已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。
Ji>
E !a5-SrR
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw 3$R^tY2UU
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min `&)khxT /
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m \Ty%E<
2、根据负载选择电动机。 rC(-dJk V
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 P5:X7[
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ]Z@+
|&@L
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 {kLL&`ii
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 WHV]H
3、传动比分配： Hkc:B/6
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 g@&@ ]63
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 [@Db7 ]nG
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 /r4 QDwu
ozs
xqN
++s=$D
#>SvYP
高速级锥齿轮设计计算： o'W[v0>
L-
Q7ez?]j 6
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 'xO^2m+N;
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS c8o $WyO
SI:+I4i
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m =Vgj=19X(
按齿面接触强度初步估算： %N "9'g>
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) #+1*g4m~B
载荷系数k=1.2 `_IgH
齿数比u=i1=3 k5>K/;*9
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa KcGM=z?:
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) EZm6WvlxSI
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm x)X=s X.
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 x 5Sc+5?*
则Z2=i1*Z1=19*3=57 5"f')MKUV9
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ,j4 ;:F
p y,B6UB5
δ2=90°-δ1=71°33'54" uT5sLpA|6
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm BF*]l8p
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm
RVxlN*
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm =6mnXpM.
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm >*TFM[((Y)
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm p^G:h6|+|
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm kf3yJP/
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm p,y(Fc~]g'
dm1=2.125*57=124.125mm axTvA(k9
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 *siN#,5
Zv2=z2/cosδ2=180.25 KrQ8//Ih
变位系数为0 ! H)D@,@ &
* /S=9n0
其他结构尺寸（略） c'=p4Fcm
`+~@VZ3m
4、较核齿面接触疲劳强度（略） @"jV^2oY1
k fF.Ctr1a
5、工作图(略） :)GtPTD
OUY 65K
圆柱齿轮传动设计计算： +U(m b
*/B-%*#I.
一、设计参数 JW!SrM xF
传递功率 P=5.5(kW) Fe(qf>E
传递转矩 T=109.42(N·m) I("J$
齿轮1转速 n1=480(r/min) -[kbHrl&
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) l$% mZl
传动比 i=4.52 ^L&hwXAO:
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 /aepE~T
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 w5I
+5/I
预定寿命 H=40000(小时) z6tH2Wxf
,+0 >p
二、布置与结构 N?d4P u1m
闭式,对称布置 YuWsE4$
mlgw0
三、材料及热处理 . bh>_ W_h
硬齿面,热处理质量级别 MQ kLKd
O0
V$Y5 EX
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> %J06]FG7
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ~=5 vc''
齿轮1硬度 HBS1=59 Te`Z
Qqb
$ctY#:;pV{
齿轮2材料及热处理 =45调质 Ku{DdiTg>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS f#:7$:{F1
齿轮2硬度 HBS2=230HBS W&[}-E8<Y
'kW' e
b ??k|q
四、齿轮精度：7级 q9j9"M'
m /"\+Hv
五、齿轮基本参数 !BHIp7p
模数(法面模数) Mn=2.5 hB#z8D
齿轮1齿数 Z1=17 D m': D
齿轮1变位系数 X1=0.00 U @$Kp>X
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) W`fE@* k0
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 }hOExTz
T,h,)|:I^
齿轮2齿数 Z2=77 $wa )e
齿轮2变位系数 X2=0.00 6a G/=fq
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) pPcn
F`A
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ms'!E)
Pg Z~of&
总变位系数 Xsum=0.000 Y? Yix
标准中心距 A0=117.50000(mm) kI974:e42
实际中心距 A=117.50000(mm 6g@@ V=mf
>= Hcw
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) %g B 0\C
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ;b:Ct <
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) rJJI<{$
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) iYj+NL
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) }}v04~
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 24 S,w>j
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) b'Gn)1NE
U$KdY _Z97
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) c?L_ n=B
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 5-|fp(Ww_W
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) n$ye:p>`-
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ! 7SZZ z
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm)
pmAir:
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) K,YKU? z 6
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) .}.5|z} A
{\G4YQ
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 5gWn{[[e)y
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) u]P0:)tS.
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Zg%SE'kK
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) fSdv%$;Hc
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ANh5-8y
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) =V:rO;qX+@
EAq/Yw2$
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) W`] ,
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) V|vU17Cgy
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) d [z+/L
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) hqVx%4s*J
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 6vz9r)L
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) M?5[#0"&V
6.|f iQs ]
齿顶高系数 ha*=1.00 mP GF Y
顶隙系数 c*=0.25 Y;>0)eP
压力角 α*=20(度) Rxld$@~-(]
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 .H+`]qLkL
端面顶隙系数 c*t=0.25000 a
1bu
端面压力角 α*t=20.0000000(度) [v pZ 3;
Zk2-U"0\o
<#ujm fD
六、强度校核数据 $53I%.
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) < 2w@5qL
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) uj_u j!
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 94"R&|
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ,WbO8#z+
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) @#ih;F
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) LjjE(Yrv{
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) !G3O!]
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) |SXMd'<3`Z
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 X""<5s'0
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ' -[
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) o9~ Z! &p
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 N. 3
x[%:
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) n@w$5y1@
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) -8Z%5W`
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 |_ HH[s*U
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 0Ep%&>@
y1^<!I
`p9h$d
\(j SkrrD
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 f;#hcRSH
? e%Pvy<i
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 g+p?J.+
R`Hyg4?
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
