已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 (V>/[Ev
!-Uq# Ea0/
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw uQl=?0 85
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min T5eJIc3a"
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ?
@- t.N
2、根据负载选择电动机。 eB_ M *+^
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 " y-/ 9C
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Of;$
VK'
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。 $-uMWJ)l
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 42Cc`a%U
3、传动比分配： a/Cc.s
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 ,#.9 ^J
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 ub-vtRpm
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 u g?#Oa
uDMyO<\
ui&^ m,
| DUOy Q
高速级锥齿轮设计计算： 72sBx3 ;
qb PC5v
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 15cgmZs S
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS -v~XS-F
!}J19]\
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m w V"C ,*V
按齿面接触强度初步估算： 7jPn6uz>w
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) l)qGG$7$
载荷系数k=1.2 GD<pqm`vVY
齿数比u=i1=3 8]&lUMaqVZ
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Ip*[H# h
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) trg&^{D<
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 8_uh2`+Bvb
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 }J] P` v
则Z2=i1*Z1=19*3=57 O;RNmiVoq
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" hJGWa%`
% ^& D,
δ2=90°-δ1=71°33'54" =ve, !
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm y:dwx *Q9I
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm Ts 3(,Y
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm `bEum3l\6]
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm Op
;){JT
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm \\,z[C
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm YL@d+
-\
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm #*;Nb
dm1=2.125*57=124.125mm .iH#8Z
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 l&m'?. g f
Zv2=z2/cosδ2=180.25 'q*:+|"
变位系数为0 UE/N-K)`
dWhF[q"
其他结构尺寸（略） x^JjoI2vf
'W|@d8}h
4、较核齿面接触疲劳强度（略） D(gpF85t
0%5x&vx'S
5、工作图(略） :@q9ll`6u
* !x/ia9
圆柱齿轮传动设计计算： My\
t+B L O<
一、设计参数
91bJ 7%
传递功率 P=5.5(kW) da53XEF&
传递转矩 T=109.42(N·m) s*W)BK|+?
齿轮1转速 n1=480(r/min) kn|z
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) POvpaPAZ<
传动比 i=4.52 }lt]]094,
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 .
G ~,h
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 =Pg u?WU@
预定寿命 H=40000(小时) z/t:gc.
<jRs/?1R
二、布置与结构 4C_-MJI
闭式,对称布置 hy|X(m
cP MUu9du
三、材料及热处理 B^G{k 3]t
硬齿面,热处理质量级别 MQ ld*RL:G
` )R@\@jt
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ~+Da`Wp
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 #%g~fh
齿轮1硬度 HBS1=59 q7% eLJ
ZW| VAn'>
齿轮2材料及热处理 =45调质 "Z6: d"S`
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS >}ozEX6c2
齿轮2硬度 HBS2=230HBS +kTa>U< ?
8M;G@ Q80
q3E_.{t
四、齿轮精度：7级 Wy%F
k6 f;A
五、齿轮基本参数 X*'-^WM6
模数(法面模数) Mn=2.5 s(I7}oRWsL
齿轮1齿数 Z1=17 v#`Wf}G
齿轮1变位系数 X1=0.00 <ST#<
$%
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) `'`T '+0
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 jq&$YmWp
wp,z~raaS
齿轮2齿数 Z2=77 VNbq]L(g
齿轮2变位系数 X2=0.00 8_tMiIE-pS
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) :=tPC A=
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 U <
p kg
0R2 AhA#
总变位系数 Xsum=0.000 otO6<%/m
标准中心距 A0=117.50000(mm) Mr( ~
*
实际中心距 A=117.50000(mm B"I> mw
xW,(d5RtZ
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) VBssn]w
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ZCMB ]bL-e
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) _ QM
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) EhybaRy;C
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) v= |BqG`
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) G JItGq`)
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) MNiu5-g5
s%z'1KPS
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) t? ]6>J_V
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [,a O*7 N
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) VmkYl$WZo
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) [j0I}+@4H
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) LxVd7r VY6
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) | pp @
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) &hba{!`y
Y(SgfWeK@1
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) ~]/X,Cf
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) N) h>Ie
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) XI\aZ\v
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 7Yxy2[
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 G6eC.vU]j
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Ik1,?A
(`18W1f5W
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) tb0XXE E
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) $#@4i4TN-
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) [ylGNuy
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) }]z mp/;a
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 _'H< zZo
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 6EK+] 0
H]=3^ g64
齿顶高系数 ha*=1.00 ".xai.trr
顶隙系数 c*=0.25 #G.3a]p}"
压力角 α*=20(度) oJ8_hk<Va8
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 D-3/?"n
端面顶隙系数 c*t=0.25000 !Y]}& pUP
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ! qcu-d5b
y=vH8D]%X
YC=BP5^
六、强度校核数据 ;*W]]4fy
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) qW7"qw=
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 4&ea*w
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) HxY,R ^
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) L''0`a. +S
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) q qzQKN
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) r$v?[x>+K
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) L f 0Hz")
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 1wc
-v@ E
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 P1)
80<t
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 DAu|`pyC%
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 4E
| 6l
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 xk|$Oa
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Rc6
)v
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 3Gp4%UT&
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 jq0tMTb%L
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 !W%HAlUAG[
9x?;;qC"m9
}=;>T)QmMO
u=E?N:I~F
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 mLk Z4OZ
4G>|It
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 [QZ~~(R
)%y~{j+ M
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
