| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 $Ik\^:-
Yg5m=L is
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Rh7unJ
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min IK%fX/tDyc
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m -r9G5Z!|n
2、根据负载选择电动机。 o2cZ
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 2Uf}gG)
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw C3M r)
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 uTN mt]
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 8Y.2 5$
3、传动比分配： *(PQaXx4
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Zh?1+Sz&
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 FFH9 $>A
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 K)|#FRPM u
6e1/h@p\7
~/hyf ] *j
#GBe=tm\K
高速级锥齿轮设计计算： aB9Pdu t
Zy BN o]
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC M<t>jM@'A#
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS _ ri1RK,
KmoPFlw
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m qRMH[ F$`
按齿面接触强度初步估算： Y [ =Gv6Fr
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) p&w XRI
载荷系数k=1.2 <(Ub(
齿数比u=i1=3 -1ke3
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa
K2 52l,;|
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) xU/Eu;m
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm B;A^5~b
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 $O*rxQ}
则Z2=i1*Z1=19*3=57 F&}>2QiL
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Z~}=q
m2[q*k]AtS
δ2=90°-δ1=71°33'54" d[+ xLa
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm >W,1s
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm -Dw qoWZ
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm V\8vJ3.YV
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ,bRvj 8"M
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 7dl]f#uZU
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm SRq0y,d
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 4e d+'-"m
dm1=2.125*57=124.125mm RsJj*REO
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 >Z k$q~'+
Zv2=z2/cosδ2=180.25 cT
abZc
变位系数为0 IS0RhtGy/
f $MVgX
其他结构尺寸（略） 45l/)=@@B
Ob+L| FbnN
4、较核齿面接触疲劳强度（略） noiUi>G;:
w=Xil
5、工作图(略） hv
18V>8
(q+U5Ls6
圆柱齿轮传动设计计算： GH2D5HVN
;+XiDEX0}
一、设计参数 EJ P##eGx
传递功率 P=5.5(kW) 1_ uq46
传递转矩 T=109.42(N·m) iJ_FJ[ U
齿轮1转速 n1=480(r/min) SS@F:5),
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) Rt{qbM|b&
传动比 i=4.52 1P&XG@
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 c F_hU"
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 HAB MFv
预定寿命 H=40000(小时) 0IoS|P}6a
ot P7;l
二、布置与结构 _A%} >:q
闭式,对称布置 T!eb=oy
s
}q6@I
三、材料及热处理 b@@`2O3"
硬齿面,热处理质量级别 MQ 8Z%C7
"4O
H )1< ;{:
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳>
C,:3 z
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ;3NA ,JA#Y
齿轮1硬度 HBS1=59 #LEK?]y
0%.l|~CE&
齿轮2材料及热处理 =45调质 Kl~jcq&z
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 5% C-eB
齿轮2硬度 HBS2=230HBS -G2'c)DR
(u@p[ncN}
< \@JbL*
四、齿轮精度：7级 S!o!N Sn@1
- 8&M^-
五、齿轮基本参数 vs g"!y@v
模数(法面模数) Mn=2.5 RP&H9>
齿轮1齿数 Z1=17 p;Kw$fQ?
齿轮1变位系数 X1=0.00 qJ!&H
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) :N5R.@9
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 - xt j:UO
5'gV_U
齿轮2齿数 Z2=77 h_L-M}{OG
齿轮2变位系数 X2=0.00 +K2jYgy
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) "Q;n-fqf
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 :a(er' A
<e|I?zI9-
总变位系数 Xsum=0.000 fLl~a[(5
标准中心距 A0=117.50000(mm) "1_eZ `
实际中心距 A=117.50000(mm !Q =H)\3
A?'Tigi
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) dN
J2pfvv
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) MHJH@$|]
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) mu0ER 3o
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) U bT 7
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) d(zBd=;
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) K1 a$
m2
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) <zH24[
g|8G!7O
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) hrPm$`
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Jw?J (ig^
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) }7E2,A9_"
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) !},_,J~(|
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ,
}O>,AU
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) hl?G _%a
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Zo}wzY~x>I
GZQy~Uk~
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) }$r/#F/Fn
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) V9f$zjpw
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) h^ea V,x>=
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) _oxhS!.*
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 \wqi_[A
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Q)S0z2
pq$`T|6 ^
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) v<N7o8
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) XqMJe'%r
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) > f,G3Ay
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) XhjH68S(
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 #Q}`kFB`
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) LO0<=4iN(
p = _K P9
齿顶高系数 ha*=1.00 oF[l<OY4
顶隙系数 c*=0.25 ? ]SSm Zpk
压力角 α*=20(度) ] P;Ng=a
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ^w'y>uFM
端面顶隙系数 c*t=0.25000 $Kn{x!,"(
端面压力角 α*t=20.0000000(度) fvg jqiT
1TeYA6 t
Bfwa1#%?
六、强度校核数据 xG i,\K\:
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) fOs} 5J
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) f]N2 (eM
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) NrPs :`
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) oZTKG'
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) _Vr>/f
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) Y8YNRyc=
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) gSS2)Sd}
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) n 5h4]u
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 q_K8vGm4e
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ~Qj f-|
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) x
TEDC,B
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 s
8O"U%
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 9M{z@H/
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ]G m"U!h*
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 H.#<&5f
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 eCHT) 35u
7kJ =C
J+ tpBPmb
Ao>] ~r0
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 GqB]^snh
k4Ed 7T-
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 5lehASBz
~kM# lh7At
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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