| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 SjFF=ib
Cij$GY kv
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw oNh68ON:c
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min oUnq"]
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m `M towXj
2、根据负载选择电动机。 #i'C
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 U& tfl /
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw L{4),65
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 (jD'+ "?
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56
FF5tPHB
3、传动比分配： 3'| U qf8
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 1jR=h7^=
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 ]b5%?^Z#
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 v4nv Z6
N`
@W%
PT
0Qzg
Tw`F?i~
高速级锥齿轮设计计算： fzq'S]+
d m/ -}
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC Vu_7uSp,)
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS W)G2Cs?p
yf0v R%,\
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m +H2m<
按齿面接触强度初步估算： FU [8:o62
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) # CP9^R S
载荷系数k=1.2 vWPM:1A
齿数比u=i1=3 __ oY:d(~
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa c+)36/; X
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Y3 Pz00x
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 2ID*U d*
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 )3D+gu
则Z2=i1*Z1=19*3=57 {ziYd;Ys1
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" _RA {SO
F)[XIY&2/
δ2=90°-δ1=71°33'54" :8 \*)"^E
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm !3b|*].B
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm [="g|/M)
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm op.PS{_t
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm rw40<SS"Z
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 02]8|B(E90
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 6Y9 2&
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 7$Z)fkx.
dm1=2.125*57=124.125mm T6/$pJl
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 m M\!4Yi`7
Zv2=z2/cosδ2=180.25 tW Cv]*
变位系数为0 ~:ub
&"~,V6,q
其他结构尺寸（略） L~?, 6
^^t]vojX
4、较核齿面接触疲劳强度（略） L XTipWKz
)n[`Z#
5、工作图(略） ^6N3 n kyZ
YKs^%GO+
圆柱齿轮传动设计计算： !"o1ve`{
^>vO5Ho.
一、设计参数 it/C y\f
传递功率 P=5.5(kW) )|59FOWg
传递转矩 T=109.42(N·m) :3E8`q~c1
齿轮1转速 n1=480(r/min) b3y,4ke"
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) dZ;~b(CA
传动比 i=4.52 b6?Xo/lJ.
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 {3F}Slb
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 $N t]${0
预定寿命 H=40000(小时) ~PH1|h6
w'5dk3$"
二、布置与结构 K_<lO,[S
闭式,对称布置 $fj"*
6f5sIg
三、材料及热处理 wFoR,oXtL/
硬齿面,热处理质量级别 MQ 7y)|^4X2
@Z=y'yc'y.
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> .eDxIWW+ft
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 /FNj |7s
齿轮1硬度 HBS1=59 Tg{dIh.Q~O
!,-qn)b
齿轮2材料及热处理 =45调质 u6bB5(s`&
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS NZw[.s>n
齿轮2硬度 HBS2=230HBS *fuGVA
?[L0LL?ce
{ZBb. $}RC
四、齿轮精度：7级 %8` 1Li6 g
#Ko+_Hm?4
五、齿轮基本参数 /K Jx n6
模数(法面模数) Mn=2.5 7Hr4yh[j&
齿轮1齿数 Z1=17 ay7+H7^|hZ
齿轮1变位系数 X1=0.00 NdED8 iRc
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) @gl%A&a
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 \P tC
_>:=<xyOq
齿轮2齿数 Z2=77 {]/Jk07
齿轮2变位系数 X2=0.00 /iJcy:J
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) J?,!1V =
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 " =Fn.r4I
:0TS OT9.
总变位系数 Xsum=0.000 mGyIr kE
标准中心距 A0=117.50000(mm) GWkJ/EX
实际中心距 A=117.50000(mm C{I8Pio{b
7+Jma! o
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) PB3!;
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) *IO;`k q,;
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) $xn%i\
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) s%TO(vT
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 3vGaT4TDx
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) nY5n %>8
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ^$s~qQQ}B
%>z8:oJ
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) m*Lv,yw %a
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) .]P;fCQmM
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) %RD7=Z-z
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) H|Fqc=qp
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) a518N*] j
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ]zR ;%p
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Z?!:=x>7m
uRq#pYn@
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) $v}8lBCr3
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) /*p?UW<*4
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) d\< aJOi+-
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) +q, n}@y=
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 hu*>B
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) X|n[9h:%
ws(}K+y_
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) D!E 9@*Lf
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) )+{omQ7v
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) UeiJhH,u
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) $=g.-F% *=
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 6%hEs6-R
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) I8oKa$RF
BMsy}08dQ
齿顶高系数 ha*=1.00 k-PRV8W O
顶隙系数 c*=0.25 \w\47/k{
压力角 α*=20(度) Ue\ oIi
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 JP% ;rAoJ
端面顶隙系数 c*t=0.25000 SVEA
端面压力角 α*t=20.0000000(度) lJQl$Wx^
7/$Z7J!k
hE`%1j2(
六、强度校核数据 8 P y_Y>
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) jE5
9h
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ~Wd8>a{w
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 5}^08Xl
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) !";$Zu
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 8\t7}8f
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) cw-JGqLx
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) \c^jaK5
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Nm :lC%>X
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ~ilBw:L- 3
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 2X |jq4
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) ]qG5 Ne _
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 WD`{kqc
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Z42 Suy
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ~ 5qZs"ks
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 :qKY@-t7H
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 s Ei.f(WA
?U[nYp}"v
cx%9UK*c
k yA(m;r
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 ;xC~{O
%lW:8 ckL
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6
0
9'o
~l(tl[
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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