| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Le&SN7I
T+_pm DDN
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw -lKk.Y.}r
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min WUQlAsme
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m S\"/=|\
2、根据负载选择电动机。 1LbJR'}
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 bk@F/KqL
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw WD=#. $ z$
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。 IXp (Aeb
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 R<}n?f\#JZ
3、传动比分配： <P)vx
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 a#i JXI
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 A4lh`n5%
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 O1+ 2Z\F
[FHSFr
E,5
xFU*,Y
VCzmTnD
高速级锥齿轮设计计算： J. ;9-
,q F;#nB-
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC -!OFt}
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Ccmo(W+0
|/u&%w?W
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ZXP9{Hh
按齿面接触强度初步估算： 1+1Z]!nG#!
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 39jnoT
载荷系数k=1.2 "*E#4e[
齿数比u=i1=3 K3QE>@']
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 3jMHe~.E<
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ?lg
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm :x*|?zII
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ai7*</l s
则Z2=i1*Z1=19*3=57 /%w9F
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 8lAs~c
!"w1 Pv,
δ2=90°-δ1=71°33'54" %SW"{GnO ^
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm s8,{8k
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm |D `r o
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm BU-m\Kf)
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm tDF=Iqu)a
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm r|U'2+vn
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Bvke@|]kW
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 02U5N(s
dm1=2.125*57=124.125mm VqzcTr]_
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 r; gtf X*
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ?}y{tav=
变位系数为0 >'>onAIL
?&Zf b
其他结构尺寸（略） qDR`)hl e
Lq#>N_72W0
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 3z ^l
?]i.Zi\[f
5、工作图(略） ~&>|u5C*@
f9A^0A?c
圆柱齿轮传动设计计算： 9,h'cf`F
FyZp,uD
一、设计参数 bVE t?E*+
传递功率 P=5.5(kW) o)_;cCr)q
传递转矩 T=109.42(N·m) 9 |Z25_sS
齿轮1转速 n1=480(r/min) Ep/ kb-~-
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 9$-V/7@)
传动比 i=4.52 k5]M~"
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ]s3U +t?
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ;t '~
预定寿命 H=40000(小时) H{Zfbb
$ b Q4[
二、布置与结构 .8[Db1W
闭式,对称布置 {VWX?Mm
NXQdy g,
三、材料及热处理 PCxv_Svf
硬齿面,热处理质量级别 MQ
'g<0MOq{
obUX7N
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> `4 Jlf!
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ^4Ta0kDn
齿轮1硬度 HBS1=59 J1, \Q<
sq6|J])GgU
齿轮2材料及热处理 =45调质 .R q |F
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS [12^NEt
齿轮2硬度 HBS2=230HBS N%1T>cp0
hhu !' (j
Iu`B7UOF
四、齿轮精度：7级 (+' *_
[[{y?-U
五、齿轮基本参数 XWQp-H.
模数(法面模数) Mn=2.5 <mE)& 7C
齿轮1齿数 Z1=17 $_N<! h*\
齿轮1变位系数 X1=0.00 HtWuZq; w
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) &5fM8 Opkd
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 tOn_S@/r
Y {]Rh RR
齿轮2齿数 Z2=77 >3HLm3 T
齿轮2变位系数 X2=0.00
Do3;-yp>`
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) pgK)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 qq0 bIfF\4
:-x F=Y(;
总变位系数 Xsum=0.000 G o>_4)jy
标准中心距 A0=117.50000(mm) V H3 j
实际中心距 A=117.50000(mm K8 Y/sHl
*M*:3 v
0
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) s_} 1J,Y
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) $i@ ~$m7d-
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) gie}k)& M
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) &P R u[!
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) LD]>_P83
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) (;^Vdi J
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 2+pLDIIT
;IX3w:Aw
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) +R}(t{ b#
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) B|#*I[4`w@
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) cE S3<`[K
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) vJg|}]h>L
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) Z/=x(I0
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 0( fN
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) !Kv.v7'N/k
_aOis N{
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) ]kC/b^~+m
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) 't3/< h<
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) IZ /M d@C
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) {3Z&C$:s
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 1=C>S2q
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) =
E'\
2lw0'
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) \& 6
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) D@T>z;
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) M~Tq '>Fn
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) )ymd #?wq
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ^7Q} W#jy
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) qv<[ f=X9|
Bfw]#"N`
齿顶高系数 ha*=1.00 Cs$wgm*
顶隙系数 c*=0.25 vlu A46c
压力角 α*=20(度) n m4+$GW
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 D 6!`p6r+
端面顶隙系数 c*t=0.25000 [4,= %ez
端面压力角 α*t=20.0000000(度) Mfjj+P
< \]o#w*:
09y%FzV
六、强度校核数据 9I*zgM!F
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) l ,0]iVJ
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) *7<5 G{
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) b!VaE K
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) j["b*X`8G
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) f,Vj8@p)x
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 0sW=;R2
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) _ 1[5~Pnh
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) j`1% a]Bwc
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ,yW BO
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ;RNU` I p
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) p(/PG+
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 D 2x-Wa
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 7r#U^d (
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) U CzIOxp}
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 MKSiOM
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 E/@w6uIK[
1t{h)fwi
9u ";%5 4
R%iyNK,
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 YX38*Ml+V
xwG=&+66
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 4 f/2gI1@B
RYzDF+/
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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