| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Z~7}
xm<sH!,j
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ,PyPRPk
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min O$peCv
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m pvd9wKz
2、根据负载选择电动机。 q/YO5>s15
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Jb z>j\
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 7)3cq}]O
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 >5]w\^QN9_
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 [k6,!e[/uG
3、传动比分配： C)s*1@af
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 ,%]s:vk[u
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 #9hSo
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 TsZX'Yn
+&TcTu#.`
[$GQ]Y
27jZ~Bp$
高速级锥齿轮设计计算： e?b<-rL
8"S?
Toqq
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 1HNX 6
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS kPZ1OSX
s=| &NlO$
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m SxCzI$SGu
按齿面接触强度初步估算： Hz<) a(r!J
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Y~bGgd]T
载荷系数k=1.2 EC| b7
齿数比u=i1=3 mkmVDRK
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa
/-) |dP
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) A&fh0E (t
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm j k}m
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 5Bc)QKh`l|
则Z2=i1*Z1=19*3=57 mJ5LRpXN
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 3/h Axd
pV))g
e\
δ2=90°-δ1=71°33'54" OECXNx
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Y:="vWWG
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm @ $'1
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm MRHkQE+K@8
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm M+TF0c
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm P X<,/6g z
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm DWH)<\?
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm $pGk %8l%
dm1=2.125*57=124.125mm &hYjQ&n
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 -0doL ^A
Zv2=z2/cosδ2=180.25 SB[,}h<u1
变位系数为0 WH$
Ls('
7u^6`P
其他结构尺寸（略） ,P d2ZfZ
>K XT2+w
4、较核齿面接触疲劳强度（略） [}_ar
h@D4~(r
5、工作图(略） ]H|1q uT
r4qFEFV3%
圆柱齿轮传动设计计算： -Q8pWtt
@*O(dw
一、设计参数 m"vV=6m| \
传递功率 P=5.5(kW) yx }Z:t
传递转矩 T=109.42(N·m) !<2*B^
齿轮1转速 n1=480(r/min) Ja#idF[V
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) q 9pcEm4?
传动比 i=4.52
Z{n7z$s*
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Q\:'gx8`
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Ve8`5
预定寿命 H=40000(小时) u;:N 4d=f'
6C/ D&+4
二、布置与结构 ( )>\D
闭式,对称布置 MU&5&)m
Ck.GN<#-^P
三、材料及热处理 Ec6 {?\
硬齿面,热处理质量级别 MQ I/)d Xk~
^HL#)fK2I
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> T
"G! H
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 *qBMt[a
齿轮1硬度 HBS1=59 knBT(x'+
a}c(#ZLs
齿轮2材料及热处理 =45调质 T+4Musu{V
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS %9NGVC
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 6]gs{zG
{YbqB6zaM
:WCUHQ+
四、齿轮精度：7级 m9xu$z| e
a3lo;Cfp
五、齿轮基本参数 "ej>1{3Y:=
模数(法面模数) Mn=2.5 4'rk3nT 8
齿轮1齿数 Z1=17 $C)@GGY
齿轮1变位系数 X1=0.00 sX_ ^H%fd
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) u%[*;@;9+
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 $~~=SOd0
m&A/IW,.
齿轮2齿数 Z2=77 H_8@J
齿轮2变位系数 X2=0.00 "| Q&
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) E>6zwp
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 v*BA\&
nC&rQQFF
总变位系数 Xsum=0.000 W'0 wT ZG
标准中心距 A0=117.50000(mm) (I~,&aBr
实际中心距 A=117.50000(mm )sS< %Xf
{G{@bUG]p
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Zz3#Kt5t3
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ?<LG(WY
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) .D>lv_kp
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) _RmE+ Xg2
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) r P\ 7C+
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) %mYIXsuH
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) YHRI U Y d
l9L;Tjj
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) <zDe ;&
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) }.gg!V'9w
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) .N+xpxdG,
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) /Bwea];^Q
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) fVN}7PH7+
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) YI|G pq
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) =91'.c<
s]& y\Z
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) <|`@K| N
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) q}1$ OsM
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) nRE}F5k
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) yR$_$N+E
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 .6 ; B3
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) SmLYxH3F
f: Ja
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) :cEe4a
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) {pg@J A
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) j bGH3 L
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) i;xMf5Jz
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 R`?^%1^N
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 4>Y\2O?**
j`Gb I0,bT
齿顶高系数 ha*=1.00 Gehl/i-
顶隙系数 c*=0.25 $ P@cS1sB
压力角 α*=20(度) ).S<{zm7
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 w +Z};C
端面顶隙系数 c*t=0.25000 2&d&$Jg
端面压力角 α*t=20.0000000(度) \O?B9_
I q=B]oE
@ice MD.
六、强度校核数据 3.H-G~
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) B<&_lG0s S
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 3,5wWT]
)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) E! <$J^
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) j)DZmGg&t
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) c+{4C3z
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) Z4- dF;7
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) *!/#39
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) #dt2'V- ,
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 7x]nY. \
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 r Qm
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) T6r~OV5
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 e;'T?&t
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) l1qwT0*6>
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) W> bW1h
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 sZB6zTX
J
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 TjK5U ML
_fCHj$I*]
.rm7Sd4K
PZR%8 m}]u
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 K@~#Gdnl
EM/+1
_u
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 E |;5Z*
^ks^9*'|j
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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