已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 +uo{ m~_4
DZ$`
4;C[
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw k|vI<:'p,
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min lx |5?P
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m r@U3sO#N
2、根据负载选择电动机。 J@_ctGv
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 . pPm~2]z
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw =-K Mb`xT
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 fpWg R4__
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ! }f1`/
3、传动比分配： ~j>D=!
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 cc}Key@D
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 q5x[~]?
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 t2 3'x0 l
z' 7[T ie
K4Sk+
v
:~F :/5
高速级锥齿轮设计计算： ( #D*P l
vxFTen{-F
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 6E ~g# (8
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS G7GZDi
)+P]Vf\ jH
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m JL=U,Mr6
按齿面接触强度初步估算： 7F^#o-@=J
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) B9R(&<4
载荷系数k=1.2 .IarkeCtb
齿数比u=i1=3 Fmyj*)J[Z
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa A#8q2n270*
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) "_|oW n
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm z~*g ~RKS!
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 .Jx9bIw
则Z2=i1*Z1=19*3=57 h!rM ^
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" QaIjLc~W
/ID3s`D)
δ2=90°-δ1=71°33'54" {-3L IO
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm NLS"eD m
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm (8$ k4`T>
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 3_Cp%~Gi-_
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm >Fio;cn?
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm $+JS&k/'m
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 4y:]DC"
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm d^03"t0O]
dm1=2.125*57=124.125mm }jH7iyjD
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 e^p
+1-B
Zv2=z2/cosδ2=180.25 dZ#&YG)?e
变位系数为0 (*}yjUYLZ
c 'uhK8|
其他结构尺寸（略） C%d_@*82
&LO"g0w
4、较核齿面接触疲劳强度（略） f() FY<b
[x=jH>Y
5、工作图(略） ~h } F i
m!<i0thJ
圆柱齿轮传动设计计算： U,#yqER'r
j /=i Mq
一、设计参数 &Z(K6U#.
传递功率 P=5.5(kW) qm/ Q65>E
传递转矩 T=109.42(N·m) ZkL8 e
齿轮1转速 n1=480(r/min) :B3[:MpL}
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) )?+$x[f!*
传动比 i=4.52 P-F)%T[
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 d->|EJP
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 E_Z{6&r
预定寿命 H=40000(小时) :w}{$v}#D;
\ (226^|j
二、布置与结构 L,y6^J!
闭式,对称布置 sn7AR88M;
QaUm1 i#
三、材料及热处理 rpeJkG@+
硬齿面,热处理质量级别 MQ |,9JNm$
DPi_O{W>
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> X%yO5c\l2
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 BA\/YW @
齿轮1硬度 HBS1=59 HhO".GA
J>fQN W!{
齿轮2材料及热处理 =45调质 ? X@fK Aj
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS n>@oBG)!
齿轮2硬度 HBS2=230HBS }Zl&]e
dJ$"l|$$
)`^p%k
四、齿轮精度：7级 [MuEoWrq(}
OL4z%mDZi
五、齿轮基本参数 s4&^D<
模数(法面模数) Mn=2.5 U
qG
.:@T
齿轮1齿数 Z1=17 !9 fz(9
齿轮1变位系数 X1=0.00 z-M3
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) +P.+_7+:
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 hi g2
xsWur(> ]
齿轮2齿数 Z2=77 Y*mbjyt[?X
齿轮2变位系数 X2=0.00 v<Bynd-
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) nUkaz*4qU
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 j*~T1i
6e &>rq6C
总变位系数 Xsum=0.000 eQQ>
标准中心距 A0=117.50000(mm) cuOvN"nuNj
实际中心距 A=117.50000(mm (O0Urm
2^?:&1:
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) >X*Mio8P#
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm)
4CGPO c
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) NcY6 08C
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 'X shmZ0&
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) !^Q.VYY
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) &89 oO@5
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 1S@v Gq}
bH "hX
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 1sYEZO;
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) GF3/ RT9
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ~'R(2[L!;
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) &=4(l|wcg
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ~|<m,)!
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ,o]4 ?-
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) >>[ G 1
ou
%/l4dC
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) b(9FZ]7S
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) 4H@Wc^K
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) QBR=0(giF
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) znJ'iV f
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 fxgr`nC
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm)
& y <Z E
52o x`t |
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) *OQG 4aWy
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) LzYO$Ir:g
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ak:c rrkx
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ,^S@EDq
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ' = l[;Q^Q
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) s: 3z'4oX
+iI&c
s
齿顶高系数 ha*=1.00 Q,80 Hor#J
顶隙系数 c*=0.25 j2 !3rI
压力角 α*=20(度) 1T:Y 0
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 3"rzb]=R
端面顶隙系数 c*t=0.25000 -j&Tc` j_
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 5Ba[k[b^
^ FnfJ:
29reG,>
六、强度校核数据 t=xOQ 8
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 1Z,[|w J
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Ko^c|}mh*!
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) RxQh2<?
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) &.Z b,r$Y
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa)
eAqz3#_My
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) zq%D/H6J,
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Ux +Q
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ;U_QvN|
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 \lSU
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 JAI)Eqqv]
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) hUm'8)OJ
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 J+f !Ar
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) +&["HoKg}&
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) , 6r{VLN
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 R N@ctRS
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ,k G>?4
k#5 }\w!
5^j45'%I
r#6_]ep}<'
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 2ZQ}7`Y
`l*;t`h
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 <r3J0)r}
ek
N' k
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
