| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Y_49Ut JIg
z@3t>k|K
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw u%vq<|~-
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 7a}vb@
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m LHb(T` .=
2、根据负载选择电动机。 a$SGFA }V
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 _"B5 S?
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw +," /z\QO
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 gUB%6v G\I
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 'e;]\<
0z
3、传动比分配： A~6:eapp H
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Vn-y<*np
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 |A#pG^
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 @exeHcW 61
x 2\ ,n
hX~d1.]Y
Eh)PZvH
高速级锥齿轮设计计算： #,1Kum
bG3
d tw4cG
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC O$
7R<V
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS YULI
y-W
XP"lqyAi
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m [wJM=` !W
按齿面接触强度初步估算： ew# t4~hh
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ZzNp#FrX"
载荷系数k=1.2 QQUYWC
齿数比u=i1=3 o Zkjg3
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa A& OU;j]
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) w]hs1vch
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 0?KY 9
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 9H9 P'lx9
则Z2=i1*Z1=19*3=57 WKib$(%f6
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" #MbkU])
VFj}{Y
δ2=90°-δ1=71°33'54" Qx-/t 9`!Z
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm |^ ^'GZ%a
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm TzT(aWP"
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm }j^a suf~c
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm KErQCBeJ
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm A~_*v cz
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm l&@]
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ^u@"L
dm1=2.125*57=124.125mm x$o ?ckyH
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 UMN3.-4K#
Zv2=z2/cosδ2=180.25 |kPjjVGF{
变位系数为0 7{%_6b"
kQ5mIJ9(
其他结构尺寸（略） |'B-^? ;
@kCFc}
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 50#iC@1
^Oy97Y
5、工作图(略） )YE3n-~7{
,%>]
圆柱齿轮传动设计计算： zq 1je2DB
TUw+A6u:p
一、设计参数 *E*=
;BG
传递功率 P=5.5(kW) V*X6 <}
传递转矩 T=109.42(N·m) @]v}& j7
齿轮1转速 n1=480(r/min) TPjElBh
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) cZB?_[Cp
传动比 i=4.52 l`S2bb6uMR
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 PE $sF ]/
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 N`3q54 _$
预定寿命 H=40000(小时) 1>I4=mj
5f;6BP
二、布置与结构 h$p]M^Z7
闭式,对称布置 B 2p/
w; [ndZCY7
三、材料及热处理 Zq tL4M~9
硬齿面,热处理质量级别 MQ )ry7a
.39b
rC`pTN
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> K/xn4N_UX
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 = <yMB d\
齿轮1硬度 HBS1=59 { )V!wSi
S#h-X(4
齿轮2材料及热处理 =45调质 yx0wR
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 63'Rw'g^|2
齿轮2硬度 HBS2=230HBS s7(NFX5
" pg5w
5&59IA%S
四、齿轮精度：7级 RT+pB{Y
Db:^Omw o
五、齿轮基本参数 y vIeK6
模数(法面模数) Mn=2.5 F ru&-T[
齿轮1齿数 Z1=17 w) C/EHF
齿轮1变位系数 X1=0.00 Dj?84y
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) > :o$h2
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 |7Dc7p"D
O`?qnNmc;
齿轮2齿数 Z2=77 P 2-^j)
齿轮2变位系数 X2=0.00 hn`yc7<}(u
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ,>
Ya%;h2k
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 {lam],#r
.rPg
总变位系数 Xsum=0.000 ~F [V
标准中心距 A0=117.50000(mm) ^(+ X|t
实际中心距 A=117.50000(mm cn ~/P|B[
6!39t
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) k|hy_? *
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) N L^;C3 u
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) lJHU 1
gu
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) .ZO G,h+8
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) aB_~V h
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 7 sX#6`t
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) $^TxLv
E z1-Nx
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) fA$2jbGW
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) %LM2CgH
V
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ?4`f@=}'K
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) vRhI:E)So#
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) $~3?nib"j
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 5'<J@3B
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) *P01 yW0
~|Nj+A
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm)
2 S
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) zQxTP d
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) xe4`D >LUo
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) r@t
\a +
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ul-O3]\'@
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ([ jm=[E^
-<6b[YA
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) %zKTrsMZ
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) :Z[|B(U
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) t5aX9WIW
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Cl8S_Bz
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 x ' v-]C(@
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ,Mr_F^|
Z!+n/ D-1
齿顶高系数 ha*=1.00 H 73 r3BH
顶隙系数 c*=0.25 ~v@.YJoZ4Z
压力角 α*=20(度) !59,<N1Iu
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 t`-
[
端面顶隙系数 c*t=0.25000 &c^tJ-s
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 5oe{i/#di
z8dBfA<z
tXCgRU
六、强度校核数据 \ nUJ)w
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ;uho.)%N`F
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) );/p[Fd2]
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 782 oXyD
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) E{'Y>g B6
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) .wO-2h{Q
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa)
/s~BE ,su
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) jA? 7>"|
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) W %1 /: _
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 c;,-I
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 sB*!Nf^y
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 5FVmk5z]d
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 cte
Wl/v
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 58t_j54
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) g;7W%v5wqk
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 * EPJeblAV
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 A6 I^`0/
z.!u<hy(
-b gj<4R$p
V$_.&S?(Y
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 t>2EZ{N +y
t~|` RMn"
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Jsa;pG=3&
$Ji;zR4,
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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