| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 w""u] b%:r
s5{H15
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw xDekC~ Zq
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min L{&1w
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m WTt
/y\'6
2、根据负载选择电动机。 rk ,64(
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 >b3IZ^SB#$
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw >2}*L"YC
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。 gGA5xkA
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 GpO@1 C/
3、传动比分配： wV$V X
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 23p.g5hJi
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 Gb Mu;CA
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 W0U|XX!&
AlrUfSBB
Ssa /;O2
$1)NYsSH/H
高速级锥齿轮设计计算： uF|[MWcy0#
1ATH$x
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC c(?O E'
"Z
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS q4"^G:
(lYC2i_b#
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m sZqi)lo-s
按齿面接触强度初步估算： A"+t[0$.
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) r`u 9MJ*
载荷系数k=1.2 5HvYy
*B/
齿数比u=i1=3 55>+%@$,a
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Z$YG'p{S
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ,(c'h:@M
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ND 8;1+3
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 X/Fip 0i
则Z2=i1*Z1=19*3=57 &|zV Wl
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" "6?Y$y/wm
nu|odP
δ2=90°-δ1=71°33'54" f' S 0 "
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm NH 1|_2
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm m Ub2U&6(
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 4=* ml}RP
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm Uf[Gs/!NV
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Pc~)4>X<
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm F2 0%r 0
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm E/ku VZX
dm1=2.125*57=124.125mm :KRe==/
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 SS,'mv
Zv2=z2/cosδ2=180.25 _&@cU<bdee
变位系数为0 ooYs0/,{
oX/#Mct{s
其他结构尺寸（略） /dVcNo3"
etP`q:6^c
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 0R,Y [).U
KiNluGNt
5、工作图(略） <jVk}gi)Jp
o`ODz[ 04
圆柱齿轮传动设计计算： z]i/hU
-f(< 2i
一、设计参数 jin?;v
传递功率 P=5.5(kW) MP 8s }
传递转矩 T=109.42(N·m) V3 \} ]5
齿轮1转速 n1=480(r/min) !{oP'8Ax$
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) SY2((!n._
传动比 i=4.52 WOGM t T%
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 n] n3/wpO
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 YH!` uU(Lh
预定寿命 H=40000(小时) KH1/B_.\V
,rQPs
二、布置与结构 > Gxu8,_;
闭式,对称布置 /lvH p
;\+A6(GX{
三、材料及热处理 ga91#NWgK
硬齿面,热处理质量级别 MQ C? b_E
Tq >?.bq9
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> m=I A/HOR^
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 %G ~%:uJ5
齿轮1硬度 HBS1=59 gB#$"mq,
ch}( v'xv(
齿轮2材料及热处理 =45调质 TWQ{,
B
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS V6
,59
齿轮2硬度 HBS2=230HBS F (:] lM|
UBy:W^\g
o"A%dC _
四、齿轮精度：7级 /F @a@m|
'^M3g-C[Jg
五、齿轮基本参数 $;+`sVG
模数(法面模数) Mn=2.5 B bx.RL.V
齿轮1齿数 Z1=17 *,__\/U98
齿轮1变位系数 X1=0.00 C0 Ti9
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) +xtR`Y"
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 <?iwi[S
y#;@~S1W
齿轮2齿数 Z2=77 #9Dixsl*Q
齿轮2变位系数 X2=0.00 w-MnJ(r
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) Ib8xvzR6I&
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 |"a%S,I'
?en%m|}0
总变位系数 Xsum=0.000 >U$,/_uMNW
标准中心距 A0=117.50000(mm) :ITz\m
实际中心距 A=117.50000(mm m)? cXM
$
V"7UA22
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) EGyQ hZ mO
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) #|
Et9
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) *tT }y(M
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) a|@^ N
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) G%K<YyAP
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) nPUq+cXy]C
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Jk7 [}Jc$
Ey u?T
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) vrIM!~*W
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) eESJk 14
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) P
A9
]L
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) T=2 91)@
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) b-+iL
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Re
b^w,
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) A`Bg"k:D
pOi p$Z
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) N*My2t_+E
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) |nj%G<
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) CtA0W\9w5a
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) #3 u;Ox
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 _>* $%R
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) "ND 7,rQ
}T+pd#>
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) I=pT fkTT
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) j=d@Ih*
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) *Ta*0Fr=9|
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ,.f GZ4
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 gKS0!U
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) M(S:&GOU
F
3}cVO2bY
齿顶高系数 ha*=1.00 D{/GjFO
顶隙系数 c*=0.25 *Oo2rk nQ
压力角 α*=20(度) 70m}+R(`
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 z@bi X
端面顶隙系数 c*t=0.25000 e2%Y8ZJG.
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 3%xj-7z
W
pXCmyLQ
g(MeCoCc
六、强度校核数据 ?!~CX`eMZ
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) (3"V5r`*;
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) \ey3i((L
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) Pd\S{ Y~wk
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) #Gs] u
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ^' C1 VQ%
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) z}N= Oe
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ;Zc(qA
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Wgdij11e
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 QE$sXP7 &u
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 +kQ$X{+;8
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 0\Qq v7>
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Q5/".x^@
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) zD-.bHo>.
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) +dk}$w[ g
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 a4L8MgF&$-
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 6<R!` N 6
W)?B{\
aDTNr/I
/WB^h6qg
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 4r5?C;g
M"#xjP.
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 %X
O97
Sim\+SL{#
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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