已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 %9X{{_
= -qf ;5[|
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw p qeL%="p;
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min U. (Tl>K|0
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m Mn@$;\:
2、根据负载选择电动机。 r4?b0&Xq
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 >t0%?wj)Y
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw YDF CGA
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 ]^ #`j
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 [sj VRW-
3、传动比分配： ;E#\
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Q&PB]D{
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 &bLC(e ]
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 f>z`i\1oO
b=1%pX_
!}5*?k
g
xr.XU'
高速级锥齿轮设计计算： _f3
WRyN0
Qci$YTwl>
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC "yW&<7 u1
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS [4XC #OgA
|1l&@#j!2
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m `
8UWE {
按齿面接触强度初步估算： j#VIHCzlr
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) <0 uOq
载荷系数k=1.2 5 m7b\Mak
齿数比u=i1=3 _!!}'fMC
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 8;#AO8+U7)
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) XsUUJu CG
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ],[)uTZc
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 9P.(^SD][z
则Z2=i1*Z1=19*3=57
<uD qYT$6
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" d0
-~| `5
8bOT*^b$H
δ2=90°-δ1=71°33'54" ^PqMi:htc
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm :}9j^}"c3
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm o@/xPo|
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm O!^; mhy"
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm *Hs*,}MS
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm jK3\K/ob(
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm <'&F;5F 3V
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm +.@c{5J<
dm1=2.125*57=124.125mm }fA;7GW+9
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 =nU/ [T.
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ZJ(rG((!
变位系数为0 a2yE:16o6
^u)rB<#BR
其他结构尺寸（略） '7tBvVO_
z(H?VfJ o
4、较核齿面接触疲劳强度（略） }H y ~i
kH?#B%N5
5、工作图(略） JE!("]&
hNbIp i=
圆柱齿轮传动设计计算： y
~AmG~
UFEN y."P
一、设计参数 eko]H!Ov(
传递功率 P=5.5(kW) `4
UlJ4<`
传递转矩 T=109.42(N·m) S LGW:
齿轮1转速 n1=480(r/min) f=`33m5
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) #$'FSy#
传动比 i=4.52 4 :1)~z
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 _k2w(ew?
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Z L_[4 Y
预定寿命 H=40000(小时) 'RT tE
mqFq_UX/ T
二、布置与结构 'Kz9ygZy
闭式,对称布置 r]LCv sVa
o8z)nOTO;
三、材料及热处理 kX2d7yQZz
硬齿面,热处理质量级别 MQ "&QH6B1U6H
&q>zR6j ne
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ue 0s&WF|
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 E5UcZ7
齿轮1硬度 HBS1=59 B?6QMC;
u~F ~cDu
齿轮2材料及热处理 =45调质 v0@) t&O
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS R1%y]]*-P
齿轮2硬度 HBS2=230HBS AyV rk
8G
4tJ a-7
j*zD0I]
四、齿轮精度：7级 9%!dNnUk
Mqv[XHfB
五、齿轮基本参数 nPA@h
模数(法面模数) Mn=2.5 Q_O*oT(0
齿轮1齿数 Z1=17 nvyB/
齿轮1变位系数 X1=0.00 MFwO9"<A
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) )`?%] D
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ? +`x e{k
#jS[
齿轮2齿数 Z2=77 %Kto.Xq
齿轮2变位系数 X2=0.00 CAgaEJhX3
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) dGkg aC+
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 { p/YCch,
G r)-5qh
总变位系数 Xsum=0.000 {THqz$KN
标准中心距 A0=117.50000(mm) &s
VadOBQ
实际中心距 A=117.50000(mm G]*|H0j
bQQVj?8jp
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) qO()w
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) J ?Iq 9f
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 3 QCVgo
i\
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) $YM_G=k
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) g>0vm2 |
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) EUcKN1
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) {9'M0=
EW(J5/mn
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) Yx%bn?%;&
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [m2+9MMl
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) )bD nbO$s_
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) YQ V cECj
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) :.& {Z "
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) +AI`R`Tm
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) DTY<0Q.
c`kQvXx
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) h-XY4gq/
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) tXq)nfGe{
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) nS S=%,?
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) BD *G1k_q
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 2\@ Z5m3B
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) D>kD1B1
f / ahwz
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ijW 7c+yd
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) Lj
8<' "U#
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) x';u CKWV
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) a5?8QAO~r
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 E zT`,#b
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ;l!`C' :'
GozPvR^/
齿顶高系数 ha*=1.00 n=!uN u 7
顶隙系数 c*=0.25 Gy C)E Fd
压力角 α*=20(度) 2wlKBSON
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ~W{ -Q.
端面顶隙系数 c*t=0.25000 AW8'RfC.
端面压力角 α*t=20.0000000(度) `;%Z N
$a#H,Xv#
.SS<MDcqIt
六、强度校核数据 Ix 8$njp[
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) dUL S^i@@
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) vg\/DbI'
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) ~5OL6Bi-q
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) -x ]`DQUg
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) pn %#w*'
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) r>n"
51*
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) wk $ ,k
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Q{y{ rC2P
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 jRj=Awy
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 `
\ZqgX4
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) lU.Kc
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 %1}6q`:w
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) >k(MU mhX
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) zx%X~U
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 X 0$@Ik
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 = r4!V>
4s. ]M>Yb
: 1 aL
?
7"2b H
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Z i
ESlf$
? Rr2/W#F
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 X?Pl<l&
" ;NRzY
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
