| xueyi000 |
2008-12-13 14:39 |
已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 i3>7R'q>
*B`wQhB%
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw >9|/sH@W
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min dd>stp
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m dM 7-,9Vc
2、根据负载选择电动机。 a30 37~X
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ?E2/
CM
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw +B%ZB9
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。 [*#ms=Zdc
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 [:sV;37s
3、传动比分配： t8 #&bU X
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 #IyxH$
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 qV.*sdS>
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 A3 bE3Fk$
cyG3le& +G
4jj@"*^a
5+'1 :Sa(i
高速级锥齿轮设计计算： \
M8; CN
=g$%.
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ]Z@- r
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS IiIF4 pQ,
Dw ?nf
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m X) xQKkL0
按齿面接触强度初步估算： +PY LKyS>
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) BYrj#n5
载荷系数k=1.2 5R /!e`(m
齿数比u=i1=3 .T/\5_Bx
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa +EJ IYvkFm
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Q'&oSPXSDd
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm *)ZDN~z7o
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 R-"A* /A 2
则Z2=i1*Z1=19*3=57 Lt.a@\J'_
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" kA {[k
\ L(~50{(
δ2=90°-δ1=71°33'54" , l#Ev{
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm {?17Zth
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm B{lBUv(B
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm egxh
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm [ K;3Qf)
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm {xp/1? Mo*
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 8/x@|rjW
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ,n }X, #]
dm1=2.125*57=124.125mm Lk6UT)C
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 *pCT34 '--
Zv2=z2/cosδ2=180.25 \IbGNV`q
变位系数为0 kFW9@ !9
5\V> Sj(
其他结构尺寸（略） f a;\4#
+dcBh Dq
4、较核齿面接触疲劳强度（略） )'Kk O$^&
[84ss;.$
5、工作图(略） <T+)~&g$
\L-o>O
圆柱齿轮传动设计计算： <<W{nSm#
|?hN l2m
一、设计参数 8hZ+[ E}
传递功率 P=5.5(kW) $a>,sL&;
传递转矩 T=109.42(N·m) 7,y sixY
齿轮1转速 n1=480(r/min) 'kf]l=i[n
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) BMkN6 8q
传动比 i=4.52 w
xKlBx7
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 u+a"
'*
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 8e:J{EG~
预定寿命 H=40000(小时) \3LP@;Phn
{b6| wQ\
二、布置与结构 w5w,jD[
闭式,对称布置 D]\of#%T
;fw }<M!6
三、材料及热处理 t AO,s ZW
硬齿面,热处理质量级别 MQ :*Lr(-N-
j\iE3:94$
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> :sAb'6u1EU
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 T^ > ST
齿轮1硬度 HBS1=59 Zvz Zs
kVR_?ch{
齿轮2材料及热处理 =45调质 L& ucTc =
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Z:9xf:g *
齿轮2硬度 HBS2=230HBS lZ|+.T!g?
GdHFgx I
jD1/`g%
四、齿轮精度：7级 >W Tn4SW@
$`,10uw
五、齿轮基本参数 U{/d dCf7
模数(法面模数) Mn=2.5 D])&>
齿轮1齿数 Z1=17 KT$Za
齿轮1变位系数 X1=0.00 4&%0%
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) OSr eS5b g
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 dt&m YSZ}
WxLbf +0o
齿轮2齿数 Z2=77 )#S;H$@$
齿轮2变位系数 X2=0.00 >-U'mkIH
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) LtIp,2GP&_
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 K!W7a~
@
9U ~fc U6
总变位系数 Xsum=0.000 }C-K0ba7
标准中心距 A0=117.50000(mm) E2dl}S zp
实际中心距 A=117.50000(mm NULew]:5
jN))| eD0x
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) [g )HoR=&
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) by07l5
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) t5O '7x
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) s0r::y O
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) CjR!dh1w_
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) M3q%(!2
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) KU$:p^0l;*
` /
<y0H
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) uuHg=8(
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) +4L]Z ;k
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 0'wchy>
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) mIW8K
):
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 5@QJ+@j|
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) (\8IgQ{
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) }2xgm 9j <
2 |` 7_*\
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) mVXwU](N
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) v']Tusmg
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ,9,cN-/a
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) l,fwF ua
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 _uXb 9
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) g'X{
8*zORz
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ?)NgODU
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) zv .#9^/y
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) {Jbouj?V!
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) *.us IH2
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 "+XF'ZO
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) oU l0w~Xn
g)dKXsy(F
齿顶高系数 ha*=1.00 O0l1AX"
顶隙系数 c*=0.25 \jmT#G t`9
压力角 α*=20(度) pk8`suZ
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 [n]C
端面顶隙系数 c*t=0.25000 h\T}$jgfWm
端面压力角 α*t=20.0000000(度) v[ ~ ~q
E]w2
{%
QXI#gA
=
六、强度校核数据 ,_K y'B
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) :3 N6Ej
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Lbk Quq/d
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) }!uwWBw`
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) n\GN}?4
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) A&N$=9 .N1
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) B#]:1:Qn
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) o,r K8x
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) _U|rTil
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 @Os0A
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
eC[G4
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) |.OS7Gt?
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 uS<og P
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) QsX`IYk
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) g '+2bQ
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 QVF561Yz
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 %0 p9\I
RD6>\9
Fs}B\R/J
nP&6i5s%
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 !eHQe 7_
E]Q d 5l
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 FK tG
rR4?*90vjj
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
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