| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 +:W/=C
d(h
KrR`A(=WL
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw I@5$ <SN
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min B2Rpd &[
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m hX vC>ie(i
2、根据负载选择电动机。 "[-W( =
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ?9%$g?3Z
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw V>`9ey!U
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 ~k%XW$cV
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 6VS_L@
3、传动比分配： S=W^iA6>
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 6q8PLyIp
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 /E3~z0
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 *2fJ dY
F("| SOhc
=dwy 4
OsW* @v(
高速级锥齿轮设计计算： =v0w\(
?N
D^a(|L3;
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC QyY<Z i;6
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS YI;MS:Q j
qA[cF$CIl)
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m scTt53v^
按齿面接触强度初步估算： *CbV/j"P?
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) <Ql2+e v6
载荷系数k=1.2 C9_[ ke[1D
齿数比u=i1=3 cj^hwtx
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa oIQ$98 M
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Q,Y^9g"B`~
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm e+<|
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 'vYt_T
则Z2=i1*Z1=19*3=57 F>5b[q6~4
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" fQwL x
lon9oraF'
δ2=90°-δ1=71°33'54" tK?XU9o
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm fdHFSnQ g
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm
^w&!}f+
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm kem(U{m
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm |qwx3 hQ?
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm +G\i$d;St
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm }$sTnea
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm x JnN95`R@
dm1=2.125*57=124.125mm IxG7eX!
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 mg>wv[ 7
Zv2=z2/cosδ2=180.25 CJDNS21m
变位系数为0 :Rnwyj])
ic4hO>p&
其他结构尺寸（略） E$ &bl
UI'fzlB
4、较核齿面接触疲劳强度（略） th<>%e}5c
(i?9/8I
5、工作图(略） f*IvaY
rZ)7(0BBs
圆柱齿轮传动设计计算： 3lEP:Jp
3xmP Y.
一、设计参数 [0]J
2
传递功率 P=5.5(kW) Vg :''!4t2
传递转矩 T=109.42(N·m) ie>mOsz
齿轮1转速 n1=480(r/min) F- M)6&T
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 9'e<{mlM
传动比 i=4.52 ]"htOO
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 J\p-5[E
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 [d-Y1
预定寿命 H=40000(小时) 1_ ]%,
:7 JP(j2
二、布置与结构 PfB9 .f {
闭式,对称布置 d2)]6)z6
vS[\ j
三、材料及热处理 8rFP*K9
硬齿面,热处理质量级别 MQ + (z[8BJl
feeHXKD|
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> G )`gn
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 :#{0yno)H
齿轮1硬度 HBS1=59 dTlEEgR
rW_c Ldh]#
齿轮2材料及热处理 =45调质 #l.s> B4
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS T| j=,2_
齿轮2硬度 HBS2=230HBS AxF$7J(
6+" gk(
i70\`6*;B
四、齿轮精度：7级 ]{#Xcqx
h?} S|>9
五、齿轮基本参数 y@7CY-1
模数(法面模数) Mn=2.5 O*B9 Bah
齿轮1齿数 Z1=17 eNM"e-
齿轮1变位系数 X1=0.00 .3@Pz]\M#>
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) %qqeL
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 'z)cieFKP
~"4Cz27
齿轮2齿数 Z2=77 ~?)y'?
齿轮2变位系数 X2=0.00 ,t9C P
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) Y?z o")
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 l8_RA
_\=
/~>Xl
总变位系数 Xsum=0.000 8DbP$Wwi
标准中心距 A0=117.50000(mm) +qqCk
实际中心距 A=117.50000(mm *P5/ S8c
Goy[P2m
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) FFmXT/K"/j
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) <1:I[ b
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) jqTK7b
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ! L3| 5:j
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) mv`b3 $
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) w{;~
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) /OMgj7olD
~x@V"rxGw
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) O'.{6H;t
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Qv;b$by3
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 9 }42s +
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) kE!k y\E
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) h uR ^l
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) :O?3lj)
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) A@4{-e\
F&3 :]1
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) IlI5xkJ(
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) 9y} J|z
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) *KU:D Y{
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) V>UlL &V
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 jYB iC DD
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) LcNI$g;}Yf
' dv(
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) s&wm^ R
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ,:V[H8 ?
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) >%n6n! "
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) WU.ee iX
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 u09D` QPP]
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) &g0r#K
l2w u>Ar7.
齿顶高系数 ha*=1.00 (OavgJ+Y
顶隙系数 c*=0.25 yZNg[KH
压力角 α*=20(度) <K Stl fX
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 8 vfC
端面顶隙系数 c*t=0.25000 |Vu`-L'Jz
端面压力角 α*t=20.0000000(度) iuM ,a F
pE0@m-p
yL l:G ;
六、强度校核数据 )]E?~ $,
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) {?A/1q4rr
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) d?cCSf
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 4Yt'I#*
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) q%)."10}]
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) NpbZt;%t
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) /N./l4D1K-
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) i~5'bSq c
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) `>lY$EBG@[
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 A,7* 5 2U
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 b h fKhXh8
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) }We-sZ/w7r
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Q#&6J =}
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) a'*~E ?b
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) %/_E8GE
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 d*@K5?O.
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 %.fwNS
TI F =fQ
Q]dKyMSSA
!QME!c>*$
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 9tmnx')_
4ZYywD wn
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ZK<c(,oZ^
e{ ^l D.E
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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