已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 `&qeSEs\
VU(#5X%Pn
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ,)P6fa/
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 0}
Lx}2
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m k{B;J\`E;
2、根据负载选择电动机。 a OTrng
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 R#33AC CX
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 6'QlC+E
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。 @-5V~i tW
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 b2HHo IT
3、传动比分配： 6yPh0n
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 :H`Z.>K
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 50^ T \u
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 lO dw H"
/d]{ #,k
t/0h)mL}
] ! :0^|
高速级锥齿轮设计计算： ">NPp\t>/Z
Hp?uYih0
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC L'$;;eM4
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS fDIKR[B
* "K7<S[
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m d@,3P) ?
按齿面接触强度初步估算： ? &GV~DYxA
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) + q@g
载荷系数k=1.2 R.B3
齿数比u=i1=3 Jb"0P`senY
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Hy0l"CA*|
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) GJIM^
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm $09PZBF,i
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 29GcNiE`T
则Z2=i1*Z1=19*3=57 }wR&0<HA
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ECEDNib
=p R'XF%
δ2=90°-δ1=71°33'54" p:q?8+W-r
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm b~<Tgo_/jf
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm @I,:(<6
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm X6lUFko
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm WnZn$N.
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm j,i>
1| J
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm E A} Vb(2
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm @2Ca]2,4
dm1=2.125*57=124.125mm 8 WvQ[cd
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 M k$Pt
Zv2=z2/cosδ2=180.25 @-F[3`HeA
变位系数为0 +axpIjI'
wUBug
其他结构尺寸（略） zM*PN|/%sH
{ WW !P,w
4、较核齿面接触疲劳强度（略） li
Hz5<|
* {e?%!Q
5、工作图(略） 5u3SP?.&
o?\v
8.n
圆柱齿轮传动设计计算： )/ 2J|LxS
9#A&Qvyywg
一、设计参数 o$,Dh ?l
传递功率 P=5.5(kW) Fi*j}4 F1
传递转矩 T=109.42(N·m) n. \|NR'v
齿轮1转速 n1=480(r/min) C=|X]"*:u0
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) SF2<
传动比 i=4.52 V]I+>Zn| 7
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 R"
'=^
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ui#K`.dn
预定寿命 H=40000(小时) Xs7x Z$
c (Gl3^
二、布置与结构 Jg\1(ix
闭式,对称布置 EM& ;SQ;C9
x%\m/_5w%
三、材料及热处理 yC <[ LH
硬齿面,热处理质量级别 MQ a="\?L5
)]~;A c^x
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> y~AF|Dk=
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 G8E=E<Yg~
齿轮1硬度 HBS1=59 ij/5m-{6)
!tL&Ktoj
齿轮2材料及热处理 =45调质 ]fgYO+
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS -w#Hy>E
齿轮2硬度 HBS2=230HBS PC3-X['[
h d E? %A
(#"iZv,
四、齿轮精度：7级 jJfV_#'N'
+,BJ4``*k
五、齿轮基本参数 lq%6~va
模数(法面模数) Mn=2.5 p0S;$dH\ D
齿轮1齿数 Z1=17 'K0 =FPB/@
齿轮1变位系数 X1=0.00 <h"*"q|9
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) j%y)%4F8
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 LG
qg0 (
QTNE. n<?
齿轮2齿数 Z2=77 eGJ}';O,g
齿轮2变位系数 X2=0.00 t:h~p-&QB
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) yF#:*Vz>
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 lx!9KQAM*
`p. O
总变位系数 Xsum=0.000 c 8
xZT
标准中心距 A0=117.50000(mm) e%O]U:Z
实际中心距 A=117.50000(mm )]?" H
vid(^2+
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ~dO&e=6Hk
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) *`HE$k!
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) F;&a=R!.
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) B-
VhUS
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) edW:(19}
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) a.5^zq7# !
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ~!Q\\_
- #ta/*TT:
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) X+*"FKm S.
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) mCY+V~^~kz
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Q ]u*Oels
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) eT|"6WJ:{
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) y s3&$G
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 9W[ ~c"Ku
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) $M(ZKS3,j
du:%{4
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) l]GUQcN=
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) A]FjV~PB
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ~e)`D nJ
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) gZ^NdDBO
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 sBo|e ]m#
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) v_zVhE tY
dt efDsK
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) #)r
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) e I 6G
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) t*&O*T+fgy
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ]} +
NT
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 -0{"QhdE%
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ( Es0n$Xb
kdX ]Afyj
齿顶高系数 ha*=1.00 *{y/ wgX
顶隙系数 c*=0.25 5ecAev^1-
压力角 α*=20(度) -zq_W+)ks
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 jd&kak
端面顶隙系数 c*t=0.25000 c-2##Pf_8O
端面压力角 α*t=20.0000000(度) .-6B6IEI_"
.\?)O+J!
wV9[Jl\Z
六、强度校核数据 lAM"l)Ij
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) OC [ +t6
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) S$C ht6m
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) h zh%ML3L
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) pErre2fS
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) GV5hmDzRs
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) -<'&"-
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) {=Y.Z1E:
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) .mse.$TK.^
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 AvN\^
&G
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 #^>5,M2
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) zdwr5k
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 } h.]sF
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Rr#vv
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) !i|]OnJY
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 !1 :364
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 "uz}`G~O
J(\]3 9y
Felu`@b
kc3dWWPe
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 u_C/Y[ik
\9*,[mvC
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 2xchjU-
bUW`MH7yJ
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
