已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 LR% P\~
EE,C@d!*k7
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw :~LOw}N!aQ
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min %R@&8
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ^.u
J]k0
2、根据负载选择电动机。 C sx
EN4
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 [9 ,34/i
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw C3 -I5q(V]
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。 N7#,x9+E
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 Q|tzA10E
3、传动比分配： @X]J MicJ
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 { 9|S,< 9
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 )O$T; U
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 v g-'MG
'=1@,Skj-
=0mXTY1
b0h >q $b
高速级锥齿轮设计计算： mExJ--}
u=& $Z
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC +W#["%kw
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS eJ_$ Etc
S)W(@R+@4
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m =e|
按齿面接触强度初步估算： 3im2
`n
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ^k4 n
载荷系数k=1.2 VCc57 Bo
齿数比u=i1=3 yYPFk
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa .7r$jmuFs
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) YfJQ ]tt 1
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 7YQ689"J6B
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 !Tu 4V\^~A
则Z2=i1*Z1=19*3=57 EQ2HQz ]
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Lo
uYY: Q
KK41I 8Mw
δ2=90°-δ1=71°33'54" c Pg$* ,]
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm M< cm]
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 0JX/@LNg0
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm Ujfs!ikh&F
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm C:{&cIFrPe
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm z[*Y%o8-r
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm mcLxX'c6<h
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm W kSv@Y,
dm1=2.125*57=124.125mm [K#pU:lTH
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 U_1N*XK6$
Zv2=z2/cosδ2=180.25 3?-2~s3gp
变位系数为0 * Fz#x{zt
a 8.Xy])!
其他结构尺寸（略） %tZ[wwt
( Y)a`[B
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 2hF j+Ay
~ _W>ND
5、工作图(略） 66MWO rr
q\T}jF\t
圆柱齿轮传动设计计算： p5 )+R/
Sn-D|Z
一、设计参数 iYb{qv_4
传递功率 P=5.5(kW) ]R6Z(^XT,E
传递转矩 T=109.42(N·m) )`-vN^1S-
齿轮1转速 n1=480(r/min) .8/W_iC92
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) <PTi>C8;r
传动比 i=4.52 u,),kj<
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 VDC"tSQ
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 |
sZu1K
预定寿命 H=40000(小时) q($fl7}Y
]_ &pIBp
二、布置与结构 VO+3@d:
闭式,对称布置 KSy.
iYl$25k/1
三、材料及热处理 eVB.g@%T
硬齿面,热处理质量级别 MQ _~_6qTv-d
?%RR+(2m
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> kG|pM54:^
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 77o&$l,A|
齿轮1硬度 HBS1=59 Z=CY6Zu 7
$,#,yl ol
齿轮2材料及热处理 =45调质 ~ZXAW~a}
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS B)L;ja
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Cd51. Sk(l
2 Ik@L,
ljRR{HOl
四、齿轮精度：7级 NzuH&o][
|4u?Q+k%%
五、齿轮基本参数 U&<w{cuA
模数(法面模数) Mn=2.5 Tr wk 9 +
齿轮1齿数 Z1=17 8et.A
齿轮1变位系数 X1=0.00 &4-rDR,
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) ky98Bz%
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 1$a dX
{qkd63 X
齿轮2齿数 Z2=77 ht@s!5\LK
齿轮2变位系数 X2=0.00 9\[A%jp#K@
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) XG_Iq ,
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 0A>Fl*
>!|( n @
总变位系数 Xsum=0.000 M/^k ita
标准中心距 A0=117.50000(mm) ' hw_ew
实际中心距 A=117.50000(mm uS i/|
/]*#+;;%
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) kVu-,O U
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Nd.Tda!Kg
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 8GD!]t#
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) p$A` qx<M_
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) Q8 r 7
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Mb0cdK?h A
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) M=aWL!nJ
Q&Ox\*sMK
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 9p5{,9 .3*
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 9AROvq|#
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) > {]m N5
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) %aeQL;# V
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) >f*[U/{ K
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 63?fn~0\
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) wf8GH}2A
'h M?J*m
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) uKZe"wN;
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) I=3e@aTZ,
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ! B _?_ a
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) #815h,nP+
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 Z 7M%}V%
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) De*Z U N|<
#j{!&4M
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) Eb<iR)e H=
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) kGZ_/"iuO
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) a+CHrnU\;
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) fYzOT, c
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 )2 P4EEs[
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) o(/(`/
;=. QT
齿顶高系数 ha*=1.00 |ei?s1)
顶隙系数 c*=0.25 {&Fh $H!
压力角 α*=20(度) i cf[.
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Eqg(U0k0
端面顶隙系数 c*t=0.25000 /WVnyz0
端面压力角 α*t=20.0000000(度) [k9aY$baT^
2>l:: 8Pp
t_q `wKDE
六、强度校核数据 Aghcjy|j
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) nuB@Fkr
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) "kK IVlC
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) _F *("
o
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) *My? l75
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Qj? G KO
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) r'p;Nj.
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) WRJ+l_81
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) S< <xlW
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 g no V>ON0
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 %3i/PIN
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) byv(:xk|'e
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 &DFe+y~PR
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ?'K}bmdt}.
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) &
Ci U U
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 QY 2!.a^q
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 @\_ tS H
'!!w|k d
TD-d5P^Kek
q0
:L b
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 'f<0&Ci8
1{% EQhNd
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 r6Z&i^cMe
& G@*/2A
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
