值改变不多,故参数:
.,k-,zH等不必修正。
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d5=Z5mn=48.95mmcos:
z6mn
d6==182.93mm
cos:
(4)计算齿轮宽度b=-dd5=1X48.95=48.95mm
圆整后取B6=55mmB5=50mm
4轴的设计及危险轴的校核
(1)轴w的设计与校核
(1)输出轴上的功率P,转速n,转矩T
功率P=0.972W转速n=25.2r/mi