已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ;&lXgC^*
^;II@n
i
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw |E13W
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min `=Mk6$%Cs
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m df{?E):
2、根据负载选择电动机。 IO7z }![V;
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 8] LF{Obz[
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw c[J 2;"SP
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 S 1k*"><
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 TJ)Nr*U3_
3、传动比分配： %>&~?zrq
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Md X4Rp'
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 4#t'1tzu#
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 `&I6=,YLp
!19T=p/:$
{9J| \Zz3
$7X;FmlG&
高速级锥齿轮设计计算： hl[<o<`Q
I
N@ ~~
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC qX&+
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS [,&g46x22
[\F:NLjiUy
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ,T;s Wl
按齿面接触强度初步估算： dLQp"vs $
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Zn1((J7
载荷系数k=1.2 l=" (Hp%b
齿数比u=i1=3 =$}`B{(H
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa t<`wK8)
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) [1~3\-Y
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm }P=FMme{F(
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 D~qi6@Ga
则Z2=i1*Z1=19*3=57 *3^7'^j<
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" =Q"thsR
Bl)D/
δ2=90°-δ1=71°33'54" DN8I[5O
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm bO6z;D#
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm +VIEDV+
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm [3irr0D7l
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm SFzoRI=qG
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm ,> g( %3C
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 0?R$>=u
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm R||$Wi[$
dm1=2.125*57=124.125mm MPp:EH
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 d*!H&1L
Zv2=z2/cosδ2=180.25 bil>;&h
变位系数为0 h*4w i.-
.K940& Ui
其他结构尺寸（略） p-C{$5&
O1
wQ-BY"cK\
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 4YOLy\"S
-Hi_g@i*XW
5、工作图(略） b 6 g9!
u 'ng'j'
圆柱齿轮传动设计计算： Q0 PqyobD
q9zeN:><
一、设计参数 uPFbKSJj
传递功率 P=5.5(kW) cB;DB) 0P
传递转矩 T=109.42(N·m) ^wIP`dn
齿轮1转速 n1=480(r/min) Q1h v2*/U
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) HDo=W qG
传动比 i=4.52 54JI/!a
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Q<osYO{l
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 }k1[Fc |
预定寿命 H=40000(小时) 7|m{hSc
X7aj/:fXe
二、布置与结构 Yk4ah$}%-^
闭式,对称布置 RXPl~]k#i
aB F<it>
三、材料及热处理 a(U/70j
硬齿面,热处理质量级别 MQ a.<!>o<t:
Erl@] P4
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ]sI{ +$~:c
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 |?fc]dl1]
齿轮1硬度 HBS1=59 .|ZnU]~T
w68VOymD/
齿轮2材料及热处理 =45调质 -}JRsQ+rgM
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS FLl L0Gu
齿轮2硬度 HBS2=230HBS j%0 g *YI
[ h
:FJ
B gG+
四、齿轮精度：7级 Y0OVzp9 b
xeHqC9Ou
五、齿轮基本参数 7w"YCRKh
模数(法面模数) Mn=2.5 h 9 {'w
齿轮1齿数 Z1=17 In4T`c?kQ
齿轮1变位系数 X1=0.00 Z$@ XMq !
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 01^W Py9l
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 I."4u~[
jd DcmR
齿轮2齿数 Z2=77 HY k*;mD
齿轮2变位系数 X2=0.00 p&\x*~6u
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ~ oBSf+N
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 7<ES&ls_
HaamLu
总变位系数 Xsum=0.000 yYTiAvN
标准中心距 A0=117.50000(mm) ;c>Rjg&[
实际中心距 A=117.50000(mm P(r}<SM
Z.0^:rVp~
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) k}Vu!+c z
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ?3i-wpzMp
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) hAZ"M:f
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ]pA}h. R#-
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) k4-C*Gx$h
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) {=d\t<p*n
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) xF{<- b
xH8nn3U
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) : XZ
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) m; LeaD}0
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) yyHr. C
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 0 ) lG~_q
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) L7*~8Y
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) oM-@B' TK
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) pr-! otz
]urcA,a
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) HgX 4RSU
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) r).S/
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Z)(C7,Xu
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) >b/0i$8
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 \9BIRY `
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) H p" :r%)
an<tupi[E
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) $y > J=
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 66%kq [
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) aX1|& erI
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) NzRL(A6V
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 58MBG &a%
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) Ph.$]yQCc]
Md [ nlz
齿顶高系数 ha*=1.00 U1rh [A>
顶隙系数 c*=0.25 JX/rAnc@
压力角 α*=20(度) Vo(d)"m?
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 jvm
"7)h
端面顶隙系数 c*t=0.25000 DjL(-7'p
端面压力角 α*t=20.0000000(度) lTdYPqMi
Mp$ uEi
#ZGWU_l}
六、强度校核数据 "v~w#\pz7
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) &2#x(v
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) NCSb`SC:
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) *+qXX CA
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ]Wv\$JXI
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) l=EIbh
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) UXa3>q>
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ^O[q C X
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ";",r^vr\
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ~"}-cl,
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 c+|,2e
0T
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 4 "wuqr|o
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 D
7H$!(F>
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) le|e 4f*+
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) pU`Q[HOs
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 KH2a 2
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 u&
:-&gva
S4`u NB#Ht
A*~zdZ p
W)w@ju$Ko
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 1c+[S]7rY
L&'2
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 hMeE@Q0
IM)\-O\Wd
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
