| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ]B )nN':
znE1t%V
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw wKpB H}
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 7nT|yL?
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m b3%x&H<j
2、根据负载选择电动机。 ,;t:x|{%
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 +r!NR?^ m
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw I-^sJ@V;
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 U^KWRqt
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 _+48(Q F<
3、传动比分配： bdWdvd:
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 p K-tj
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 >fYcr #i0[
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 "a2|WKpD
~u$ cX1M
PR"x&JG@
n5C ,Z!)z
高速级锥齿轮设计计算： bIGcszWr
SY5}Bu#
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC OvT[JpV
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS we _CF*zj
nnn \
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m MxpAh<u!vF
按齿面接触强度初步估算： L'Cd` .yVO
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) aUNA`
L
载荷系数k=1.2 r5xm7- `c
齿数比u=i1=3 I8 !>7`L
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa h rSH)LbJ
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) }~W/NP_F
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm
ZY8.p
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 5 <k)tF%
则Z2=i1*Z1=19*3=57 .I~:j`K6
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" rSv,;v
60|PVsmDm
δ2=90°-δ1=71°33'54" Ee MKo
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm MUbKl X
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 0p.MH~mx
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm gd
* b0(
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm &ic'!h"
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm mTsyVji8
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ,ASNa^7/>
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ~8&->?{
dm1=2.125*57=124.125mm <5%*"v
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 n@tt.n!{l
Zv2=z2/cosδ2=180.25 _w\i ~To!
变位系数为0 +w[ZMk
(<_kq;XtN0
其他结构尺寸（略） 3PvxU|*F
.f0qgmIyL
4、较核齿面接触疲劳强度（略） &-FG}|*4M
>"IG\//I
5、工作图(略） %Qz<Lk">.
I(7 GVYM
圆柱齿轮传动设计计算： <_8b AO8\
3r#['UmT
一、设计参数 !i8)si_
传递功率 P=5.5(kW) m7NWgXJ
传递转矩 T=109.42(N·m) _O}U4aGMTC
齿轮1转速 n1=480(r/min) gdD|' h
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) FVkl# Qy~
传动比 i=4.52 423% K$710
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 D(Rr<-(
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 h8O\sKn
预定寿命 H=40000(小时) XK\nOHLS
@7"n X
二、布置与结构 - q9m@!L
闭式,对称布置 }%}$h2:
5\zR>Tg".
三、材料及热处理 UTE6U6
硬齿面,热处理质量级别 MQ #Tzs9Bkaca
M/Z$?nd_H
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Hd ;NvNS
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 4Ia'Yr
齿轮1硬度 HBS1=59 _)< 5c!
/"="y'Wx
齿轮2材料及热处理 =45调质 Wn 6m$ =
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ZzBaYoNy[0
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ,7cw%mQA
qF^P\cD
I 2AQ
G
四、齿轮精度：7级 5"40{3
du }HTrsC
五、齿轮基本参数 -[vw 8
模数(法面模数) Mn=2.5 CLZ j=J2
齿轮1齿数 Z1=17 `+(n+QS _
齿轮1变位系数 X1=0.00 N/WtQSl
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) sF)$<[w
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 |1
qrU(
~sn3 _6{
齿轮2齿数 Z2=77 uPcx6X3]
齿轮2变位系数 X2=0.00 L' $\[~Ug
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) F$4=7Njv
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 @I1*b>X~<
x] )j]k
总变位系数 Xsum=0.000 &FRf-6/
标准中心距 A0=117.50000(mm) D@ sMCR
实际中心距 A=117.50000(mm s \3]0n9
rZ.=L q
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) GD}rsBQNkJ
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 0 =7Ud<
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) (&)uWjq
`
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) f #AuZ]h
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) `lm '_~=`&
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) E)Qg^D HP/
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) HQ=pf >
`_/1zL[
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) w=-{njMz6&
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) @|<nDd{2
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) >o p/ <?<
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 7o+VhW<|5
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm)
He4q-\ht
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) hC{2LLu;n
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度)
tculG|/
-$%~EY}
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) yTbtS-
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ( Ygy%O%
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) JSh'iYJ .
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Smy J@.L"
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 6,CK1j+tZ
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 3- d"-'k
cbou1Ei
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) <.lN'i;(
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) N8r+Q%ov
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 26zif
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) `ALQSo~l
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 P:'y}a-
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) OB (~zUe.R
\sVzBHy d
齿顶高系数 ha*=1.00 ou|3%&*"
顶隙系数 c*=0.25 hZe9 Y?)
压力角 α*=20(度) _mQ~[}y+?
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 JP]4* l
端面顶隙系数 c*t=0.25000 (|6!pQ7
端面压力角 α*t=20.0000000(度) :/Y4I)'
fB; o3!y
^CDh! )
六、强度校核数据 zS?}3#g0u
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) jP3 ~O
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 0B`rTLwB
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) sh<JB`^$(?
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ER]C ;DYX
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) b;mpZ|T.
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 3@;24X
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) :e_yOT}}
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) P!~&Ei
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 7BA9zs392
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 6Vu?? qBy
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) ,n5 [Y)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 %%O_:@9x,
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ! G ~\9
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ?0E-Lac=
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 =)6|lz^
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 |TBKs x8
LrV4^{9(
D GAg#jh
~65lDFY/
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 '&xRb*
Q F_K^(
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 O~# OVFJ9=
<_Po/a!c3
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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