| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 /m
Q2;*|
7"n)/;la
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw h mBnV
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min tB ,.
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m //X e*0
2、根据负载选择电动机。 uXQ7eXX
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 xxLgC;>[
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw h\=p=M
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。 MdV CD^B
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ?GUz?'d
3、传动比分配： hi {2h04
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 vL nq %@x
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 vJTfo#C|
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 Y8 J ;+h9
l&6U|q`
( :.Q\!aZ1
`z-H]fU
高速级锥齿轮设计计算： t<!+b@l 5
u=@h`5-fp
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC [GR]!\!%~
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS CJMaltPp&
P"R97#C
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 6( N.T+;]
按齿面接触强度初步估算： jiA5oX^g
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) H
_Zo@y~J
载荷系数k=1.2 `ICcaRIN8I
齿数比u=i1=3 lFp!XZ!
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 943I :, B
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) CB *`
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm /S7+B ]
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 [cG t
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ^%n124
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" -H1"OJ2aF
1DEO3p
δ2=90°-δ1=71°33'54" [{S;%Jj*X/
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm hmK8j l<6
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm qDby!^ryc
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm -`zG_]=-
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm $ZQl IJZ
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm G$;>ueM
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm uY&=eQ_Cb
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm l `fW{lh
dm1=2.125*57=124.125mm TK; \_yN
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 `pP9z;/Xq
Zv2=z2/cosδ2=180.25 RH !SW2o<
变位系数为0 $.oOG"u0]
;Y
Dv.I
其他结构尺寸（略） ]s*5[ =uc2
2}^+ ]5
4、较核齿面接触疲劳强度（略） !"g=&Uy&
.cw!ls7d
5、工作图(略） !2GHJHxv]c
jg~_'4f#
圆柱齿轮传动设计计算： HA $Y1}
q{a#HnZo"
一、设计参数 x Z|&/Ci
传递功率 P=5.5(kW) @4;HC=~
传递转矩 T=109.42(N·m) ^Vag1 (hdq
齿轮1转速 n1=480(r/min) |.1qy,|!X
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) /VRUz++K
传动比 i=4.52 e W c_ N
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 E;9Z\?P
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 jMK3T
预定寿命 H=40000(小时) @q,)fBZq
)yHJ[
二、布置与结构 j._G7z/LJ
闭式,对称布置 {J{1`@
jyNb(Z
三、材料及热处理 f.@Xjf
硬齿面,热处理质量级别 MQ 1+R:3(AC
T}UT 7W|
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> LRWO BD
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 aw1P5aPmX
齿轮1硬度 HBS1=59 $9G3LgcS
Zotz?j VVr
齿轮2材料及热处理 =45调质 ?p(kh^ z
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS d& hD[v
齿轮2硬度 HBS2=230HBS f7Yz>To
-<6v:Z
!&W|myN^
四、齿轮精度：7级 A
6 :Q<
5!~!j
"q
五、齿轮基本参数 4 &|C}
模数(法面模数) Mn=2.5 5Yl6 ?
齿轮1齿数 Z1=17 Gi*<~`Gr
齿轮1变位系数 X1=0.00 :ztyxJv1
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) m`'=) x|
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 9GTh yY
/M:H9 Z8!
齿轮2齿数 Z2=77 w}d}hI
齿轮2变位系数 X2=0.00 Y: wF5pp;
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ;J 'OakeVO
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 &RWM<6JP
uMHRUi
总变位系数 Xsum=0.000 )`<6taKx@n
标准中心距 A0=117.50000(mm) Q skUdzQ=
实际中心距 A=117.50000(mm |-n
('gQ[
)U'yUUi
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 85}
ii{S
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) E[UO5X
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) HM) :"
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) IQIbz{bMx
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) dsK/6y u
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) *E}Oh
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 9Fk4|+OJ
8^y= H=
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm)
qtzFg#
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) FRgLlp 8x
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Mm.Ql
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) W<Z$YWr
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) N#UXP5C(
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) rCE;'? Y
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) dnwdFsf
WO@H*
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) =5Wp&SM6
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) :c=v}
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) HVGr-/
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) o!utZmk$
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 0V3gKd7
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) AFm,CINa
H UkerV
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) q`[K3p
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) .gq(C9<B[
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) gQ>2!Qc a-
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Xem5@
(u
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 4>YU8/Rw
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) uB;_vC
)\0q_a
齿顶高系数 ha*=1.00 7@IFp~6<qK
顶隙系数 c*=0.25 t:=k)B
压力角 α*=20(度) +0"x|$f~
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 F Ciq?@
端面顶隙系数 c*t=0.25000 _ 88QgThb
端面压力角 α*t=20.0000000(度) +#s;yc#=2
[O_^MA,z
V&[eSVY?
六、强度校核数据 q@kOTkHv)
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) _q)!B,y-/N
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) g4wZvra6%)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) {a@>6)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ;v_V+t <$
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Mlj# b8
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) j{;|g%5t
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) qo_]ZKL44
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) P"F{=\V1`<
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 k_?~<vTM
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ] H&c'
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) [(|v`qMv/g
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 CZ3].DA|z
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) nJT4w|Yx
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) eh<rRx"[
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 MCU9O
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 FVgMmYU
V7C1FV2
C),7- ?
M4?8xuC
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 SY1GR n
p 7C!G1+z
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 O-PdM`mqW
\A<v=VM|
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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