| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Ypn%[sSOp
q#Y g0w~
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw fw:7Q7
qo
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min t3
uB
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ]|C_`,ux
2、根据负载选择电动机。 k Z+ q
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 6: |!1Pg5
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw FhY{;-W(T
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。 ,yHzo
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 fR]p+\#8u*
3、传动比分配： i_[
HcgT-
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 DJ1XN pm
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 3xmiX{1e
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 d$"G1u~%
;I!+ lx3[
="5k\1W1M
ny!lj a5[
高速级锥齿轮设计计算： Zzw}sZ?8
d{iu+=NXz
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC f"Z qA'KB#
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS R\9>2*w
#[k~RYS3
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m J+/}K>2#
按齿面接触强度初步估算： 3t"~F%4-}
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) %Lh-aP{[e
载荷系数k=1.2 hb /8Q
齿数比u=i1=3 3JlC/v#0
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa vKU]80T
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) "B|nh d
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm {+@ms$z
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 i63`B+L{
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ]Wy^Vcq X
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" oTq%wi6 _
5}-)vsa`
δ2=90°-δ1=71°33'54" CbTf"pl
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ALE808;|
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm `!Ua ScM
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm u4Y6B
]Q
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm $:%*gY4~76
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm !7:EE,W~
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm zVp[YOS&c
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm jHkyF`<+
dm1=2.125*57=124.125mm bjM-Hd/K
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 th.M.jas
Zv2=z2/cosδ2=180.25 i>ESEmb-
变位系数为0 L0X&03e=e:
L"""\5Bn(
其他结构尺寸（略） Ux_EpC
S2koXg(
4、较核齿面接触疲劳强度（略） k bfuvJ>
T$gkq>!j<E
5、工作图(略） LF E p
KcIc'G 9
圆柱齿轮传动设计计算： ~fyF&+ibp'
pj!k |F9
一、设计参数 + 6x"trC
传递功率 P=5.5(kW) S[-.tvI;Q
传递转矩 T=109.42(N·m) [TRGIGtq
齿轮1转速 n1=480(r/min) WafdE
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ?~F]@2)5w
传动比 i=4.52 98D{{j92
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 qJ\X~5{
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 iP~sft6
预定寿命 H=40000(小时) U3mXm?f
1zdYBb6;j
二、布置与结构 `^O'V}T
闭式,对称布置 rDpe_varA
UqD5
A~w
三、材料及热处理 cj$,ob&DX
硬齿面,热处理质量级别 MQ ^OHZ767v
"AT&!t[J
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> YH6snC$u
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 cNdu.c[@
齿轮1硬度 HBS1=59 L=d$"Q
V^j3y`K
齿轮2材料及热处理 =45调质 S/a/1 n$ U
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ' " Bex`
齿轮2硬度 HBS2=230HBS {] + jL1
"EJ\]S]$X
d z8-):
四、齿轮精度：7级 0Wa#lkn$I
CKJAZ 2
五、齿轮基本参数 5r'=O2AZX
模数(法面模数) Mn=2.5 w#W5}i&x
齿轮1齿数 Z1=17 RwUW;hU
齿轮1变位系数 X1=0.00 ?A|zRj {
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) OMl8 a B9
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 a a4$'8s
:RPVT,O}
齿轮2齿数 Z2=77
Q{O/xLf
齿轮2变位系数 X2=0.00 h!QjpzQe
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
}K?F7cD
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104
wtlB
Xe)Pg)J1
总变位系数 Xsum=0.000 pH^ z
标准中心距 A0=117.50000(mm) {>S4 #^@}
实际中心距 A=117.50000(mm #U\$@4D
6 tX.(/+L
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) $$42pb.
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) VZ;@S3TS
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) HP#ki !'
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) JL@ F~U9
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ;D:=XA%
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ma3Qi/
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ~M*7N@D
61G|?Aax
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ohtT
O]\
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) D^N[=q99&e
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) b H_I7G&m
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ,d OMW+{
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 2mQOj$Lv
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) wI*Y{J
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) t`uc3ta"9
CK=ARh#|
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) f;R>Pr;rD
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) (s&O RoVGn
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) D$ ej+s7
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) {Wh BoD
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 V w7WK
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) iW'_R{)T
t~q? lT
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) QJQJR/ g
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) jBS'g{y-!
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) <H!O:Mf_p
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Mg+4huT
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ekrBNDs9
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) xwi!:PAf,o
HX yFj
齿顶高系数 ha*=1.00 S3QaYq"v
顶隙系数 c*=0.25 G<|:605
压力角 α*=20(度) sLNNcj(Cy>
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 2av*o~|J*:
端面顶隙系数 c*t=0.25000 \PzN XQ$
端面压力角 α*t=20.0000000(度) W5 |j 1He&
C]M7GHe1q
*G\=i
A
六、强度校核数据 3Qa?\ C&4
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa)
| g+!
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) }Iip+URG
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) /;7ID41
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) i]dz}= j'
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) eJW[ ] !
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) *l:&f_ngV
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 72u db^
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) \<=IMa0
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 U[ bgu#P;
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 dt<~sOT3s
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) q#jEv- j.
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 V\"1wV~E
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) h^Qh9G0dn
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ? - CV
%l
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 *<UGgnmLE
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 Y| :YrZSC
UTvs
|[
C B6 o$U
fQP, =
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 @ R UP$
J$rJd9t
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 7pP+5&*
\1]rlzXGUT
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
|
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