已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 w5+(A_
(GoxiX l
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Xf;_r+ ;
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min &s{d r
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m vX?C9Fr 2
2、根据负载选择电动机。 k?}y@$[)
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ' 5lwlF
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw `i
vE: 3k
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。 q% /\
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 % kaV ?j
3、传动比分配： ,`8:@<e
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 uO( (Mg
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 ?X+PNw|pf
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 @8Cja. H
98maQQWD
cpm *m"Nk
F@KtRUxE
高速级锥齿轮设计计算： l>T]Y
n0FzDQt26
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC Elt" tJ
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS dG!) <
RNopx3
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m !y862oKD
按齿面接触强度初步估算： v\g1 w&PN
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) `[&%fTW+
载荷系数k=1.2 oT!i}TW?o
齿数比u=i1=3 !TN)6e7`
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa $T_>WUiK
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) "[sr0 'g:
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm sVH
w\_F$
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 6H!l>@a7v
则Z2=i1*Z1=19*3=57 6n\){dkZ~
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" F9>"1
xS; tmc
δ2=90°-δ1=71°33'54" y~z&8XrH
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm O[$XgPM
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ltv ~Kh
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm )=!|^M
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm {*"\6 8e
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm e35 ")z~
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm L/)eNZ
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm E;Y D5^B
dm1=2.125*57=124.125mm P=a&>i
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 L=5Y^f'aU
Zv2=z2/cosδ2=180.25 BO+t o.
变位系数为0 %"e hZ d0r
:|-^et]a8
其他结构尺寸（略） 8g?2( MT;
_z\qtl~3
4、较核齿面接触疲劳强度（略） @ cQ
|`
!FQS9SoO9
5、工作图(略） ~ymSsoD^
zhh6;>P
圆柱齿轮传动设计计算： _y:a Pn
<.ZD.u
一、设计参数 p::`1
传递功率 P=5.5(kW) uM[[skc
传递转矩 T=109.42(N·m) !>WW(n07Ma
齿轮1转速 n1=480(r/min) )h,}v()qc#
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) "2:#bXM-
传动比 i=4.52 V$ho9gQ!l[
原动机载荷特性 SF=均匀平稳
r@Xh8
r ;
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Gb.}af#v
预定寿命 H=40000(小时) t'DIKug&
Mn*5oH
二、布置与结构 -h 2 1
闭式,对称布置 X=VaBy4#
%htbEKWR
三、材料及热处理 d 1 O+qS
硬齿面,热处理质量级别 MQ _@Y17L.
^oEaE#I
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ?Hbi[YD
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 w!R J8
齿轮1硬度 HBS1=59 5IP@_GV|
.VkLF6
齿轮2材料及热处理 =45调质 ^ lG^.
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS YVO~0bX:
齿轮2硬度 HBS2=230HBS \r}*<CRr6
LufZ,
Mv k#$:8e
四、齿轮精度：7级 a61?G!]
OKCX>'j:S
五、齿轮基本参数 /?C6 oj1
模数(法面模数) Mn=2.5 KvEZbf 3f
齿轮1齿数 Z1=17 Jh%k:TrBm
齿轮1变位系数 X1=0.00 h}%yG{'/M=
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 30h1)nQ$h}
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ;{rl
Y>
{ZgycMS
齿轮2齿数 Z2=77 NTSKmCvQG
齿轮2变位系数 X2=0.00 %/wfY Rp*
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) yF 1^/y!@
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 kN* \yH|
Q?Uk%t\hwc
总变位系数 Xsum=0.000 @"`{Sh`Y$
标准中心距 A0=117.50000(mm) gR {.0 e
实际中心距 A=117.50000(mm Mp^U)S+
9'! I6;M
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) !B&1{
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) C5oIl _t
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) MM Nz2DEy[
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) D 3}e{J8
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 1;9 %L@
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Alb5#tm:m
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度)
\4&FW|mx
++0xa%:
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) s}":lXkrw
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) /J'dG%
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) @0rwvyE=+3
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ,6a }l;lv
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) q\87<=9J
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) FZtILlw
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) |y7#D9m
;AgXl%Q
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) L QP4#7
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) o 8S)8_3
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) f5QJj<@
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) zgHF-KEV
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 VUGVIy.
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Yim` 3>#t
K\>CXa
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) h3:dO|Z
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ^7%
KS
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) |/AY!Y3
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 9S[Tan|
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 =9vmRh? 8
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) xo*[
g`N
b. "1p7'
齿顶高系数 ha*=1.00 D*#r
V
P
顶隙系数 c*=0.25 Qws#v}xF
压力角 α*=20(度) r` (U3EgP
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 &tE#1<k
端面顶隙系数 c*t=0.25000 )|@UY(VZ^
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ZN?UkFnE
afa 7'l=^i
u.sn"G-c
六、强度校核数据 $:MO/Su z{
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) goV[C]|
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) y|@=j~}Zq
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) ?QXo]X;f&
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) SpUcrK;1
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 675x/0}GO
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) <U]# 72 2
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) -!]dU`:(X
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ;1 02ddRV
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 2 9=L7
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 1JoRP~mMxa
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) fX2PteA0qX
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Zj8aD-1]U^
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ! G+/8Q^
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) U ]6 Hml;l
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 3 # ua
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 - *E K-j
}Ik{tUS$
G &Sp }
Y+tXWN"8
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 :#QYwb~
{<- BU[H
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 *tda_B
2
8PV`4=,OI
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
