已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 8 3<kaeu,^
}!.7QpA$
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Kfj*#) SZ
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ,2?C^gxt
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 'ugG^2Y
2、根据负载选择电动机。 0 TS:o/{(a
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 .{8lG^0U<
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw
9xu&n%L=
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。 E+3~w?1
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 GZ4{< QG
3、传动比分配： ?2G^6>O `
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 rre;HJGEL
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 Fx.uPY.a
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 b,K1EEJ
7,O^c +
r+Z+x{
Dd{{ d?;B
高速级锥齿轮设计计算： {+`ep\.$&
w]%r]PwU+
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC Ads^y` b
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 54 8@. _-S
:x;D- kZ
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 9r)5d&,6
按齿面接触强度初步估算： &G b CJ
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) |%M%j'9
载荷系数k=1.2 U O [p
齿数比u=i1=3 1-JWqV(#?
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa +oi Pj3
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) _ wqFKj
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm wicg8 [T=B
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 x'
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ry
U0x
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" pYa<u,>pN
979L] H#
δ2=90°-δ1=71°33'54" \zoJr)
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm |0 Zj/1<$
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm $[1 M2>[
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm T &0tW"r?
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm @{$SjR8Q $
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm ',CcL N
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm F 'h[g.\ }
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 0umfC
dm1=2.125*57=124.125mm "iKK &%W
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 4mPg; n
Zv2=z2/cosδ2=180.25 >MhkNy
变位系数为0 dvxH:,
Vj:PNt[
其他结构尺寸（略） 4frZ
.r;V
?c43cYb
4、较核齿面接触疲劳强度（略） p~e6ah?1
_R8-Hj E
5、工作图(略） ?pVODnP k
D/giM#"
圆柱齿轮传动设计计算： ,*bxNs'/
lOE bh
一、设计参数 f< '~K
传递功率 P=5.5(kW) iI _Fbw8
传递转矩 T=109.42(N·m) 2Nj0 Hqjq
齿轮1转速 n1=480(r/min)
t qER;L
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) */ qv}
传动比 i=4.52 UkGUx Q,GU
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Nd ( $ s[
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 >o [T#U
预定寿命 H=40000(小时) ]IoS-)$Z/
MW&;{m?2(
二、布置与结构 EoY570PN
闭式,对称布置 HAU8H' h
fNlU c
三、材料及热处理 FB</~
g
硬齿面,热处理质量级别 MQ 'Y-c*q
fa!iQ fr
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> \C>I6{
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 7sFjO/a*
齿轮1硬度 HBS1=59 ukPV nk
9EH%[wfv
齿轮2材料及热处理 =45调质 .vb*|So
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 3|~(9b{+
齿轮2硬度 HBS2=230HBS }2{%V^D)r
_-h3> .;h9
aFbA=6
四、齿轮精度：7级 MqNp*n 2
PmTA3aH
五、齿轮基本参数
"? R$9i
模数(法面模数) Mn=2.5 R!- RSkB
齿轮1齿数 Z1=17 E >7[ti_p5
齿轮1变位系数 X1=0.00 LUCpZ3F1
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)
^h'
wZ7-\
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 .]jKuTC\<
|w:\fK[
齿轮2齿数 Z2=77 q,m6$\g4
齿轮2变位系数 X2=0.00 { Ji[d.cY
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) UZdpKi@
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 [g%oo3`A
vk$]$6l2
总变位系数 Xsum=0.000 ++FMkeHZ
标准中心距 A0=117.50000(mm) Nc]]e+N#V
实际中心距 A=117.50000(mm '\\J95*`
7o ;}"Y 1
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) udw5A*Ls
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) _jr%s
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) vZ k+NS<
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 6>KDK<5NQ
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) sbG3,'i)
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Iunt!L
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) N L~}
8_:jPd! 3
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) l3.HL> o
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) \.}* s] 6
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) :r!nz\%WW
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) m 'a3}vRV(
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) <oO^ w&G
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) fRq2sK;+
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) (m @({
] $Z aS\m
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) A]W` r}
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) !d^5mati)T
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) <b{ApsRJf
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ]"F0"UH,
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 (?$}Vp
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ;i\ i+:=
``0knr <
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) s% I) +|
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) /} (w{6C
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) F2lTDuk>C
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) R5| c4v{B
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 A LKU
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) _g
3h XsA
F~&bgl[YZ
齿顶高系数 ha*=1.00 m+,a=sR
顶隙系数 c*=0.25 ;}1*M !
压力角 α*=20(度) 29}(l#S}m
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 h _f A
端面顶隙系数 c*t=0.25000 # M%-q8
端面压力角 α*t=20.0000000(度) qm] k
(/w
{&G0jsA
0o c5ahp
六、强度校核数据 F"~uu9u
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) Bv@NE2
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 3 /oVl
6
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) x2(hp
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) U z[#t1*
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) j l%27Ld
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) {rf.sN~M
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) \"|E8A6/
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) -n+ =[M
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 4h|sbB"t
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 0L eR#l:I
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Xw_AZ-|1D
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 e@w-4G(;
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) !S$LRm\ '
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) Jvgx+{Xu
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 DTH;d-Z
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 7CWz)LT
<$qe2Ft Uq
'M VE5
-Uh3A\#(
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 |W:xbtPNy
bM+}j+0
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 luY#l!mx3
8t25wPlx
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
