| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Nw"df=,{
T Cp9C1Q4
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw N3u06
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min TzKM ~a#
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m >g$iO`2
2、根据负载选择电动机。 OLx;j+p
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 D"4*l5l
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw W> TG?hH
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。 tR!C8:u
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 z};|.N }
3、传动比分配： _W S8I>
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 -8)Hulo/{U
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 -|V#U`mwF
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ;-3&yQ7N)
]WMzWt: L
Uh0g !zzp
iQO 4IT
高速级锥齿轮设计计算： QvbH " 7
,u}wW*?,sT
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC !60U^\
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS r5gqRh}+
G ]h
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 6 $Om OCA%
按齿面接触强度初步估算： :
;8L1'
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) - 7!L]BcZ.
载荷系数k=1.2 @;O"-7Kk
齿数比u=i1=3 MsI R ~
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa {`):X _$T
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) r`- 8+"P
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm Xm# +Z`|N
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 6?x F!VIL
则Z2=i1*Z1=19*3=57 *C 55DO^w
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" o LkzLJ
?$`kT..j,u
δ2=90°-δ1=71°33'54" 2|"D\N
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm %f C kR`:
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm B*:I-5
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm f@`|2w G
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm %e[E@H 7
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm v{$?Ow T/u
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm A,&711Y
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm -~c-mt
dm1=2.125*57=124.125mm Z'A 3\f
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 &yP|t":HWX
Zv2=z2/cosδ2=180.25 *ELU">!}G
变位系数为0 %KVmpWku
^P{y^@XI
其他结构尺寸（略） t<dFH}U`w
1>[#./@
4、较核齿面接触疲劳强度（略） H*G(`Zl}
; o'>`=Y
5、工作图(略） _# H d2h
yT:2*sZRc
圆柱齿轮传动设计计算： P$z%:Q
+8xT}mX
一、设计参数 dG+$!*6Z
传递功率 P=5.5(kW) 5=*i!c
_m
传递转矩 T=109.42(N·m) uhj]le!
齿轮1转速 n1=480(r/min) onmpMU7w
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) -'O|D}
传动比 i=4.52 r<kgYU`
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 &~;M16XM,e
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 _N:$|O#
预定寿命 H=40000(小时) v6G1y[W l
sCJ|U6Q-
二、布置与结构 X9PbU 1 o;
闭式,对称布置 1?w=v|b:P)
T-yEn&r4)
三、材料及热处理 u ]y[g
硬齿面,热处理质量级别 MQ xtCMK1#
x
]gX8z#*k
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> _"x%s
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 t{B@ k[|
齿轮1硬度 HBS1=59 y=pW+$k
P0; y
齿轮2材料及热处理 =45调质 VMF?qT3Nd
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Q7e 4MKy7
齿轮2硬度 HBS2=230HBS q.R(>ZcV
#|8%h
'4 d4i
四、齿轮精度：7级 ;o)'dK
> dVhIbG
五、齿轮基本参数 .Y2Hd$rs
模数(法面模数) Mn=2.5 &x B ^
齿轮1齿数 Z1=17 |I sn<|_
齿轮1变位系数 X1=0.00 ,d *1|oUw
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) F#yn'j8
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ;F-
mt( Y
~$>JYJj
齿轮2齿数 Z2=77 q {}5w M
齿轮2变位系数 X2=0.00 BPkL3Ev1V
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) EdqB4 -#7
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 J~J+CGT~2
[;aM8N
总变位系数 Xsum=0.000 b 1.S21
标准中心距 A0=117.50000(mm) LN (\B:wAY
实际中心距 A=117.50000(mm T^MY w
wQhu U
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) PX?%}~
v
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) h}'H st
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm)
BUwL?
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) LEjq<t1&
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) {S+?n[1r\
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) x6J V@wA&
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) F (kq
|15 !D
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ;=IJHk1&
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [?:MIl#!
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) SJX9oVJeZ
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) _(?`eWo
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) q9_AL8_
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) <z% **gP~G
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Z JcX-Z!\
At[Q0'jkc
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) Q|+ a
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) j 7:r8? G
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 9[ X'9* ,
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 55ec23m
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 2!}F+^8'P
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) CV^%'HIs?+
@",#'eC"
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) !%}n9vr!}\
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ZY 7-.
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) !^y;| 9?O
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ?(R#
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 p*g) -/mA
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) a;KdkykG
A{-S )Z3}
齿顶高系数 ha*=1.00 g i/k#3_m
顶隙系数 c*=0.25 lr;ubBbT
压力角 α*=20(度) h#} w18l
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Jb$ G
端面顶隙系数 c*t=0.25000 glo G_*W
端面压力角 α*t=20.0000000(度) u"oO._a(
kmT YRl
)j
1E||ft-1i*
六、强度校核数据 ?kZ-,@h:
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) :+>7m
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) f4AN"r W
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) Q_fgpjEh/t
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) RFS} !_t+|
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) <X{w^
cT_Q
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) a%HN z_ro
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Hicd
-'
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) @+zWLq!1pB
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Ebj0 {ZL
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 x.t&NP^V)
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) NL
`
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 -le^ 5M7
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) V D7^wd9
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) "8ZV%%elp
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 E <j=5|0t
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 n2-+.9cY
rxol7"2l
F[O147&C
mh[,E 8'd
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 3 } phg
0e#PN@
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 HH6H4K3Zj
d)biMI}<5
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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