| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Je &O
u?%FD~l:uU
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw { "Wf A
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ApSzkPv*
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 9kby-A4
2、根据负载选择电动机。 D4IP$pAD
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 [$e\?c
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw
Pk/3oF
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。 _/[}PQC6G
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ^+k~{ F,)
3、传动比分配： `J zP V/6
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 155vY
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 peD7X :K\s
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 7 <<`9,
A(}D76o_
G;he:Bf
yBkcYHT
高速级锥齿轮设计计算： r(OH
vp&N)t_
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC `;HZO8
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS TW~%1G_v
=Ohro '
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m (;cKv
按齿面接触强度初步估算： #I}w$j
i
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) W'{o`O=GGr
载荷系数k=1.2 <pIel
齿数比u=i1=3 n= A}X4^
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ap wA
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 1TlMB
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm )~be<G( a
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 vn1*D-?
则Z2=i1*Z1=19*3=57 XDyFe'1I
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" K_Gq M9
( q}{ ;
δ2=90°-δ1=71°33'54" =z *SzG
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm bZ[ay-f6oK
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm @d_9NOmNT
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 63HtZ=hO7
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm BT|n+Y[
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm on. m
'-s
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 3eN(Sw@p
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm W(o#2;{ ln
dm1=2.125*57=124.125mm O &}`R5Y;
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 n'9&q]GN|
Zv2=z2/cosδ2=180.25 i Lk"lcX
变位系数为0 =|V [^#V
ffG1QvC|M
其他结构尺寸（略） oD 3Q{ e
_#y=T20'3
4、较核齿面接触疲劳强度（略） N [&(e
d=
so_^%)
gdJ
5、工作图(略） Yv" -_
>uR;^ B5m
圆柱齿轮传动设计计算： u85?f
:RDQP
一、设计参数 =VGRM#+D
传递功率 P=5.5(kW) j ygKw+C
传递转矩 T=109.42(N·m) G dv{SCV
齿轮1转速 n1=480(r/min) qdxDR
2]U
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) suE#'0K
传动比 i=4.52 |vY|jaV }
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 u& < NBxY
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 =~q Xzq
预定寿命 H=40000(小时) %o_CD>yD
Bxk2P<d
二、布置与结构 :~\ y<
闭式,对称布置 !m?W+ z~J
5!qLJmd=
三、材料及热处理 ,U=7# Cf!
硬齿面,热处理质量级别 MQ J~lKN
<w
v-XB\|f
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> e_dsBmT h
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ]~7xq)28
齿轮1硬度 HBS1=59 #K\;)z(?
/_i]bM7W
齿轮2材料及热处理 =45调质 -5Aqf \
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS <ELqj2`c
齿轮2硬度 HBS2=230HBS O4T_p=Xc
Am=O-;
b'8
23'Ac,{
四、齿轮精度：7级 v<E_n;@9k
oB% j3aAH
五、齿轮基本参数 #Kt5+"+7
模数(法面模数) Mn=2.5 vjd;*ORB
齿轮1齿数 Z1=17 #R# |hw
齿轮1变位系数 X1=0.00 gPF5|% 3)
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) w%eEj.MI|i
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 VV"1I R
28O 3N;a
齿轮2齿数 Z2=77 M4K>/-9X+V
齿轮2变位系数 X2=0.00 *wV`7\@
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) #.|MV}6rQ
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ]Ab$IK Y
X@Yl<9|i
总变位系数 Xsum=0.000 K!;>/3Y2-
标准中心距 A0=117.50000(mm) pF7S("#R
实际中心距 A=117.50000(mm g&d
tO jM
9On(b|mT
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) >qci $
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) GL3olKnL
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) l%v2O'h
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) nACKS sWqI
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) H~~>ut6`
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) e`;U9Z
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) U_Am Riy
#RP7?yGM,
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) y5N ,~@$r
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) xB,(!0{`
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 7r$'2">K(
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 5Cl;h^R|m
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) v Yw$m#@
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) .h\[ 7r
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) $GX9-^og=T
V,>uM
>$
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) ~%u;lr
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) %$zX a%A
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) z+X D N:
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) pLsJa?}R
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 5+Hw @CY3
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) U[c^xz&
P*{*^D N
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) fC!+"g55
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) CO "Nv
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ,Cj` 0v#
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) |Whkq/Zg
齿轮2公法线跨齿数 K2=9
bj U]]
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) P: )YKro]
O"f|gc)GLz
齿顶高系数 ha*=1.00 o|c%uw
顶隙系数 c*=0.25 Ugv"A;l
压力角 α*=20(度) ~\[\S!"
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 fz`\-"f]
端面顶隙系数 c*t=0.25000 hV[=
端面压力角 α*t=20.0000000(度) btv.M
]B9Ut&mF;
{%XDr,myd
六、强度校核数据 :DR}lOi`
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) xQ@gh
( (
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) H@BU/{
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) p^9u8T4l1
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) TZ]o6B b
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ^.(i!BG'
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 'A#F < x
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) F;<cG `|Rx
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) mNnt9F3Eq
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 GB`
G(a
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 nZ~J &QK-
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) -aF\
u[b
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 3NxwQ,~
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) &l2C-(
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ?;?$\ b=
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 A#8Dv&$Pr
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ul[+vpH9
U+'h~P '4
.lI kJQ3d
+N>&b%
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 i9quP"< 9
%Astfn(U{4
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 o%$'-N
}
2P,Z 6L
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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