| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 =YB3^Z
'- 4);:(^
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw [}9R9G>"
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ZBd Zr
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m J Q%e'
2、根据负载选择电动机。 R5r )01
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 \ QBODJ1
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw >wdR4!x!?
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。 un6 grvxr
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 WsL*P .J
3、传动比分配： y ps7MM-r
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 :'f#0 ox
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 ;q6: *H /
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 K:V_,[gO
Zu_m$ Mx
:upi2S_ e
/.aZXC$]
高速级锥齿轮设计计算： 9&g//JlD
T#|Qexz6 @
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC |U Z#2
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS {uL<$;#i
6;l{ 9cRgc
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m S M@l4GH
按齿面接触强度初步估算： 82YTd(yB
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 0 4x[@f`
载荷系数k=1.2 gJ+MoAM"
齿数比u=i1=3 1 [[`
^v
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa & *B@qQ
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) a/NmM)
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm &AU%3b
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 LU ?X|{z
则Z2=i1*Z1=19*3=57 a ,#f%#J\
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" )V!9&
b DeHU$
δ2=90°-δ1=71°33'54" G+=eu K2]
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm b~Y$!fc
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm w_ k Hy_)
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm W7WHH \L/O
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm R N5\, >+
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm [~W"$sT
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm R."<he ;
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm I
.p 26
dm1=2.125*57=124.125mm z~L4BY @z
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 m[LIM}Gu
Zv2=z2/cosδ2=180.25 `5r*4N<
变位系数为0 z .
VuY3
=V5<>5"M?
其他结构尺寸（略） );kO2 7dg
sw[1T_S>
4、较核齿面接触疲劳强度（略） )r~$N0\D
u&I?LZ-=,
5、工作图(略） g:dw% h
|+~CdA
圆柱齿轮传动设计计算： U? [a@Hj{
8v8?D8\=|
一、设计参数 pD9*WK Ef*
传递功率 P=5.5(kW) R61.!ql%w
传递转矩 T=109.42(N·m) JX7_/P
齿轮1转速 n1=480(r/min) <*V%!pwIG
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 'VS!<
传动比 i=4.52 Pz,kSxe=
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 IiHl"2+/
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 o|>2X[T
预定寿命 H=40000(小时) EFW'D=&h8
2 oXsPrtZ
二、布置与结构 gGxgU$`#c
闭式,对称布置 M n`gd#
!>TVDN>
三、材料及热处理 >2x[ub%$L
硬齿面,热处理质量级别 MQ % `F6>J
u >
XCE|D*
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> EoD;'+d
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 1#qyD3K
齿轮1硬度 HBS1=59 %{!*)V\
eGHxiC
齿轮2材料及热处理 =45调质 dGt;t5An V
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS iBVV5 f
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 3Wa^:8N
` Xc~'zG
z4!TK ps
四、齿轮精度：7级 N\ChA]Ck
jAB~XaT ,
五、齿轮基本参数 sWX iY
模数(法面模数) Mn=2.5 _Jx.?8
齿轮1齿数 Z1=17 F" FGPk
齿轮1变位系数 X1=0.00 :aI[
lZ
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) }xcA`w3u2?
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 v Oy;=0$
w6zB uW
齿轮2齿数 Z2=77 L:nZ _O;
齿轮2变位系数 X2=0.00 FloCR=^H
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) : KhA f2A
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 .aV#W@iyK
m X{_B!j^
总变位系数 Xsum=0.000 i 2j_=X-
标准中心距 A0=117.50000(mm) rV*9 =
实际中心距 A=117.50000(mm v^1_'P AXu
KV0M^B|W
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Aj((tMJNOw
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) FpN >T
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Yj)H!Cp.xD
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) }K1v=k
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 7TD%vhbiwi
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) LfOXgn\
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ;*>Y8^K&Q
i%w[v_j
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) MKzIY:u g
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 4WU%K`jnXb
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) zO)A_s.6K
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) FC[8kq>Hk
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) @ px2/x
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) i,|2F9YH
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) TR}ztf[e
z/Z
0cM#
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 8WU_d`DF
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) t)o!OEnE
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ]yI~S(
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) uflRW+-2
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 Af y\:&j
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) P(AcDG6K
3"afrA
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) x h|NmZg
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 1 ? be
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 1?+%*uoPX
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) W
C z+
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 K@d, 8 [
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) rUgTJx&ds
4 :m/w !q$
齿顶高系数 ha*=1.00 $}_a`~u
顶隙系数 c*=0.25 f P 4
压力角 α*=20(度) MoAZ!c F8
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 yvN; |R
端面顶隙系数 c*t=0.25000 K`%{(^}.
端面压力角 α*t=20.0000000(度) mtfEK3?2*
a(cZ]`s]*
!| ObNS
六、强度校核数据 o +-G@ 16
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 2x3%*r$
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) jiAKV0lX
W
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) i_< Uk8
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) .zDm{_'
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Y9^;TQ+#
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ?
}t[
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 2g'o5B\ *
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) \M(#FS
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Owt|vce T
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 )GgO=J:o
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) [&_c.ti
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 (Qf"|3R4
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 1uz7E
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) UB5X2uBv
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 Fke_ms= I^
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ~m0l_:SF
4\Nt"#U)g
0xZX%2E
? |}%A9
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 @-d0 ~.S
Ic!8$NhRS
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 LA\)B"{J
FEoH$.4
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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