已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 )S_ %Ip
.=c@ps
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw W}wd?WIps
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min tfe'].uT
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m %]O #t<D
2、根据负载选择电动机。 `WQpGBS_z_
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 BMhuM~?(
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw A {')
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。 }yCgd 5+_
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 `] Vn[^?D
3、传动比分配： v\kd78,
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 wo^1%:@/ 2
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 W*4!A\K
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 <) @^TRS
uQWd`7
O}7 aX '
`k08M)
高速级锥齿轮设计计算： ,z0E 2
HsK5 2<
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC "n<u(m8E
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS a6o p
8EI& }I
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Zt4 r_ 7
按齿面接触强度初步估算： ;[Hrpl
S
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) P$G|o|h
载荷系数k=1.2 $I / RN
齿数比u=i1=3 jH4Wu`r;m
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa E95VR?nUg
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) An
!i
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm lHPhZ(Z
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ;!>>C0s"
则Z2=i1*Z1=19*3=57 }HZ'i;~r|9
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" /p@0Q [E
V U|Cct&)
δ2=90°-δ1=71°33'54" ^#2Y4[@
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm f<3r;F7
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm
(8j@+J
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm hM`*- +Zb
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm );x[1 *e
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm :.\h.H;
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm GJuU?h#:/{
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm qk(u5Z
dm1=2.125*57=124.125mm s-xby~
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 #.\X% !
Zv2=z2/cosδ2=180.25 u+e.{Z!
变位系数为0 &oiBMk`*
|n&EbOmgf
其他结构尺寸（略） R
)e^H
knZ<V%/e
4、较核齿面接触疲劳强度（略） /ec~ ^S8X
g/soop\:
5、工作图(略） oI%.oP}G
h'G8@j;
圆柱齿轮传动设计计算： hn u/
r.zJ/Tk
一、设计参数 %|3U WN
传递功率 P=5.5(kW) m dHC{sp
传递转矩 T=109.42(N·m) n? A;'\cK
齿轮1转速 n1=480(r/min) KHXnB
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) rk(0 w|zR+
传动比 i=4.52 o>Z+=&BZ@a
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 .](s\6'
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 nyB~C7zR
预定寿命 H=40000(小时) `{I-E5 x
_Msa ub!N
二、布置与结构 ktKT=(F&
闭式,对称布置 mCx6$jz
PK*
$
三、材料及热处理 D<cHa |
硬齿面,热处理质量级别 MQ \(bM L#I
^KMZB
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> o,RLaS,BK'
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 \6${Na' \
齿轮1硬度 HBS1=59 %@FT g$
/1lUFL2D
齿轮2材料及热处理 =45调质 z '%V y
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS vd <"
G}
齿轮2硬度 HBS2=230HBS #VEHyz 6P
]={{$}8 .
Wc$1Re{z
四、齿轮精度：7级 ",T-'>h$2R
D?Q{ &6p
五、齿轮基本参数 ABp/uJI)
模数(法面模数) Mn=2.5 vQ}llA
h
齿轮1齿数 Z1=17 Ofg-gCF8
齿轮1变位系数 X1=0.00 <[7.+{qfW
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) /P0%4aWu=
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 pJ5 Sxgv{;
VscEdtkd
齿轮2齿数 Z2=77 Dl%NVi+n
齿轮2变位系数 X2=0.00 iB 5 Se
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) I.\fhNxHY
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 =6TD3k6(2
Ui 7S8c#tH
总变位系数 Xsum=0.000 7m=tu?@
标准中心距 A0=117.50000(mm) x AD: Z "
实际中心距 A=117.50000(mm Vj" B#
/ %U+kW
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm)
}ya9 +?I
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) l7P~_X_)"
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) kGMI
?
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) eVDI7W:(Sn
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ;Z"6ve4
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) tq^ H)
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) \5Jpr'mY5
Pz1pEy uL
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ,P< n\(DQ
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) .4~n|d>z
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Q': }'CI
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ,xrXby|R"
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) +)FB[/p Xk
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Cv|y a$}a
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) kQ~*iY
`Q*L!/K+
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) +I7 n6s\
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ;z>)&F
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) _d&F B~=
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ,&!Txyye
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 QOk Pli X
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) @
Sw[+`
vO"Sy{)Z>
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) A - G?@U
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 5~ CHj
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) }Z- ]m
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) B`} ?rp
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 Mjrl KI}f/
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) %J?;@ G)r
Im1e/F]
齿顶高系数 ha*=1.00 g&H6~ +\
顶隙系数 c*=0.25 1+PLj[;jJ:
压力角 α*=20(度) {SW}S_
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 i!< ,8 e=
端面顶隙系数 c*t=0.25000 DJ;G0*
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ,K8O<Mw8
i3*S`/]p
_ pM&Ya
六、强度校核数据 7^h?<X\
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) v"Fa_+TVx
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) r"SuE:D
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) T+m`a #
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) AxUj CerNf
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Aq}]{gfQ1
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) oBQr6-nZ
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) $6T*\(;T@A
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) q3B#rje>h
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Jeyy Z=
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 7E4=\vM
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) HiEXw}Hkz
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 RX%*:lXi_
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 3HC aZ?Ry'
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) |r!G(an1x4
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 I3D8xl>P\
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 l~wx8
,?G
H?8KTl=e
NA >h$N
@!&\Z[",
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 l=[<gPE
p
mcy(<
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 {e
A4y~k
Ps(3X@
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
