| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 p 2It/O
><}FyK4C
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw <]eWr:;
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 'e_^s+l)a
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m hn{]Q@(I
2、根据负载选择电动机。 xbnx*4o0
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Ac 0C,*|^
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Bwj^9 J/ob
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。 U h'3 c"
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 r" d/ 9
3、传动比分配： y/k6gl[`
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 K??%Qh5l+C
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 !(~eeE}|lM
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ~McmlJzJG
9G_bM(q'^2
!4\`g?
{P"$;_Y"<
高速级锥齿轮设计计算： Y*/:IYr`
,+-l1GpL
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC #n2'N^t
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ,#hS#?t
3 GmU$w
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m eu@hmR8T
按齿面接触强度初步估算： qL.1N~$2
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) )XV|D
载荷系数k=1.2 _eb:"(m
齿数比u=i1=3 _U ( b
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa CE]0OY
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) U??P
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm Mla Viw
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 pp@Jndlg
则Z2=i1*Z1=19*3=57 B{$4s8 XU
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" f2ygN6(>
dP 63bV
δ2=90°-δ1=71°33'54" :@x 24wN/
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm = Ryh @X&
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm r CU f,)
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm T;K@3]FbX
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm S+Z_Qf
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Wd#r-&!6 j
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm by!1L1[JTt
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm (oTtnQ""+
dm1=2.125*57=124.125mm CB_ww=
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Oya:{d&=
Zv2=z2/cosδ2=180.25 piKYO +;W'
变位系数为0 d.Wq@(ZoA
$*w]]b$Dn
其他结构尺寸（略） z +,l"#Vv
C1&~Y.6m
4、较核齿面接触疲劳强度（略） kDI(Y=F g
T9w ;4XF
5、工作图(略） %EkV-%o*
l)tK/1 W
圆柱齿轮传动设计计算： &x6Z=|Ers
6-#<*Pg
一、设计参数 G u[G_^>
传递功率 P=5.5(kW) &XAG|
#
传递转矩 T=109.42(N·m) ;D.a |(Q
齿轮1转速 n1=480(r/min) WO$9Svh8
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) j_H"m R
传动比 i=4.52 [&12`!;j
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 5-'jYp/
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 :U;n?Zu
S
预定寿命 H=40000(小时) DP{kin"4I
%+Hhe]J ld
二、布置与结构 vF
yl,S5A
闭式,对称布置 )y>o;^5'
Ix N0m7
三、材料及热处理 WqQAt{W/<
硬齿面,热处理质量级别 MQ 6[3oOO:uo
lh^-L+G:Ok
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ) H=}bqn
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 u'Ja9m1
齿轮1硬度 HBS1=59 }]O*
yFR{j
Y ' K+O
齿轮2材料及热处理 =45调质 c#o(y6
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS .axJ '*~W
齿轮2硬度 HBS2=230HBS d Jy f.VJ
uP|Py.+
5?6U@??]
四、齿轮精度：7级 me-Tv7WL
u /PaXQ
五、齿轮基本参数 ;k1 \-
模数(法面模数) Mn=2.5 MzUNk`T @
齿轮1齿数 Z1=17 Cg{V"B:
齿轮1变位系数 X1=0.00 uu0"k<Tp
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 2?vjj:P+h
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 `y"(\ 1
t~_j+k0K#
齿轮2齿数 Z2=77 ;Q YUi R
齿轮2变位系数 X2=0.00 P`z#tDT^"
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) BpL7s
ej 7
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 7oUecyoj
'+?L/|'
总变位系数 Xsum=0.000 M"XILNV-~
标准中心距 A0=117.50000(mm) 3B *b d
实际中心距 A=117.50000(mm nE"##2X
iYbp ^iVg
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) k55s-%Ayr
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) {jyI7 r#X
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) FXLY *eRk
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) Vo1,{" k
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) z = \y)'b
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) jh Rg47A
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) %63zQFk
7kiZFHV
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) !4;A"B(
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) d7, ZpHt
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ^a>3U l{
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) R'Gka1v
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) V$ 8go#5
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) `.oWmBey\
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) U%.%:'eV=
O_v8R7 {
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm)
IB P 3
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) -4 *94<
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) j 3/ I =
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) o7 :~C]
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ]81t~t9LQ
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) V(gmC%6%l*
,\){-H/n
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 5OJ8o>BF
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 0iKSUw ps
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) w^Mj[v#
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Gy;>.:n
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 W;Pd bf"
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) egXHp<bqw
~mSW.jy}=-
齿顶高系数 ha*=1.00 kjj4 %0"
顶隙系数 c*=0.25 J\@ r ~x5G
压力角 α*=20(度) k<&zVV '
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 yr;~M{{4
端面顶隙系数 c*t=0.25000 `s )-
lI
端面压力角 α*t=20.0000000(度) RZY[DoF8u
9#;GG3
g3 6:OK"
六、强度校核数据 Ru&>8Ln0
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) )a7nr<)aU
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) s'7PHP)LOJ
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) |]M|I X8
o
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) "_f~8f`y
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) k^H &IS!
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) #oYPe:8|m
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 3-=f@uH!
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) c 5%uiv]
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 C {*' p+f
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 $q$G
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) VYR<x QA
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 21T#NYfew
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 2@Nt6r
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) $q|- 9B
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 2iWS k6%R
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 O|} p=ny
< NRnE8:
`iQ])C^d
{p y"Ob_
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 SzTa[tJ+
&E?TR
A# E
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 & FpoMW
R9&3QRW|
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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