已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ITJ{]7N
2 Ya)I k{
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw it]im
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min {<&i4;
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m r09gB#K 4
2、根据负载选择电动机。 Z`x|\jI
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 P ^V,"B8t
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw &_Kb;UVRj
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。 e$]`
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 n^aSio6
3、传动比分配： x|4m*>Ke
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 F. 5'5%
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 j1{|3#5V
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ?>c*[>LpZ
S3#NGBZ/
*69{#qN
2gM=vaiH=
高速级锥齿轮设计计算： kQ~2mU
@>`+eg][?P
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC hRA I7xk
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Zoe>Ow8mE`
9V&} %
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Z] ?Tx2|7
按齿面接触强度初步估算： )9/.K'o,dy
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) DUH\/<^g
载荷系数k=1.2 9R_2>BDn
齿数比u=i1=3 g4b -~1[S
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ^(z7?T
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) cs[_TJo
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ,n\"zYf ]^
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 l
e+6;'Q
则Z2=i1*Z1=19*3=57 t~5m[C[`w
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" | OW/-&)
*u
L Ooq
δ2=90°-δ1=71°33'54" &L7u//
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm +c)"p4m
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm )Ve-) rZ
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm [5[}2 B_t
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm <Jt H/oN
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm PJd7t% m;
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm b# ga
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm oCtg{*vp
dm1=2.125*57=124.125mm L{`S^'P<
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 OJ#e h w <
Zv2=z2/cosδ2=180.25
lMkDLobos
变位系数为0 R&oC9<
tW<i;2 l
其他结构尺寸（略） GMk\
l
~K'e}<-G
4、较核齿面接触疲劳强度（略） pe^hOzVv
LV4\zd6
5、工作图(略） 'XW[uK]w)
<//82j+px
圆柱齿轮传动设计计算： ' iQ
1D2Uomd(
一、设计参数 D l C\sm
传递功率 P=5.5(kW) dA,irb I0W
传递转矩 T=109.42(N·m) +65OR' d
齿轮1转速 n1=480(r/min) j@chSk"K
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) @8keLrp
传动比 i=4.52 +IS+!K0?)
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 G.j R
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 -Iq
W@|N
预定寿命 H=40000(小时) -dRnozs6W
NO$n-<ag
二、布置与结构 Ufx^@%v
闭式,对称布置 \R"} =7
X?6E0/r&9
三、材料及热处理 T6/d[SH>
硬齿面,热处理质量级别 MQ |X}H&wBWo
J#k 3iE}
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> '*4>&V.yX
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 F4P=Wz]
齿轮1硬度 HBS1=59 4}i2j
x" N{5
齿轮2材料及热处理 =45调质 "zN2+X"&
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS j @w+>h
齿轮2硬度 HBS2=230HBS P<.
TiF?@
!yUn|v>&p
= D&xw2
四、齿轮精度：7级 b*;zdGX.A9
Fe: M'.
五、齿轮基本参数 0LX"<~3j
模数(法面模数) Mn=2.5 @k<
e] @r
齿轮1齿数 Z1=17 o0yyP,?yh
齿轮1变位系数 X1=0.00 JPo.& 5k
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) iTX:*$~I
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 jCJbmEfo9@
d]3c44kkK{
齿轮2齿数 Z2=77 ]'L#'"@
齿轮2变位系数 X2=0.00 X j JV
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ^[UWG^d
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 jruXl>T!U
S io> QL Y
总变位系数 Xsum=0.000 $`KddW0_
标准中心距 A0=117.50000(mm) D]n"`< Ho
实际中心距 A=117.50000(mm \vH /bL
8LI
aN}
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) i146@<\G{P
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 3CKd[=-Z
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 7@[HRr
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) Z$UPLg3=;_
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) /0S2Om h
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) [RAzKzC\M
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) /* V: Lh
\(4"kY_=
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ] "ZL<?3g
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) OpNTyKbaD
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) S.: m$s
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) f *Xum[
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ^#6"d+lp
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) .Mn_T*F
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ]JQ+*ZYUE
YmBo/I M
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) N W Sm
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) qdM=}lbc
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) xSf&*wLE
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) G }2DZ=&>'
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 {OH
@z!+d
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Z+gG.|"k
2qA"emUM
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) CMcS4X9/}
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) wqB 5KxO
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) RJYB=y8l
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) YK=o[nPmK
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 mQbpv'N
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ak SUk)}e
Bq l 5=p
齿顶高系数 ha*=1.00 cC4 2b2+
顶隙系数 c*=0.25 x|7vN E=Q
压力角 α*=20(度) 6~oo.6bA
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 D2,2Yy5 y
端面顶隙系数 c*t=0.25000 =6sA49~M
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ZaN ZUVBh
)335X wA+
E43Gk!/|(
六、强度校核数据 (O[:-Aqm
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ms(Z1ix^
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) - (Zi
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) Y:x,pPyl
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) "X[sW%# F
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ,k9@%{4 l
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 2 cB){.E
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) j;BMuLTm1
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 9=l6NNe)|
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ORc20NFy7
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 nEG+TRZ)\
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) D*nNu] |j
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 UI?AM 34
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) A>bp P
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) u%s@B1j
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ' XbrO|%
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 \ZOH3`vq
bV3az/U
mDCz=pk)
8V08>M
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 eZck$]P(6H
5n1aR A1
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 z5>
{(iY;,
&|'t >-de,
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
