| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 @ ~hy'6/
n`Pl:L*kG
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw y p{Dl
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 4 Y59^
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 2Ty ]s~
2、根据负载选择电动机。 ,HDhP
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 !8UIyw
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Q |o$ ^D,
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。 kBk>1jn"
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 B`eK_ '7t
3、传动比分配： u
$-&Im<
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 ?X|q
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 <1 I4JPh>x
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ?=Ceo#Er
a fX|R
`$jun
u=nd7:bv
高速级锥齿轮设计计算： $rW(*#C
i=<;$+tW
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC _ }p [(sTV
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS P@UE.0NYX
*ilh/Hd>
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m n32"cFPpT
按齿面接触强度初步估算： NL:-3W7vf
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) <Mvni z
载荷系数k=1.2 ^*f D
齿数比u=i1=3 =At" Q6-O
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa I; JV-jDM
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) rVP\F{Q4Tr
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm V.
i{IW
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 \}h
则Z2=i1*Z1=19*3=57 {K+f& 75
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ]CLM'$
Q SF0?Puf
δ2=90°-δ1=71°33'54" AjEy@ /
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm &=)O:Jfa
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 39O rY
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 4Lg
,J9
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm "[7-1} l
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm /v 9qrZ$$
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 0^S$_L
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ;8PO}{rD
dm1=2.125*57=124.125mm ^X{U7?x
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 s.7=!JQ#]p
Zv2=z2/cosδ2=180.25 U)f('zD
变位系数为0 s 1wlO y
t<fah 3hl
其他结构尺寸（略） 0fX` >-X
P6kD tUXF
4、较核齿面接触疲劳强度（略） & o x
eZa7brC|
5、工作图(略） o3+s.7 "
N{bg-%s10i
圆柱齿轮传动设计计算： ?WXftzdf6u
3m7 5mn y
一、设计参数 swZi
O_85
传递功率 P=5.5(kW) ) ??N]V_U
传递转矩 T=109.42(N·m) J:W+'x`@
齿轮1转速 n1=480(r/min) D+:s{IcL<
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) &c!6e<o[p
传动比 i=4.52 7~+Fec`Ut*
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ?&9=f\/P
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 k %gj
预定寿命 H=40000(小时) ,Tar?& C:
!H U$V9C
二、布置与结构 bv h#Q_
闭式,对称布置 hfI=9x/
|Q)mBvvN
三、材料及热处理 xltN-<n7
硬齿面,热处理质量级别 MQ %d npO|L
;b 65s9n^b
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Nb:j]U
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 5ZkR3/h e
齿轮1硬度 HBS1=59 @k;65'"Q
+`wr{kB$~
齿轮2材料及热处理 =45调质 \?t8[N\_[(
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ?bM%#x{e
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ,N:^4A
,nL~?h-Zh
;"IWm<]h;-
四、齿轮精度：7级 X7OU =+g
ij:a+T
五、齿轮基本参数 ;taZixOH
模数(法面模数) Mn=2.5 e eN` T&cI
齿轮1齿数 Z1=17 @d{}M)6\!
齿轮1变位系数 X1=0.00 ssQ1u.x9
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) e@V J-s
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 5@1h^w v
+|bmUm<2
齿轮2齿数 Z2=77 @1'OuX^
齿轮2变位系数 X2=0.00 SaGI4O_\s
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) PTe$dPB
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 p/_W* 0/i
Pq<43:*?
总变位系数 Xsum=0.000 *A!M0TK?i,
标准中心距 A0=117.50000(mm) Gi-pi=#&cs
实际中心距 A=117.50000(mm w uY-f4
16eP7s
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) )|v du
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 3(J>aQZuI
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) z =H?@z
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) S+KK Gi_e
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) bE %
Hm!
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) s1]Pv/a=y
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) \mu';[gLd
@=w)a
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) }Y.@: v
j
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) VB |k
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) vh"';L_*37
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) q*R~gEi#yk
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) YhglL!p C
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) o7+<sL
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 2&'u O'K
} %0 w25
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) yg}L,JJU<
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) m8L %!6o
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ;(,GS@sP
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) sCy.i/y
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ?xKiN5q"6
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 7.NL> :lu
5[zr(FuE
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) IA1O]i
S
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) S|u5RU8*"|
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ZHA&gdK@
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) vr47PM2al
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ]igCV
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 0j;|IU\
&flcJ `
齿顶高系数 ha*=1.00 M [b~ 5L+S
顶隙系数 c*=0.25 Y
uZ
压力角 α*=20(度) cQh{z8Bf?<
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 $?: -A
端面顶隙系数 c*t=0.25000 # 9"lL1
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 3S^Qo9S
jku Nafp}
D// 58z&
六、强度校核数据 ?b^<Tn y
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) _jkJw2+s\
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) N]c:8dOj
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) IP !zg|c,
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) +W>tdxOh
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) .
VI
#
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) c$A}mL_
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Z+J~moW `
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) %u|Qh /?7
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 bg4VHT7?>)
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 @J@bD+Q+0
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) IfRrl/!nw
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 mn<ea&
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Ej VB\6,
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) Z.>?Dt
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ; zy;M5l5.
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #@5 jOi
a~tBg y+9
t.O4-+$ig
B;{sr 'CP
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 DUm/0q &
XnvaT(k7Y
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 \v9<L'N P)
oDA'}[/
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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