已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 |>m# m*{S
Q7OnhGA
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Y:#kel<
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min MC[ `<W) u
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m I{Y
{
2、根据负载选择电动机。 s0`]!7D<
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ` :B
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw w7.?zb !N
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。 C>\h?<s
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 h A&j?{
3、传动比分配： ".Q!8j"@f
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 - O5(%
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 E : LQ!
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 %$!R] B)
&,6y(-
$TH '"XK
6 >P
高速级锥齿轮设计计算： ._F 6- pl
9cx!N, R t
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC W6!4Q yn
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS r 5 fz6"
\M1M2(@pDJ
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m !D| pbzQc8
按齿面接触强度初步估算： e-duZ o
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 6vp8LNSW
载荷系数k=1.2 Z 1MJ!{@6
齿数比u=i1=3 m}'t'l4 c
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 8=zM~v)
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) `mHOgS>|
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm el*pYI
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 &>wce 5uV
则Z2=i1*Z1=19*3=57 7T(OV<q;#
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" j@_) F^12
^|hRu{Q W
δ2=90°-δ1=71°33'54" zi DlJ3]^
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm o\ :f9JL
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm s poWdRM2
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 9 OO_Hp#|9
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm $'mB 8 S
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm K E)D =P
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm B$[%pm`'2
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm po](6V
dm1=2.125*57=124.125mm /B#lju!
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 O|7{%5h
Zv2=z2/cosδ2=180.25 zL!~,B8C
变位系数为0 ^J}$y7
h/+I-],RF
其他结构尺寸（略） ,B/p1^;.
"!_
4%z-
4、较核齿面接触疲劳强度（略） ^TCJh^4na
S&))
0d
5、工作图(略） q9]^+8UP
g: 3'x/a1
圆柱齿轮传动设计计算： 1&dsQ, VDl
G]NtX4' 4
一、设计参数 CT rs\G
传递功率 P=5.5(kW) UEYM;$_@4o
传递转矩 T=109.42(N·m) {uQ )p=
齿轮1转速 n1=480(r/min) &#my #u^O;
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 8KELN(o$ 7
传动比 i=4.52 >^\>-U|
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 f [I'j0H%
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 { `|YX_HS
预定寿命 H=40000(小时) vaCdfO&
/KvPi Q%
二、布置与结构 ?`*-QG}
闭式,对称布置 1S.e5{
E["t Ccg
三、材料及热处理
8 JOht(m
硬齿面,热处理质量级别 MQ eYX_V6c
wj :3
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> <{xAvN( :
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 *Wo$ $T
齿轮1硬度 HBS1=59 po$ynp756
gwB> oi*OE
齿轮2材料及热处理 =45调质 W;}u 2GH
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 1*, ~ 1!>
齿轮2硬度 HBS2=230HBS sluZ-,zE
.yh2ttf<gB
8sjHQ)<
四、齿轮精度：7级 >@89k^#Vc
P; o>~Y>x
五、齿轮基本参数
Dmv
模数(法面模数) Mn=2.5 yc4 f\0B/
齿轮1齿数 Z1=17 W]Y!ZfGnN
齿轮1变位系数 X1=0.00 ?UhAjt YIS
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) D}/.;]w<[&
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 LOG*K;v3
oYm{I ~"
齿轮2齿数 Z2=77 V5@[7ncVf
齿轮2变位系数 X2=0.00 e%0#"6}
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) l
)V 43
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 nu%Nt"~[%
U)=Z& ($T
总变位系数 Xsum=0.000 &OR*r7*Z
标准中心距 A0=117.50000(mm) G]DN!7]@g
实际中心距 A=117.50000(mm
j.v _
K]*ERAfM%m
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) JP*wi -8D
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) @' :um
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) <21^{ yt1
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 2DqHq q9m
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) %f(.OR)6{
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 0Lz56e'j
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) x]+KO)I
$"n)C
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) !4.^@^L|\
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) uqeWdj*Y
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) g
UAPjR
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm)
%!h+
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 7Bd_/A( $
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) fTtSx_}3H
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) MCpK^7]k
_7H J '
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) F(fr,m3
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) rL/7w a
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) M@[gT?m v1
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) PCnJ2
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 3evfX[V#
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) G'C ^C[ _W
v86`\K*0Y
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) y Vv3S[J
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) "A`'~]/hE
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Z'm%3
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 0nnq/u^
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 JN-8\ L
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) <Py/uF|
(uz!:dkvx
齿顶高系数 ha*=1.00 Px&Mi:4tG
顶隙系数 c*=0.25 Pg C]@Q%
压力角 α*=20(度) zb)SlR
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 F >R)~;Ja
端面顶隙系数 c*t=0.25000 E?o8'r
端面压力角 α*t=20.0000000(度) w.- i !Ls
EPnB%'l\c
, .F+ x}
六、强度校核数据 i PYlTV
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) D];([:+4
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 6Rodn Q
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) L KR,CPz
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) u#|Jl|aT
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) y^BM*C I
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) !qve1H4d2
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) hKeh9 Bt
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) gcF><i6
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ;H|M)z#[Z
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 %,RU)}
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) l6Bd<tSH
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 D$
z!wV
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ?V&a |:N9
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ?,>y`Qf*|
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 "!?Ya{
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 PyE <`E
t4uxon
L]")TQ
Xxw.{2Ji!q
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 +-V?3fQ
"ET"dM xU
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Us.jyg7_c
o 4wKu
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
