| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ZP^7` q)6
o:"^@3
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw "/}cV5=Z
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min J}J7A5P
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m KK4"H ]!.
2、根据负载选择电动机。 "[BDa}Il
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 FkJX)
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ' 5%`[&
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。 {f<\`
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 +1 j+%&).
3、传动比分配： A T'P=)F@
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 +Jv*u8T'
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 9 ?~ Y
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 I~.d/!>Z
]J* y `jn
c/\$AJV.H
~M4@hG!
高速级锥齿轮设计计算： s.7s:Q`
Lb}
c jI:
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC }^R_8{>k
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS X0"f>.Lg
3 JR1If
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m wu2C!gyBo
按齿面接触强度初步估算： r9d dVD
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 3 @7<e~ f
载荷系数k=1.2 /P3s.-sL
齿数比u=i1=3 /K@{(=n
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ~1 yMw.04V
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 8 K/o /
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm >7^+ag~&
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ,$qqHSd1M
则Z2=i1*Z1=19*3=57 7berkU0P
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" %Fg}"=f1
@~l?hf
δ2=90°-δ1=71°33'54" r\-25F<e5
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm S=wJ{?gzAK
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm Mn=5yU
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm Iu -CXc
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm .V\ M/q\Tv
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm {)vue0
vP
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm !tNJ LOYf
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm +L$,jZqS
dm1=2.125*57=124.125mm 8uO@S*)0
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 *I(g~p
Zv2=z2/cosδ2=180.25 6!3Jr
变位系数为0 DB>Y#2j4h
dTV:/QM
其他结构尺寸（略） iC{~~W6
P"g
Y|}|
4、较核齿面接触疲劳强度（略） +H K)A %QI
WSY&\8
5、工作图(略） 5w#*JK
; ^,2
Qs M
圆柱齿轮传动设计计算： |;-,(509
7Pc0|Z/
一、设计参数 Z-{!Z;T)z
传递功率 P=5.5(kW) Bn"r;pqWiT
传递转矩 T=109.42(N·m) i~IQlyGr.
齿轮1转速 n1=480(r/min) YORFq9a{R
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) yMNLsR~ rh
传动比 i=4.52 Jb~ -)n2
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 6rnehv!p
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 @J~y_J{
预定寿命 H=40000(小时) lbES9o5
LaE;{ jY
二、布置与结构 a xY-Vj
闭式,对称布置 O8+[ )+6^
p 0.?R
三、材料及热处理 : {9|/a
硬齿面,热处理质量级别 MQ hG,gY;&[6
8i;N|:WdH
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> kC R)k=*
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 +fhyw{
齿轮1硬度 HBS1=59 1q!JpC^
\ooq a<_
齿轮2材料及热处理 =45调质 {z GIQG9
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS UZdE ^Q[
齿轮2硬度 HBS2=230HBS xLZQ\2q
xQ7n$.?y@
r2T?LO0N{
四、齿轮精度：7级 k~Pm.@,3o
L IH>IpamN
五、齿轮基本参数 Xl6)&
模数(法面模数) Mn=2.5 &,Q{l$`X
齿轮1齿数 Z1=17 <LW|m7
齿轮1变位系数 X1=0.00 \i-jME(sN
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) (Df<QC`0v
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 $ U jSP
ZZC=
7FB
齿轮2齿数 Z2=77 {I 7pk6Qd
齿轮2变位系数 X2=0.00 G
7)D+],{Y
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) t%z7#}9$
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 i,")U) b
BHmA*3?
总变位系数 Xsum=0.000 "|DR"rr'j
标准中心距 A0=117.50000(mm) <J-OwO a-1
实际中心距 A=117.50000(mm ?<frU ,{
73~Mq7~8
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ):78 GVp
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) YLd
5
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) /&j4I lT
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) _ga!TQ:
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) f9- |! ]s
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) * Kzs(O
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Ux icqkX
l*Y~h3
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) J-PzI FWd
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) ^y6Pkb
P
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) n'*L jp
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) !CBx$1z
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) mF F]d
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 4_.k Q"'DH
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) lIjHd#q-C
T %a]3
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) Bh' vr3|
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ^/n[5@6H
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) aJ)5 DlfLR
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) "(efd~.]
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 @I"Aet'XV
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) <$yer)_J!k
$Qy(ed
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ''v1P v-
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 3+|6])Hi1
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) *VlYl"
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) `u>BtAx8
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 :ZP3$ Dp
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) [d&Faa[`
Y!7P>?)`,X
齿顶高系数 ha*=1.00 hE6tu'
顶隙系数 c*=0.25 2mlE;.}8
压力角 α*=20(度) mW-@-5Wda
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 _5 m }g!
端面顶隙系数 c*t=0.25000 5 nj~RUK
端面压力角 α*t=20.0000000(度) _@OY C<
kN$70N7I;
xRY5[=97
六、强度校核数据 #wjB MR%
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) tJu<#h X
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) R$@.{d&:w
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) |wb7` 6g
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) O(~ V voq
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) }[DAk~
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) .E}}) ;l
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) .-|O "H$
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) rOD KM-7+
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 qJ/C*Wqic
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 _ N:h&uw
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) >ATW/9r
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 {;}8Z $
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) p_AV3
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) }6bLukv
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 Ji!-G4.n"
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 =@w :
[]]3"n
z )pV$
~?&ijhZ
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 !:t9{z{Ixg
jwq"B$ap
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 0hkuBQb\
,![=_ d
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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