已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 @> Ghfh>~D
i$JG^6,O
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw B>|U-[A
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min :DMHezaU
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m |aS~"lImh
2、根据负载选择电动机。 'y6 ! %k*
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 /LI~o~m1)
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw > 1r []&8
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 9Z0CF~Y5
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 F!)M<8jL&9
3、传动比分配： wyrI8UY
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 xZP >g
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 <p^*Ydx
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 0Z
A#T:4
Rnj Jg?I=
sWsG,v_
5X `w&(]m
高速级锥齿轮设计计算： - 7k|6"EwM
Tr+h$M1_Ja
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC M9Nk=s! 3
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS hJ;f1dZ7}
{1Ju} =69
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m FDVI>HK @
按齿面接触强度初步估算： \ W
'i0+
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) *>aZc::
载荷系数k=1.2 Z6IJ o%s
齿数比u=i1=3 lrs0^@.+
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa f@!
fW &
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) hJw
|@V
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm g[EM]q,
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 abROFI5.L
则Z2=i1*Z1=19*3=57 !F+|Y "c
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" K0 O-WJ
YY#s=
δ2=90°-δ1=71°33'54" smfG, TI
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm nDHHYp
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm }osHA`x"2
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 'v\1:zi
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ,7^d9v3t
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm q+A<g(Xu
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ),cQUB
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm dGbU{#"3s
dm1=2.125*57=124.125mm k9}Q7) @
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 [&h#iTRT
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ZnvEv;P
变位系数为0 3>-[B`dD(
Ku<b0<`
其他结构尺寸（略） :y+B;qw
MV"E?}0
4、较核齿面接触疲劳强度（略） M82.khm~jM
`z 9)YH
5、工作图(略） 7?6xPKQ)H
%`xV'2H
圆柱齿轮传动设计计算： /=8O&1=D
K\RWC4
一、设计参数 {0is wq'J
传递功率 P=5.5(kW) e >L5.~i
传递转矩 T=109.42(N·m) yGb a
齿轮1转速 n1=480(r/min) zKIGWH=qqm
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) F(Lb8\to\M
传动比 i=4.52 WGH%9 2
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 [J a)<!]<
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 )R jb/3* !
预定寿命 H=40000(小时) \hs/D+MCk
r_b8,I6{]
二、布置与结构 nd.57@*M
闭式,对称布置 z-n>9
Z5((1J9
三、材料及热处理 Yo >`h2C4
硬齿面,热处理质量级别 MQ Ct4LkmD
qBT_!
)h
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> an3~'g?
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 fv|]= e
齿轮1硬度 HBS1=59 aXMv(e+
nN> J*02(
齿轮2材料及热处理 =45调质 1TKEm9j ]u
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS V?OuIg%=:
齿轮2硬度 HBS2=230HBS dZPW2 yf
EJ1Bq>u 7
Z B-QABn
四、齿轮精度：7级 ?#d6i$
ToV6lS"
五、齿轮基本参数 O/mR9[}
模数(法面模数) Mn=2.5 n'T He|:I
齿轮1齿数 Z1=17 !_qskDc-
齿轮1变位系数 X1=0.00 ODm&&W#*
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 2;8Xz 6T
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 b3}Q#Y\G
v2d<o[[C
齿轮2齿数 Z2=77 *P`v^&
齿轮2变位系数 X2=0.00 y<TOqn
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) _}D%iJg#
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 bG "H D?A_
>QXzMN}o
总变位系数 Xsum=0.000 2d-{Q 8Pi
标准中心距 A0=117.50000(mm) m+?N7
实际中心距 A=117.50000(mm ny)]G vxI
',GV6kt_k
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) yf!,4SUkU
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 98GlhogWt
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) u#1%P5r&X
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) wzd`l?o,
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) Ejv%,q/T(
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ]fZ<`w8u}
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) @dl8(ILk'
>-M ]:=L
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) %`e`g ^
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) n0Go p^3
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) KF+mZB
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) OOok hZd`
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) D?^Y`G$.
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ^-hEr sK
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Y6A;AmM8
@xS]!1-
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) e'34Pw !m
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Ql8bt77eI-
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ~O{W;Cyh
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) %t*[T
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 LEZ&W ;bCo
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) / ;Yy@oc
}x:0os
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) )s)_X L
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) %m eLW&
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) < C'Z H'p
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) <J& 7 ]6Z
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 sHdp
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) }$&x TW_
RP!
X8~8
齿顶高系数 ha*=1.00 )T1iN(Z
顶隙系数 c*=0.25 z\T Lsx
压力角 α*=20(度) :HRT 2I
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 */(I[p
端面顶隙系数 c*t=0.25000 /1d<P! H
端面压力角 α*t=20.0000000(度) s9O2k}]
x zm@
v(
e4\dpvL
六、强度校核数据 (?>cn_m
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) BtsdeLj|
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) jn JZ# =)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) wfR&li{
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) /:Lu_)5
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) _Zc4=c,K
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) D z;HAyPj
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) d(;4`kd*N
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) gl8Ib<{
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 fvqd '2 t
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 6B" egYv
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) &;c>O
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ; a
r><w
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) TTZe$ >f
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) QR0(,e$Dl
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 r2\c'9 uH
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 8 lT{1ro
G$ bJ+
]s_8A`v m
pHC /(6?
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Da.G4,vLh
Q.Aa{d9e
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 8)j@aiF`
O
)d[8jw"
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
