| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 #I.Wmfz
FW bA+{8
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw "xV9$m>
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min & t\KKsUtd
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m U0:tE>3`
2、根据负载选择电动机。 yXx}'=&!0
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 i`1QR@11
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw t~0}Emgp<(
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 _ % HyXd
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 c*g(R.!
3、传动比分配： !Z6GID})p
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 LAwl9YnG:
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 jpCQ2 XD:
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 vK?{Z ^J][
qeyBZ8BG
x-_!I>l&
G*|2qX"o
高速级锥齿轮设计计算： Qx mVImn"
{AY `\G
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC @edi6b1W
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS J 8"Cw<=O
e ga< {t
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m S/
Y1NH
按齿面接触强度初步估算： %HJ_0qg
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) :B<lDcFKJ
载荷系数k=1.2 )up!W4h6o
齿数比u=i1=3 " (+ >#
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 24Y~x`W
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) av1*i3
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ba 3_5 5]
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 y p=2nU"o
则Z2=i1*Z1=19*3=57 * SG0-_S
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" #GYCU!
[U ezi1I
δ2=90°-δ1=71°33'54" ?hS n)
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ! 5}Ibb
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm g|PVOY+|^
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm ~mtL\!vaM
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm xOjCF&W
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm D'>yu"
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm MdWT[
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Zjt3U;Y
dm1=2.125*57=124.125mm '(kySf[
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 MS6^= ["
Zv2=z2/cosδ2=180.25 '$M=H.
变位系数为0 "~4ULl< i'
$+sNjwv^F
其他结构尺寸（略） _?3bBBy
#{ M$%l>
4、较核齿面接触疲劳强度（略） Got 5(^'c
!V.' ~xj
5、工作图(略） ;b$(T5
S2" p(
圆柱齿轮传动设计计算： .h^."+TJ
Z8Fbx+~"
一、设计参数 ">kf X1LT
传递功率 P=5.5(kW) v"L<{HN
传递转矩 T=109.42(N·m) }abM:O
"Y
齿轮1转速 n1=480(r/min) lhx6+w
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) xv9Z~JwH
传动比 i=4.52 !h2ZrT9
_
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 A1p;Ye>o~
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 QhK ]>d.
预定寿命 H=40000(小时) Bya !pzbpr
Hq^ sU%
二、布置与结构 U ]fE(mpI9
闭式,对称布置 z@$7T: H>
g!<@6\RB
三、材料及热处理 )5Kzq6.
硬齿面,热处理质量级别 MQ B5!$5 Qc
A%u-6"
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> X#(?V[F]
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 &@A(8(%
齿轮1硬度 HBS1=59 [[?:,6I
?T70C9
齿轮2材料及热处理 =45调质 K%>uSS?
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Fp-d69 Npo
齿轮2硬度 HBS2=230HBS )oa6;=go
(eN\s98)/
vI#\ Qe
四、齿轮精度：7级 Y ,B0=}
7[:9vY
五、齿轮基本参数 K3TMT Y<p
模数(法面模数) Mn=2.5 DVRE ;+Jt
齿轮1齿数 Z1=17 H(!)]dO
齿轮1变位系数 X1=0.00 X # -U
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) W=o90TwbN
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 NZ'S~Lr
9rtcI[&?0
齿轮2齿数 Z2=77 :Cw|BX@??U
齿轮2变位系数 X2=0.00 xe2Ap[Y'M
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ju(&v*KA
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 mT >56\63
9~ <HTH
总变位系数 Xsum=0.000 CfoSow-
标准中心距 A0=117.50000(mm) X&t)S?eCos
实际中心距 A=117.50000(mm _{KQQ5k\
xRJv_ =dT
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Txfu%'2)e
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) B +wSLi(
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) |S ZRO,7x
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) E:(flW=
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) $k V^[
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) b|wCR%
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) W {At3Bfy
sE-E\+
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) <u*~RYA2
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) WL7R.!P
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) D&/(Avx.
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) EMmNlj6
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) *n N;!*J
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) UC;_}>
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) UBrYN'QRNt
B[!wo
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) v}IkY
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) $ [6:KV
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ea=@r
Ng
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) +T+f``RcK
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 #q%xJ [
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) D!ToCVos
{%'(IJ|5z
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) amK?LDf]
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) "Git@%80
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 0 "k Nn5
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) :O{`!&[>L
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 <bWhTNOb
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) & eG,CIT
jmmm0,#D
齿顶高系数 ha*=1.00 GNA :|x
顶隙系数 c*=0.25 d Ayof=
压力角 α*=20(度) 07DpvhDQ
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Bl 2y~fCA
端面顶隙系数 c*t=0.25000 x^qmYX$'1b
端面压力角 α*t=20.0000000(度) KY< >S/
Y5 $5qQ
3 ~0Z.!O
六、强度校核数据 cXFNX<
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) <YP>c
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ^1BQejD
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) )d bi
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 3<1Uq3 Pa
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) lplEQ]J|
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) "D'A7DA
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) @Nn9- #iW
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) fmXA;^%
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 5vj;lJKcd`
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 Ig t:M[
/
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) M%7{g"J*
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 SEq_37
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) w7$*J:{
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) d_BECx <\
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 <LIL{g0eX
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 Wjn1W;m&g
Yj|Oy
DnS#
cs~
Zj99]4?9
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 'due'|#^
3 k py3z[%
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ?~$0;5)QC
'3O@Nxof4
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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