| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 $:{r# mM
.X D.'S
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw O'<5PwhG
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min \v7->Sy8
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m J$9`[^pV
2、根据负载选择电动机。 03 ]
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 \I! C`@0
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw v# . %eF
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。 `s0`kp
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 pN-l82]'
3、传动比分配： ; O6Ez-"
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 (?9 @nS
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 <ptskbu
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 o09)esy
X:aLed_{f
cqP)1V]
Bh'_@PHP
高速级锥齿轮设计计算： .7h:/d
Y:
(qf%,F, _L
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC
]W c:9Zb
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS #FAy
]7/O
x WZ87
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m oWJ0>)
按齿面接触强度初步估算： 9 n(.v}
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) M F 7q*f
载荷系数k=1.2 $#b@b[h<w
齿数比u=i1=3 'U 9l
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ({"jL*S,q
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) gpIq4Q<
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm
l ~b
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 5_|Sm=
则Z2=i1*Z1=19*3=57 scXY~l]I*
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" @-L4<=$J
z5V~m_RO
δ2=90°-δ1=71°33'54" Yq pe2II7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm N ,8^AUJ3&
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm K\ bA[5+N
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm ws^ 7J/8
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 6RA4@bI G
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm kjS9?>i
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 2 Nr *
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm m %=]
j<A
dm1=2.125*57=124.125mm " [Z'n9C
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 GN&-`E]-
Zv2=z2/cosδ2=180.25 D-v}@tS'
变位系数为0 Lq Dj4[}
u\&F`esQ2
其他结构尺寸（略） C(4r>TNm
GKT^rc-YT-
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 5a0&LNm
<-Hw@g
5、工作图(略） < WWn1k_
V2v} F=
圆柱齿轮传动设计计算： \dB)G<_
>[$ j(k^
一、设计参数 {.,-lFb\
传递功率 P=5.5(kW) Hzn6H4Rc
传递转矩 T=109.42(N·m) Cyn_ UE
齿轮1转速 n1=480(r/min) @(b;H 0r~
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) |qp^4vq.p
传动比 i=4.52 .%\lYk]
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 =!V-V}KK-
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 9fj8r3 F#
预定寿命 H=40000(小时) PQ}owEJ2eM
A9 D vU)1
二、布置与结构 lD K<gd
闭式,对称布置 H
N )@sLPc
\DgWp:|
三、材料及热处理 (E*pM$
硬齿面,热处理质量级别 MQ bb@3%r|_<
/:BM]K
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳>
M%aA1!@/
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 EN\
uX!
齿轮1硬度 HBS1=59 40M/Gu:
mO?yrM *
齿轮2材料及热处理 =45调质 5N5Deb#V
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS IXz)xdP
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ah8xiABa
[VL+X^
pOmHxFOOK
四、齿轮精度：7级 ^! r<-J
K+F]a]kld
五、齿轮基本参数 '^6jRI,
模数(法面模数) Mn=2.5 H[;\[ 3
齿轮1齿数 Z1=17 @D3|Ak 1
齿轮1变位系数 X1=0.00 K'DRX85F
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) a6/$}lCq
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 & % infPI'
7hq$vI% 0
齿轮2齿数 Z2=77 iN]#XIQ%
齿轮2变位系数 X2=0.00 $I$ B8
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) # ]MV
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 X1N*}@:/
&>KZ4%&?
总变位系数 Xsum=0.000 k O8W>
标准中心距 A0=117.50000(mm) UbDRE[^P
实际中心距 A=117.50000(mm 9Z_!}eY2mc
=eB^( !M
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) xUw)mUn@N
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) O"c@x:i
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) g"P!KPrf1p
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) E$?:^ausu
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) zmEg 4 v'I
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Q!&@aKl
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) qe@ctHpn
M<KWx'uV
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) P+/6-C J
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) X v2u7T\
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) s${|A =
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) mY& HK)
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) V+y yy- /
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) @x4IxGlUs
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Ga9^+.j
B]C 9f
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) tXu_ o6]
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) oD vE0"Sz
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 9yA? 82)E
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 8t$w/#'@
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 6t0-u~
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) >i:h dcxe
2dpTU=K4
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) = w#sCy
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) sfuA
{c'v
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) gb,X"ODq
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) >kN%R8*Sx
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 Qjl.O HO
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) /"LcW"2;N
k5X& |L/
齿顶高系数 ha*=1.00 Gi9s*v,s
顶隙系数 c*=0.25 ns/L./z
压力角 α*=20(度) U`HSq=J
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 .V.x0
端面顶隙系数 c*t=0.25000 ?--EIA8mfp
端面压力角 α*t=20.0000000(度) N*CcJp{Q
r cx'`CIJ
9}_ccq
六、强度校核数据 t I- u@
g
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) < `/22S"
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) X$4MpXx
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) FLE2]cL-
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) c&rS7%
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) lM N3;}K
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) LaolA qU
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) w]ZE('3%W
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) )kl(}.9X
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 o[ua$+67E
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 {;T7Kg.C
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) /ivA[ LSS
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ja_.{Zv
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) L=1~)>m P
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) JPq2C\Ka
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 (TjY1,f!H
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ]g0h7q)79
+YA,HhX9
i; GF/pi
SJXA
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 j$u=7Z&E
3{j&J -
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 "dN4EA&QJ
wP: w8O
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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