已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 m'-QVZ{(M%
Za] ~[F
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw WmkCV+thA
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ??f,(om
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m }tL]EW^
2、根据负载选择电动机。 |I ;]fH,+
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 *z};&UsF{
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ;I*N%a TK
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。 s>)?MB*vb
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 N' CW Sf.e
3、传动比分配： o]WcODJdl
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 mkq246<D~
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 Vh a,rIi
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 4X!4S6JfB
^r,0aNzAs
xo4lM
<"8F=3:uk
高速级锥齿轮设计计算： RXw1HRR$V
jX0^1d@
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC {|'NpV
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS jO9! :L>b`
WcY $=\7
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 2Bi?^kQ#
按齿面接触强度初步估算： 2O- 4x
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) G'`^U}9V\
载荷系数k=1.2 7yjun|Lt}X
齿数比u=i1=3 Sk-Q 4D^
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa {y B0JL}n
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) zN9#qlfv
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm iRx `Nx<@
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 eJ6 #x$I,
则Z2=i1*Z1=19*3=57 xUNq!({T
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" &DjA?0`J
U2LD_-HZ
δ2=90°-δ1=71°33'54" ;GKL[ t I"
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm V5p^]To!
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm j7$xHnV4
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm XMz*}B6GQ
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm s>W :vV@
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm >I-rsw2
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm #^yOW^
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm = l:k($%%
dm1=2.125*57=124.125mm Kz z/]
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 UFLx'VX d
Zv2=z2/cosδ2=180.25 :iGK9I
变位系数为0 5<e{)$C
YQyI{
其他结构尺寸（略） [#YzU^^Ib
@eutp`xoT\
4、较核齿面接触疲劳强度（略） Jd?qvE>Pp
+XSe;xk;rD
5、工作图(略） 3t9CN
) *
@. c[z D
圆柱齿轮传动设计计算： lMG+,?<uK&
1wH6 hN,
一、设计参数 1k^$:'
传递功率 P=5.5(kW) KUq7O a !
传递转矩 T=109.42(N·m) _CTg")0o
齿轮1转速 n1=480(r/min) q/Vl>t
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) o4OB xHKy
传动比 i=4.52 *&\6x}.I4
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 w{u,YM(Q
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 :R3iLy
预定寿命 H=40000(小时) &5.J y2hO]
iBtG@M
二、布置与结构 F FcIOn
闭式,对称布置 h_\(
$"
5 UOqS#"0
三、材料及热处理 )v*k\:Hw
硬齿面,热处理质量级别 MQ IOF!Ra:w
8 R7w$3pp\
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> _ker,;{9C
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ` AD} 6O+x
齿轮1硬度 HBS1=59 'rS \9T
/Oi(5?Jn
齿轮2材料及热处理 =45调质 ; yE.R[I
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Ihr[44#
齿轮2硬度 HBS2=230HBS wnK6jMjkSf
FCOa|IKsN
HG< z,gE
2
四、齿轮精度：7级 ?B$L'i[l
hOkn@F.
五、齿轮基本参数 l' M/et{:
模数(法面模数) Mn=2.5 $tI<MZ&Z
齿轮1齿数 Z1=17 U$y wO4.
齿轮1变位系数 X1=0.00 YJ-<t6
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) BlZB8KI~
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 Qx3eEt@X5]
P;-.\VRu
齿轮2齿数 Z2=77 tw =A]
a*
齿轮2变位系数 X2=0.00 V~
MsGj
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) $tX W /
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 D!#B*[|
ixK9/5T
总变位系数 Xsum=0.000 m+:JNgX6
标准中心距 A0=117.50000(mm) evD=]iVD
实际中心距 A=117.50000(mm ?'|GGtvm
Ayv:Pv@
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Nn-k hl|11
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 6uKth mr
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) o8H\l\(
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) u"%D ;
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) +'iqGg-
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) xLLTp7b(
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 1Y;.fZE
-!mtLaLw
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) <P ?gP1_zi
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) hO{&bY0
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) GA`
bWl
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ?u;m
],w!
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ^c/3 !"wK
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) W8u&5#$I
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) |' JN<?
F(Zf=$cx
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) g.blDOmlc
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) i%F2^R@!q/
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Z__fwv.X[
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) |uz\XK
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 W1 Fhx`
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) w8j pOvj
,)!%^ ~v
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) fVa z'R
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 1Z;c b0:
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ]bmf}&
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) d0|{/4IWw;
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 `F1Yfm
jZT
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) {06ClI
JY"J}
齿顶高系数 ha*=1.00 lKU{ jWA
顶隙系数 c*=0.25 ) ?B-en\
压力角 α*=20(度) $bF+J8%D
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 jk_yrbLc
端面顶隙系数 c*t=0.25000 .I]v
D#o
端面压力角 α*t=20.0000000(度) .HGK 3
])bgUH
$s]&9 2
六、强度校核数据 p\#;(pf}s
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) *SI,K)BP
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 9!_LsQ\)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) l x0BKD?n
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ",[ /pb
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) fhR u-
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) }?Pa(0=U
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) )+hJi/g
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) hH-!3S2'
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 }weE^9GiJ
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 'qo(GGC M
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) n ~ &ssFC
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 d!Ws-kzE
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) xiQc\k$
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) OVgak>$
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 EV* |\ te
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 X}h}3+V
"Wk K1u
vO"E4s
.#a7?LUH
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 / :BC<]s
}TuMMO4+
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6
&gC)%*I 4
=%> E8)Jb
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
