已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 lzy$.H"W
jbhJ;c :
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw 8cBW] \ v
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min Y5i`pY/}#?
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m PDq}T q
2、根据负载选择电动机。 uCP6;~Ns
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 io Y\8i
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw {8Jk=)(md
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。 V0'p1J tD
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 `^ bvj]>l
3、传动比分配： SeZT4y*=
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 .xz,pn}
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 K?Xo3W%K
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 p-yOiG8b}
$|cp;~ 1
%AEK[W+0
-90 ZI1O`
高速级锥齿轮设计计算： k|$"TFXx;
8/>w gY
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 2 .Eu+*UC
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS itC *Z6 ^
b ?2X>QJ
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m lGnql 1(
按齿面接触强度初步估算： Q 9gFTLQ
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) yrE,, N%I
载荷系数k=1.2 1Oca@E\Z.
齿数比u=i1=3
\ +? ,c\x
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ] EVe@
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) _Xk03\n6
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 43u PH1
)
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 P Q &Q71
则Z2=i1*Z1=19*3=57 \o62OfF!
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" }KD7 Y
2 iR:*}5
δ2=90°-δ1=71°33'54" Qw6KX#n
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 94h_t@Q/1
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm Oa.f~|
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm D*XZT{1g
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm -l P )
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm G>[
NZE
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 3I; xU(rv
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm w]W `R.
dm1=2.125*57=124.125mm 38w.sceaT
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 02 79g
Zv2=z2/cosδ2=180.25 (pT(&/\8
变位系数为0 /jjW/ lr
xq Q~|
其他结构尺寸（略） \8>
2|0Qk&
4、较核齿面接触疲劳强度（略） }DDVGs [
g:uvoMUD
5、工作图(略） *w'q
)p/=u@8_f
圆柱齿轮传动设计计算： P|e:+G 7
}&Wp3EWw
一、设计参数 ;T5,T
传递功率 P=5.5(kW) J$6-c' 8
传递转矩 T=109.42(N·m) g+ >=C
齿轮1转速 n1=480(r/min) gqP -E
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) z)58\rtz
传动比 i=4.52 ( Lok
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 inr%XS /m
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 o~OwE7H)A
预定寿命 H=40000(小时) [):{5hMA
6?3/Ul }
二、布置与结构 i\kTm?BQZ
闭式,对称布置 _DPB?)!x
b(P HZCy#
三、材料及热处理 QvG56:M3
硬齿面,热处理质量级别 MQ toS(UM n
0On? {Bw
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Cec9#C
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 Z&+NmOY4
齿轮1硬度 HBS1=59 ~")h E%Kl}
dWsT Jyx~
齿轮2材料及热处理 =45调质 B`?N,N"
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 5y1or
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 2Ueq6IuQ
Lv
`#zgo_f
]}mly` Fw
四、齿轮精度：7级 y-w2O]
V,>+G6e
五、齿轮基本参数 ,{.zh&=4
模数(法面模数) Mn=2.5 l ^DINZU@
齿轮1齿数 Z1=17 fH{9]TU_:
齿轮1变位系数 X1=0.00 B<|:K \MA
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 5x*5|8
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 v-P8WFjca
Q)x?B]b-
齿轮2齿数 Z2=77 t{/hkX q]
齿轮2变位系数 X2=0.00 1 ^Kj8*O8e
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ?8 SK\{9r6
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 1 L+=|*:
4` '8fe/"
总变位系数 Xsum=0.000 Um]p&phVL
标准中心距 A0=117.50000(mm) 6-mmi7IfO
实际中心距 A=117.50000(mm 6OfdD.y
z=ML(1c=
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) -Qg
2qN2{
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ( MB`hk-d
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Hu <p?mF#
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 7IA3q{P
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) m! rwG(
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) sCVI 2S!L
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) U {7 3Xax
"e~k-\ ^Y
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ' Pf_5q
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) g(m xhD!k
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ;KZrl`
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 'dkXYtKCB
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) q.-y)C) ;
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) A:kkCG!~Nf
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) G7
1U 7
D,MyI#
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) .2e1S{ 9
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) BR; Q Y1
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) %PzQ\c
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) V/J>GRjw
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ;S fNKu
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) |Dg; (i?
N6h1|_o
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) Q4X7Iu:
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) hF2/
y. :P
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Am= wEu[b
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) wDDx j
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 lj)f4zu
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ^Z2kq2}a
hL0]R,t;'
齿顶高系数 ha*=1.00 wa" uFW
顶隙系数 c*=0.25 )7W6-.d
压力角 α*=20(度) U| 8[#@r
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 F<5n Gx cC
端面顶隙系数 c*t=0.25000 )!cI|tovs
端面压力角 α*t=20.0000000(度) |=\91fP68`
.8]Y-
X:Q$gO?[4
六、强度校核数据 Y&s2C%jT
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 6 )ycmu;!$
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) U h.Sc:trA
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) u yFn}y62
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) Te;gVG *
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) z5 Bi=~=#
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) }w@gj"\H
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) rR]-RX(
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) k^^:;OR
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 6yI}1g
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 FSU<Y1|XM
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) l)Zs-V!M^\
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ]M3# 3Ha"
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) >!}`%pk(
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ?vu_k 'io
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ^n9a " qz
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 5@ fox I
vBNZ<L\|a
NhA#bn9y?
Q2eXK[?*
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 =OYQM <q
Fd7*]a
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 [?KJ 9 ~+0
/BpxKh2p
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
