| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 7>E>`Nc6
2<T/N
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ^OOoo2
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min F%:74.]Y
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m GBl[s,g[|
2、根据负载选择电动机。 *Fg)`M3g
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 WM;5/;bB
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw lhC^ Upqw
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。 '~9w<dSB!r
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 <])]1r8
3、传动比分配： {4$aA*
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 .0rTk$B
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 Sy/ Z}H
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 JvsL]yRT
#P1U] @
Yr*! T= z
/iEQ}
高速级锥齿轮设计计算： jqj4(J@%yr
c{IL"B6>
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC jLA)Y
[ h
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 5WA:gy gB&
0R,.
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m `TYC]9
按齿面接触强度初步估算： r1Hh @sxn
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) )$GCur~
载荷系数k=1.2 Ncr Bp(
齿数比u=i1=3 O ^!Bc}$
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa N^M6*,F,J
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ucJ}KMz
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm :-WNw
n
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 >,Q CK ZH
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ULhXyItL
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" WD_{bd )
MGf *+!y,
δ2=90°-δ1=71°33'54" rvU^W+d
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ts%
n tnvI
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm )Ii`/I^
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 764eXh
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ZXN `8!]&
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm D@O5G d
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ^We}i
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm kl[(!"p
dm1=2.125*57=124.125mm l =t/"M=
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 NJSbS< O
Zv2=z2/cosδ2=180.25 bIlNA )g
变位系数为0 4x<H=CJC
q{ _ f"
其他结构尺寸（略） 0y t36Du
TFm[sO0RZ
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 5JEOLPS
2
6DX 4
5、工作图(略） JS/ ChoU
4x}U+1B
圆柱齿轮传动设计计算： Lq$ig8V:O7
Uf|uFGb
一、设计参数 }& W=
传递功率 P=5.5(kW) >tPf.xI| l
传递转矩 T=109.42(N·m) z]SEPYq:
齿轮1转速 n1=480(r/min) :nR80]
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) _VRxI4q
传动比 i=4.52 Q"D5D
rj
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 /qJC p![X
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 )HC/J-
预定寿命 H=40000(小时) O$;#GpR
}!{R;,5/n
二、布置与结构 {]cr.y]\
闭式,对称布置
x`FTy&g
+Adk1N8
三、材料及热处理 x/CM)!U)
硬齿面,热处理质量级别 MQ W!R0: -
5jso)`IL
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> MU sF
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 $./aK J1B
齿轮1硬度 HBS1=59 /V{UTMSz
Zj-U^6^L
齿轮2材料及热处理 =45调质 :*&c'
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS l*OR{!3H$
齿轮2硬度 HBS2=230HBS *l 4[`7|
=Gu&0f
[* 5]NNB
四、齿轮精度：7级 +p63J
zCQP9oK!
五、齿轮基本参数 343d`FRa}
模数(法面模数) Mn=2.5 $OdBuJA
齿轮1齿数 Z1=17 = R' O5J
齿轮1变位系数 X1=0.00 K:jn^JN$
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) qEXN} Pq<
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 2C}Yvfm4
qbD
7 \%
齿轮2齿数 Z2=77 P`{$7ST'Hh
齿轮2变位系数 X2=0.00 Ex
z B{ "
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ~
z3J4s
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 q` /J2r+O
I/O/*^T
总变位系数 Xsum=0.000 >V?0#f45@
标准中心距 A0=117.50000(mm) lya},_WCq
实际中心距 A=117.50000(mm [|1I.AZ{
D-LOjMe
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) hHmm(~5gR
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ^Z#G_%\Y:
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) >h\u[I$7
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) _"B .V (
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) GJZjQH-#P
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 3: WEODV2
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ("t'XKP&N
+pme]V|<
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) aIFlNS,y
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) n<j+KD#a
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 3.?be.cq
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 64mEZ_kG,
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) cZ?$_;=
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) {Ba&
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Nz.X$zUmY
s $>n U
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) ,G%UU~/a
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) FMeBsI9pL
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) jw=PeT|
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) xmcZN3 ){+
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 cbyzZ#WRb
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) \H:T) EVy
7$ lnCvm
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) I:i MRvp
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) vuPNru" 2
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) bg -/
8,
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) E3O^Tg?j
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 )
yMrE T
m
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) N$]er'`
XP?j sBE
齿顶高系数 ha*=1.00 T8z?_ *k
顶隙系数 c*=0.25 ft(o-f7,
压力角 α*=20(度) &N/t%q
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 `L`+`B
端面顶隙系数 c*t=0.25000 8^ f: -5
端面压力角 α*t=20.0000000(度) {m>yl E
; C$+8%P4
j0 mN4Ny
六、强度校核数据 Pn">fWRCx
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) e9 h@G#
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) rl%,9JD!
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) I61S0l z/
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 7:u+cv
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) %|(c?`2|
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) `2 s@O>RV
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) N~O3KG q
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) lJu^Bcrv
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 7amVnR1f
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ? x #K: a?
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) dz9U.:C
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 }<A.zwB<i
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) vNGE]+QX
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ,O5X80'.g
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 8O,\8:I#
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 wL?Up>fr
a P
4Lt9Dx1
<(lA
CH
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 T(7`$<TQ
?ZRF]\dP]
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 +r8bGS]ki
eTx9fx w
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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