已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 8P ]nO+
nw+t!C
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ;X}2S!7Ko
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min v hZ Xgp0X
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m c{^1`(#?
2、根据负载选择电动机。 L I KuK#
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 dr)*.<_+a(
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw q:_:E*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。 nLL2/!'n
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 u.E>d9
3、传动比分配： 0}GO$%l
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 8B ,S_0!
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 g Cp`J(2v:
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 "= 2\kZ
,wf_o%'eW
<hzHrx'o{
eNfH9l2k
高速级锥齿轮设计计算： PE.UNo>o
@l3&vt2=J
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC e@c8Ce|0
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS !- [ ZQ
7! qeIz
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m qKSR5 #
按齿面接触强度初步估算： xM{[~Kh_x
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) eP (*.
载荷系数k=1.2 _)@G,E33f@
齿数比u=i1=3 >'n[B
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa -qpvVLR,
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 2V 8 "jc
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm em7L `,
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 j7d^g a- `
则Z2=i1*Z1=19*3=57 : xg
J2
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" C w^iA
U
3N]ushMO
δ2=90°-δ1=71°33'54" S%H"i
y
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm $[_5:@T% N
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm "[/W+&z[~
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm NI/'SMj%
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 5> dA7j^v
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Vuy%7H
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ka=A:biz
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm _R0O9sPTO
dm1=2.125*57=124.125mm =2 *2 $
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 AW;xlY= g
Zv2=z2/cosδ2=180.25 yC@PMyE]
变位系数为0 G;u 6p
d Jza P
其他结构尺寸（略） ZC$u8$+P
uih8ZmRt
4、较核齿面接触疲劳强度（略） m
Urb
CVY-U|xFY
5、工作图(略） Li8/GoJW-T
TN Z -0
圆柱齿轮传动设计计算： ?AO=)XV2
aeYz;&K
一、设计参数 %X}D(_
传递功率 P=5.5(kW) qi^kf
传递转矩 T=109.42(N·m) b L.Xb y<Y
齿轮1转速 n1=480(r/min) H [M:iV
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) c.Izm+9k
传动比 i=4.52 A[4HD!9 =
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 RY l{89
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 \ k$cg ~
预定寿命 H=40000(小时) q-1vtbn
Dd
OK&
二、布置与结构 "tb KbFn9
闭式,对称布置 Hl}m*9<9us
MB5V$toC
三、材料及热处理 xhCNiYJ |
硬齿面,热处理质量级别 MQ l"&iSq!3=
| Eu#mN
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Oo!]{[}7
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 .|:(VG$MfI
齿轮1硬度 HBS1=59 $/u.F;
M"-53|#:w\
齿轮2材料及热处理 =45调质 /^i_tLgb
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Ug[0l)
齿轮2硬度 HBS2=230HBS #BEXj<m+J
/ H GPy
5a5JOl$8
四、齿轮精度：7级 q@mZ0 D-
#VZ-gy4$\B
五、齿轮基本参数 .^- I<4 .
模数(法面模数) Mn=2.5 _0&U'/cs
齿轮1齿数 Z1=17 }PMlG
齿轮1变位系数 X1=0.00 D.F1^9Q
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) j<?k$ 8H
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 W9G jUswv!
_Fkb$NJ"]Q
齿轮2齿数 Z2=77 ASS<XNP
齿轮2变位系数 X2=0.00 gsIp y
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) XU['lr&,W
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 t,~feW,
;%AY#b4m
总变位系数 Xsum=0.000 [MAvU?;
标准中心距 A0=117.50000(mm) REOWSs$'
实际中心距 A=117.50000(mm .% \R L/
M VE:JNm
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 2 I.Q-'@
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ! 4 "$O@U4
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ?;rRR48T9E
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) Mf9x=K9
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) < ?rdhx
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) t4 zKI~cO
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Fp+f ZU
pW<l 9W
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) OQ3IkE`G
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [Z[ p@Ux
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) BE!WCDg,
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) }F_=.w0
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ?,r}@89pY
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) M n*v&O :
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) O V^?cA
y<ZT~ e
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) wWJM./y
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) FdxV#.BE
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) \NL*$SnxP
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) No'Th7=|S
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 r#mH[|@W~
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) KctbNMU]k
e1H2w?
s
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 2Gc0pBqx
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) _BND{MsX
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 0[-@<w ^j
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) a^)@ }4
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 *kNXju
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) )5<c8lzp
0fw>/"v
齿顶高系数 ha*=1.00 mN" g~o*
顶隙系数 c*=0.25 \lpvRZ\L&g
压力角 α*=20(度) \2 [
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 JIMi~mEiN
端面顶隙系数 c*t=0.25000 Mgux (5`;
端面压力角 α*t=20.0000000(度) J'yiVneMw
YZc{\~d
~#:R1~rh\e
六、强度校核数据 E(an5x/r
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) LHusy;<E[
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) B|kIiL63
D
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) AgJPtzs
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) )#Id=c
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) @=6$ImU
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) e~G u m
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) q} p
(p( N
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) hx!hI 1
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 9{R88f?;
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 !@f!4n.e|I
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 7HQ |3rt
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 *qw//W
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) #D Oui]
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) jGKI|v4U(
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 &BRi& &f
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 (x8D ]a
'8"$ :y
71k >_'fl
MY z\ R
\
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 hR~~k~84
L[}Ak1 A
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 |BE`ASW;
% g=SkQ&d
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
