已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 V B=jK Mi
R`%O=S*]
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw M"ZeK4qh
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min EV
R>R
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ;4*m UD6
2、根据负载选择电动机。 zHXb[$ Q
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 p '=XW#2 >
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw p7,dl *'
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。 J+qcA}
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 41i#w;ojI
3、传动比分配： %eJE@$
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 lh;;%@1DM
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 YF)c .Q0
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 =qww|B92
>oyZD^gj
GOX2'N\h^
5&}p'6*K
高速级锥齿轮设计计算： mHc5NkvQC
nO8e'&|
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC xsx0ZovhY
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS G=m18Bv{
KK /siG~O
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ?b?YiK&yz
按齿面接触强度初步估算： Y-]Ne"+v f
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Gyy?c n6_
载荷系数k=1.2 <1kK@m -E
齿数比u=i1=3 YvFt*t
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa kp,$ NfD
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) i5czm?x
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm (q=),3/<pU
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19
{s?x
N U
则Z2=i1*Z1=19*3=57 :\|<7n
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Q&&oP:4~X*
dz )(~@tgz
δ2=90°-δ1=71°33'54" !InC8+be
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm *;~i\M9_
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm l ' Uj"9r,
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm y2> AbrJ
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm R(GL{Dh}L
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 5:SS2>~g
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm "E7YCZQR
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm jR^_1bu
dm1=2.125*57=124.125mm o= C 'u
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ' -rRD\"q
Zv2=z2/cosδ2=180.25 U;FJSy
变位系数为0 %kV #UzL
N " zm
其他结构尺寸（略） 1W{t?1[s
;~n^/D2.
4、较核齿面接触疲劳强度（略） \T^ ptj(0
'E4}++\
5、工作图(略） @ "/:Omh
c{})Z=
圆柱齿轮传动设计计算： Z4D[nPm$
]Tn""3#1g
一、设计参数 IkgRZ{ Y
传递功率 P=5.5(kW) }k_'a^;C1
传递转矩 T=109.42(N·m) >]ZW.? 1h
齿轮1转速 n1=480(r/min) X`fer%`
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) G@o\D-$
传动比 i=4.52 d, 0Klew
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 /2: s g1
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 `5 MK(K
:
预定寿命 H=40000(小时) |L(h+/>aWX
sQLjb8!7
二、布置与结构 sQMfU{S /
闭式,对称布置 m[Cp
G=32B
Xt$Y&Ho
三、材料及热处理 F<Ig(Wl#az
硬齿面,热处理质量级别 MQ .:B ;%*
a[NR%Xq
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> #:tC^7qk
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 E>bpq ^;r
齿轮1硬度 HBS1=59 xi15B5 _Ps
3%
O[W
齿轮2材料及热处理 =45调质 gm7 [m}
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS W@Rb"5Gy+
齿轮2硬度 HBS2=230HBS E*d UJ.>
&M6Zsmo
FM <`\ d'
四、齿轮精度：7级 0 t6DD
v>0} v)<v
五、齿轮基本参数 __`6 W1
模数(法面模数) Mn=2.5 }N"YlGY\Yn
齿轮1齿数 Z1=17 KxQMPtHstz
齿轮1变位系数 X1=0.00 zB'_YwW
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) hY|- l%2f
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 /&zlC{:G92
cue aOtD
齿轮2齿数 Z2=77 gPIl:, d(
齿轮2变位系数 X2=0.00 t@q==VHF
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) gB]jLe
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 T%w5%{dqJ
,iXQ"):!OB
总变位系数 Xsum=0.000 3|bbJ6*.<
标准中心距 A0=117.50000(mm) bmO(tQS$5
实际中心距 A=117.50000(mm `Nv P)|
t)4] 2z)$
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) xMFEeSzl>S
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 2W }j bOy
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) C~T*Wlk
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) >{>X.I~
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) D+{& zo
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 9hjzOJPuga
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) s \0,@A
2Mj_wc
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) t\f[ ->f
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Av! xI
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 'u6n,yRm
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) EF'8-*
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) $J#Z`%B^y
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) HJt
'@t=Ak
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) AYfL} X<Ig
b"w@am>&
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 5-UrHbpCZ#
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) */4hFD {
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) $4hi D;n
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) K?>sP%m )
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 co-1r/
-O
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) V,]Fh5f
4<Kx o\\S
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) FmgMd)#
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) H\$uRA oo*
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) d=dHY(ms]
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) :"cKxd
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 S2>$ S^[U
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ha7mXGN%
f6 s .xQ
齿顶高系数 ha*=1.00 GU]kgwSf i
顶隙系数 c*=0.25 I8k+Rk *
压力角 α*=20(度) 6VLo4bq 5
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 PW\me7iCz
端面顶隙系数 c*t=0.25000 3Pvz5 7z{
端面压力角 α*t=20.0000000(度) M5 ^qc
cUn>gT
HhwAzk/G~
六、强度校核数据 1'|gxYT
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) lv+:
`
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) &joP-!"
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) Hz%<V *\{
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) pl/ek0QX
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) t:b}Mo0
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) RDEK=^J
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) w:x[ kA
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) syCT)}T6z
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 WJMmt XO
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 Q 7\j:.
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) s\p 1EL(
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 HV K0NI
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) KNR7Igw? }
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) "Y@q?ey[1
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 00@F?|-j
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 |(CgX6 l3
V Ds0+RC
{a15s6'd
x+b.9f4xJ
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 #qv!1$}2
Uyxn+j 5
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 BCtKxtbS
8U}+9
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
