已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 '3uj6 Wq2
WfVkewuPo
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw {+[~;ISL
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min o}5:vi]
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m x&R&\}@G m
2、根据负载选择电动机。 jG{ } b6
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 c< gM
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw >
3 JU
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。 B @*BcE?
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 6__@?XzJ
3、传动比分配： 8 Oeg"d
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 xy$FS 0u
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 l3}n.ODA
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 p)ta c*US
6f= /vRAh$
d8M"vd
XrC{{ K
高速级锥齿轮设计计算： X5wS6v)#(
#`GW7(M
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 0s0[U
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS J+\F)k>r
`#fOY$#XB
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m (Wq9YDD@
按齿面接触强度初步估算： QC <( r x
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) |!%A1 wp#
载荷系数k=1.2 B<1*p,z
齿数比u=i1=3 g) v" nNS
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa w#F +rh3
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) @+1E|4L1vf
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm *BXtE8
BU
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 v/+ dx/
则Z2=i1*Z1=19*3=57 42 p6l
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" {]<D"x ;
6j"(/X|Ex5
δ2=90°-δ1=71°33'54" |B` -chK
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm puqLXDjA/
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm m9G,% ]4|
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm *|t]6!aVLS
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm d `~#uN {
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm p~8~EQFj
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm h*MR5qa
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm $#RD3#=?u
dm1=2.125*57=124.125mm CCEx>*E6c
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 2M&4]d
Zv2=z2/cosδ2=180.25 22BJOh
变位系数为0 t*qA.xc6
5)n v
其他结构尺寸（略） HO@T2t[
';ZJu J.
4、较核齿面接触疲劳强度（略） dlT\VWMha(
vj^U F(X
5、工作图(略） Nb];LCx
%<M<'jxSca
圆柱齿轮传动设计计算： g$ 2M|Q
gZ+I(o{
一、设计参数 8 m1zL[.8g
传递功率 P=5.5(kW) XS!ZTb>[
传递转矩 T=109.42(N·m) Cfi2N V
齿轮1转速 n1=480(r/min) <GNOT" z
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) aJ}sYf^
传动比 i=4.52 DY07?x7
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 D/:)r j14b
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 7q^/.:wlf
预定寿命 H=40000(小时) 8@A[ `5
=#^dG ''*"
二、布置与结构 <Z__Q
闭式,对称布置 u ]2k %TUY
5 r WRE-
三、材料及热处理 ua[\npz5
硬齿面,热处理质量级别 MQ rx;U/)~#<
62 _$O"
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> kp6x6%{K\
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 R:xmcUq}
(
齿轮1硬度 HBS1=59 +| H'I j$
EK#m?O:>
齿轮2材料及热处理 =45调质 ^0&] .m
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS h|H;ZC(B
齿轮2硬度 HBS2=230HBS kb:C>Y8!sC
c[y8 "M5
vj b?N
四、齿轮精度：7级 :mrGB3x{
A ;!FtD/
五、齿轮基本参数 a82mC r
模数(法面模数) Mn=2.5 Za6oYM_z
齿轮1齿数 Z1=17 _+N^yw ,r*
齿轮1变位系数 X1=0.00 U %ESuq#
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) UIl_& |
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 $Y`aS^IW
@5y(>>C}8%
齿轮2齿数 Z2=77 J qUVGEg
齿轮2变位系数 X2=0.00 H5s85"U#
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ]#$kA9
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 X*"K g
[&CM-`
N
总变位系数 Xsum=0.000 !Ia"pN Df
标准中心距 A0=117.50000(mm) #CPP dU$
实际中心距 A=117.50000(mm $5b|@
YBD {l
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) HD{`w1vcN
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) tTGK 25&
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) :\U3bk v+
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) f~FehN7
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) @vYmkF`
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) rcZ SC 3
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) X~he36-+<
IxZ.2 67
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) o# xg:m_py
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) "Y]ZPFh#.
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) X`n0b<
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) kI 3zYD^:
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) uX +<` 3O
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 9ET+k(wI@
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 'd^gRH<z
0 l: pWc
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) Ue#yDTjc
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) `b ")Bx|
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) % Z [/U
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) e=l5j"gq
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 Om2X>/V%C
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) )H9*N B8%
d^5SeCs6
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) > &vO4L
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) mBZ Dl4 '
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) sV^h#g~Zb
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 9G&l qfX:
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 O;0<^M/0G
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) fuD1U}c
Q^Z<R A(C
齿顶高系数 ha*=1.00 bEQtVe@`
顶隙系数 c*=0.25 >?9 WeXG
压力角 α*=20(度) 5uV"g5?w
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 \+Rwm:lI
端面顶隙系数 c*t=0.25000 K-EI?6`xM
端面压力角 α*t=20.0000000(度) :@>br+S
{#*? S>DA
;Co[y=Z
六、强度校核数据 ]v@ tZ}
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) *lerPY3 q
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) c_G-R+
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) &Ev]x2YC
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) L`\`NNQC
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 5{
4"JO3
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) dx13vZ 3[U
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) EK8E
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) [ t
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 [)H,zpl
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 /G)KkB C
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) _PyW=Tj
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 B15O,sL&W
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ?79SP p)oo
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) -; us12SZ
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 Pu$kj"|q*[
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 qP;{3FSkAF
# Z|%0 r_~
(RDa, &
u+mjguIv
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 N;C"X4 r V
;/?Z<[ B
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ]^*_F
;!l*7}5X=
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
