已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 8$00\> <r
@ sXFu[!U
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Sn Cwo xK
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min nhI+xqfn
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m _ _O f0<
2、根据负载选择电动机。 ]5!3|UYS
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 8`= ?_zF
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw gY}In+S
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 z *@eQauA
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 9>}& d Q8
3、传动比分配： x`CjFa E~F
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 |Q?h"5i"(
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 ] 5Cr$%H=
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 :uL<UD,vu3
i,Ct AbMx
tm1 =
r924!zdbR
高速级锥齿轮设计计算： =C\Tl-$\f
F^ q{[Z
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC HB07 n 4 |
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS
'g v0;L
*dBy<dIy
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m sqkWQ`Ur
按齿面接触强度初步估算： 24sMX7Q,i
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) F%>$WN#2
载荷系数k=1.2 obb%@S`
齿数比u=i1=3 V&mkS
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa c-Gp|.C
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ;$p !dI\-Q
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ^z, 3 #gK
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 <'Q6\R}:vC
则Z2=i1*Z1=19*3=57 bWPsfUn#
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" N:j 7J
&AiAd6
δ2=90°-δ1=71°33'54" 1\hLwG6Jj
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm (m]l -Re
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm /ViY:-8s
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm LF| 0lAr
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm zAgX{$/Fg
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm *A-_*A
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm J }|X
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm fRp]
dm1=2.125*57=124.125mm %ms%0%
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 LI,wSTVjC
Zv2=z2/cosδ2=180.25 $b8[/],
变位系数为0 hgU;7R,?ir
qHt/,w='Q
其他结构尺寸（略）
a~}q]o?j
$5nMD=
4、较核齿面接触疲劳强度（略） ?kjQ_K
jIh1)*]054
5、工作图(略） i_qY=*a?y
*WE8J#]d
圆柱齿轮传动设计计算： CmE qo;Is
J[/WBVFDf
一、设计参数 87
gk
传递功率 P=5.5(kW) wMS%/l0p1
传递转矩 T=109.42(N·m) y r (g/0
齿轮1转速 n1=480(r/min) k1&9 bgI
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ^eW<-n@^
传动比 i=4.52 !do` OEQKR
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 @yp0WB
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Q M,#:m1o
预定寿命 H=40000(小时) = =Gc%
:Cq73:1\B
二、布置与结构 N0 {e7M
闭式,对称布置
c ILS
+n ^M+ea;
三、材料及热处理 @SfQbM##%
硬齿面,热处理质量级别 MQ 7q0_lEh
m* ^) #
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> s -p)^B
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 4v[y^P
齿轮1硬度 HBS1=59 H'A N osv
(j}7|*.
齿轮2材料及热处理 =45调质 2z>-H595az
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS {FI zoR"
齿轮2硬度 HBS2=230HBS P&`%VW3E
^'3c%&Zf3
%QP[/5vQ
四、齿轮精度：7级 0E.N3iU
oR#W@OK@is
五、齿轮基本参数 j6%W+;{/pj
模数(法面模数) Mn=2.5 #GM^ :rF
齿轮1齿数 Z1=17 5|*{~O|
齿轮1变位系数 X1=0.00 Zue3Z{31T
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 5 -i,Tx&:
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 G
;j1zs
}M4dze
齿轮2齿数 Z2=77 A6(D o]M
齿轮2变位系数 X2=0.00 @O"7@%nu
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) >u=
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 .W]k 8N E
CR4O#f8\
总变位系数 Xsum=0.000 6_mi9_w
标准中心距 A0=117.50000(mm) a (U52dO,
实际中心距 A=117.50000(mm x`E<]z*w}
ERPg TZT
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) (%_X{R'
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 6 Bq_<3P_
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) TV{GHB!p"
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) yD"]:ts3
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) } c G)$E
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) bEcs(Mc~
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) gvP-doA7W
kcS7)"/ zC
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 8L gt
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) ^E}?YgN p
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) @a 9.s
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 8 063LWV
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) u
X,n[u
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) FJn-cR.n
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) {
^o.f
]>M\|,wh
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) |WB-N g
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) &S4*x|-C&
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) T"xJY#)}
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm)
wra0bS)4
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 (d4btcg
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) kN=&"
1 Uup.(
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ]I|(/+}M
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) @c^ Dl
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) I>?oVY6M@u
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) H H*y$
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 J~ %43!X\K
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 9#9 UzKX#
:
UeK0
齿顶高系数 ha*=1.00 8" %Es
顶隙系数 c*=0.25 DS?.'"n[u
压力角 α*=20(度) Vn5T Jw
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 !Cg j
>=
端面顶隙系数 c*t=0.25000 hs7!S+[.$$
端面压力角 α*t=20.0000000(度) <vcU5
.K.
Kk^* #vR
44KoOY_
六、强度校核数据 -
l X4;
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 4Y(@
KU b
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 0+SDFh
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) \3hA_{ w
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) Qvp"gut)%X
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Q:b0M11QR
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ??F* Z" x
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) :)1"yo\
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) &nIu^,.
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 vRe{B7}p;
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 |aDBp
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) hDxq9EF
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 (;#c[eKy
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) >Y>R1b%
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) J P 4DV=}L
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 l.@1]4.
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 [6a-d> e{
3}nk9S:jr
$Ivjcs:
vH+g*A0S<
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 ;M?)-dpZ
:)#;0o5
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 J +/}m}bx
G(t:s5:
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
