已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 [q5N 4&q\
1G6 MO
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw <y30t[.E6
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min lx vRF93a.
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ! ;1$1xWK
2、根据负载选择电动机。 A7SE>e>
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 9*lk x#
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Y=- ILN("
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 8iDg2_l`G
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 AHA4{Zu[
3、传动比分配： djxM/"xo
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 tg X},OU^
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 *i>?YT
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 |8s )k Q4$
n!*uv~%$
+uY)MExs2
ra'h\m
高速级锥齿轮设计计算： qK9\oB %s7
%j=xL V\
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC %488"
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ~SW_jiKM
x` #|8
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Qf }^x9'
按齿面接触强度初步估算： A,2dK}\>
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) u
VZouw#
载荷系数k=1.2 O73 /2=1V
齿数比u=i1=3 /0J1_g
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa XazKS4(
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) (Wm4JmX%
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm kZ0|wML8
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 :Gdfpz-{?
则Z2=i1*Z1=19*3=57 p
FkqD U
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" _IK@K 6V1
y@L-qO+{&
δ2=90°-δ1=71°33'54" +foyPj!%
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm JBsHr%!i
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm gD\ =
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm z>f>B6
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm l]s, CX
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm XU}|Ud562
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm +Y^_1
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm D w@0P
dm1=2.125*57=124.125mm f8DF>]WW
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 osJ;"B36
Zv2=z2/cosδ2=180.25 Ikkv <uY
变位系数为0 S&C
_Vs\:tygs
其他结构尺寸（略） E,#J\)'z
4}~zVT0'~
4、较核齿面接触疲劳强度（略） l1|z;
$_z
r] +V:l3
5、工作图(略） )7e[o8O_6
DJtKLG0
圆柱齿轮传动设计计算： ml |[x M8
95,{40; X7
一、设计参数 -1Luyuy/`
传递功率 P=5.5(kW) 0an g^v;q
传递转矩 T=109.42(N·m) E! i:h62
齿轮1转速 n1=480(r/min) ~ "] 6
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) s ^/<6kwO
传动比 i=4.52 ^XV=(k;~bX
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 M. Fu>Xi
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Om% 9 x
预定寿命 H=40000(小时) sW": ~=H
5"Ibm D>D
二、布置与结构 $Q[>v !!X
闭式,对称布置 #Fua^]n
? U:L Aub
三、材料及热处理 V 4RtH
硬齿面,热处理质量级别 MQ 2Et7o/\<
x}.Q9L
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> `};8
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ):.
+ u=
齿轮1硬度 HBS1=59 V}l >p?
QY,.|
齿轮2材料及热处理 =45调质 HR85!S`
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 8
0>qqz
齿轮2硬度 HBS2=230HBS hi>sD U< x
Z=sC YLm
xud
四、齿轮精度：7级 Z#wmEc.}C
mCtuR*z_
五、齿轮基本参数 QD0upYG
模数(法面模数) Mn=2.5 Z6}B}5@y
齿轮1齿数 Z1=17 [~;#]az
齿轮1变位系数 X1=0.00 cS98%@ DR
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 6#+&_ #9
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 Rx$5#K!%M
T4`.rnzyRb
齿轮2齿数 Z2=77 a.a5qwG
齿轮2变位系数 X2=0.00 d jeax
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 54kd>)|"ag
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 nn@"6 8]g
cvpcadN[
总变位系数 Xsum=0.000 A*BIudli
标准中心距 A0=117.50000(mm) A L#"j62
实际中心距 A=117.50000(mm JVA JL q
.(tga&]
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) uj$b/I>.'
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) t) 74(
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) -Cxk#-sb#
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) d ,| W
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) odPq<'V|AY
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) DfFsCTu
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 8t !/O p ?
4/$ $?w4
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) /JL2dBy#z
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) pHlw&8(f"
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) |1G /J[E
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) %|[+\py$Q
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) B:=*lU.n
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) B*A{@)_
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) _r8.I9|
IZczHHEL`b
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) *5i Nw_&
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) 'vT
XR_D
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ]3<k>?
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) tWYKW 3~]
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 mh> )N"
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) YLSp$d4 y
k#T onT
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) r 5z_{g
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) LuS] D%
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) le%_[/_I|
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) N=&~3k
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 `d, hP"jBc
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) Vd[ [<
a DuO!?Cm
齿顶高系数 ha*=1.00 ?<\ K!dA
顶隙系数 c*=0.25 ^1M :wX r
压力角 α*=20(度) _8 b)Xx@5
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 lL~T@ +J~
端面顶隙系数 c*t=0.25000 w? A&X B+
端面压力角 α*t=20.0000000(度) !L"3Ot d
c6 cGl]FL
2~+ _T
六、强度校核数据 r#wMd9 ])
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) FA ?xp1E
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa)
]Kb
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) E ~ xK1x"
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) _B)LRD+Hj
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) s8 .O L_e
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) LUv>0G#L[
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) `<2y
[<y
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) '/kSUvd
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 L)JpMf0
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 TOV531
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Bo8+ uRF|
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 A. m#wY8
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) %iY-}uhO
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) # P$=P2o
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ;=1]h& S
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 TjGe 8L:
Q4r)TR ,
1SeDrzLA
- XIjo l(
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 sY!PXD0Q
N7k<q=r-
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ,T?8?? bZ
$+)2CXQe5
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
