已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 R@WW@ Of
e~QLz Z 3
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw kk126?V]_
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min lU |ltnU
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m rREev
2、根据负载选择电动机。 p , WBF
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 \yymp70w
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw F-Z>WC{+
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。 >`3 0 ib
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 :x q^ T
3、传动比分配： Bptt"
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 fo}@B &=4
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 D vEI I'-h
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 .*k!Zl*
FIn )O-<
>VjtKSN
ve#[LBOC8
高速级锥齿轮设计计算： ^umHuAAE
Zo- Au
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC Kc9)Lzu+
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS FlS)m `
E3Z>R=s
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m pfim*\'
按齿面接触强度初步估算： 5}N O~Xd<
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) yyR@kOGga
载荷系数k=1.2 @Ng q+uXm
齿数比u=i1=3 UIQ=b;J9
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa hy"p 8j7_
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) GmGq69]J*
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm <.7W:s,f=
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 a(o[ bH.|;
则Z2=i1*Z1=19*3=57 /7*qa G
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" lSId<v?C>
d\z':d .Tt
δ2=90°-δ1=71°33'54" *7Sg8\wDn
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Sdmynuv
U
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm GLl@
6S>v
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm A&'HlI% J
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ;LT#/t)}<
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm A[d'*n[
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm hG'2(Y!
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ,KibP_<%&P
dm1=2.125*57=124.125mm
uP ?gGo
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Y@'1}=`J
Zv2=z2/cosδ2=180.25 6 ud<B
变位系数为0 tX *L_
j1toV$)P
其他结构尺寸（略） eWx6$_|
]*;+ U6/?
4、较核齿面接触疲劳强度（略） : [vp.vw}/
Ah2XwFg?
5、工作图(略） + ACV,GG
Tf[-8H<
圆柱齿轮传动设计计算： 7e#|=e
*I!
ELNA -ZKp
一、设计参数 Hp > J,m(*
传递功率 P=5.5(kW) skP_us ~
传递转矩 T=109.42(N·m) !c`Q?aGV)
齿轮1转速 n1=480(r/min) u& I ~%s
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) I0jEhg%J Z
传动比 i=4.52 zZh`go02E
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 <F. Ol/ 'h
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 IO_H%/v"jC
预定寿命 H=40000(小时) _5YL !v&
9'8oOBqm3%
二、布置与结构 $l[*Y
闭式,对称布置 SS~Txt75m
%J%gXk}]
三、材料及热处理 |QgXSe7
硬齿面,热处理质量级别 MQ =yNHJHRA#
a
m zw
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> +o w
^xiD
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 +[ }]a3)
齿轮1硬度 HBS1=59 .y2<2eW
Z/RUrYeb
齿轮2材料及热处理 =45调质 R +JI ?/H
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ujWHO$uz!
齿轮2硬度 HBS2=230HBS /7"1\s0 U
tw3d>H`
z=Vvb
四、齿轮精度：7级 =L
wX+c
>`\*{]
五、齿轮基本参数 Ff gJ
2y
模数(法面模数) Mn=2.5 % Z5k8
齿轮1齿数 Z1=17 S+>]8ZY
齿轮1变位系数 X1=0.00 &s;%(c04A
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) XP;&iZJ
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 M2EN(Y_k0
`U1%d7[vY
齿轮2齿数 Z2=77 f8^58]wx0
齿轮2变位系数 X2=0.00 B+DRe 8
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) Qy/bzO
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 v#+w<gRq
!^fJAtCN]
总变位系数 Xsum=0.000 i
}g xq
标准中心距 A0=117.50000(mm) G-^ccdT
实际中心距 A=117.50000(mm yl ;'Ru:
C;)
xjZiR
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) .M{ [J]H`t
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm)
Y) *l w
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 9cmJD5OO
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) XZ& v3ul
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) B D0-v`
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) l9ihW^
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ,<
icW &a
(Sv%-8?gs
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ` ^ _:
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 66 Xt=US
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) _dBU6U:V
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ^Q, /C8qeb
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) J|
'(;Ay4u
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) oX4uRc7wR
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) % Nn'p"
V6{xX0'b*m
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) Aii[=x8
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) RM+E
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) -N(MEzAE
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) E\S&} K,s
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 m'B6qy!}6
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) R,bcE4WR"
tp^'W7E
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) `x VA]GR4c
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) E}= ,"i
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) "y0 A<-~
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 6 {Z\cwP)c
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 iIw
ea`
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) \8D~,$,``|
-*M:O F"Zh
齿顶高系数 ha*=1.00 ECzNByP
顶隙系数 c*=0.25 *$$V, 6O.
压力角 α*=20(度) fdG.=7`
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 mD) O\.uA
端面顶隙系数 c*t=0.25000 5U jQLB
端面压力角 α*t=20.0000000(度) fLoVcl
ZRm\d3x4
Q9>]@DrAx
六、强度校核数据 wS0bk < (
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ,-Nk-g
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) $SVGpEw
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) <;e#"(7
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) hFfaaB
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) @EZONKT
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) PWu2;JF
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) [1^wy#
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Vb 9N~v
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 D s_
"m,
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 *$C[![
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 5z ^UQ q
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Fd&!-` T?
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) j]"xck
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 34kd|!e,
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 )"uG*}\?b
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #aX@mP m
Z;\"pP:
W?
||9
f {Z%:H
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 ><R.z( 4%
rI+w1';C1
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 y?#J`o-
O
A i){,nh`0
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
