已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 (b.4&P"0
~NB|BwAh
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ^CgN>-xZ?#
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min _SkiO }c8
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ;N Q}c"9
2、根据负载选择电动机。 L9oLdWa(C
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 -q8l"i>h=
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw dc0&*/`:
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。 4 Dy1M}7
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ObJ -XNcNH
3、传动比分配： z] KJ4
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 A xeQv' e
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 |b hv7(_
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 {|<yZ, ,p
KyQTrl.qdl
fg lN _
* 3]2vq
高速级锥齿轮设计计算： e1y#p3 @d
Yf/e(nV
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC @n=&muC}
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS s}-j.jzB{
4>HaKJ-c#
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m X|&H2y|*7
按齿面接触强度初步估算： ?:&2iW7z
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) bxzx@sF2l
载荷系数k=1.2 @eutp`xoT\
齿数比u=i1=3 Jd?qvE>Pp
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa +XSe;xk;rD
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) }%AfZ 2g;h
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm uF1&m5^W
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 F'F 6 &a+
则Z2=i1*Z1=19*3=57 'p78^4'PL
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ^>>9?
F|V KrH.
δ2=90°-δ1=71°33'54" )wXE\$
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ]*g f$D
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm >ts}\.(]
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 8TG|frS
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm s5 {B1e
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm zbr^ul r
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm m 9\"B3sr
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm cr|]\
dm1=2.125*57=124.125mm 3)L#V
.
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 4q:8<*W=
Zv2=z2/cosδ2=180.25 9H PmJ`b
变位系数为0 ~ H:=p
q317~ z_nl
其他结构尺寸（略） X
y`2ux+>/
kM[!UOnC!<
4、较核齿面接触疲劳强度（略） [La}h2gz
US=K}B =g
5、工作图(略） .t8hTlV?<B
~ ^D2]j
圆柱齿轮传动设计计算： 6k![v@2R
Gy;Fe=
一、设计参数 w c~s:
传递功率 P=5.5(kW) PIXqd,
传递转矩 T=109.42(N·m) J7C?Z
齿轮1转速 n1=480(r/min) x!vyjp
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) <L11s%5-
传动比 i=4.52 P-$ ,
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 k Jw
Pd;%
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 xK)<7 63q>
预定寿命 H=40000(小时) b:r8r}49
YJ-<t6
二、布置与结构 BlZB8KI~
闭式,对称布置 Qx3eEt@X5]
P;-.\VRu
三、材料及热处理 Fw {68ggk
硬齿面,热处理质量级别 MQ a(*"r:/lD
~l?c.CS d
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> eK5~gnv,
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 UjLq[,_!
齿轮1硬度 HBS1=59 EVBOubV
+ ?ZP3vgGA
齿轮2材料及热处理 =45调质 !syyOfu`}
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS tC oE4Ed
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 5''k|B>
q*,HN(& l?
3TLy m&
四、齿轮精度：7级 sZxTsUW
Iw`|,-|
五、齿轮基本参数 B
u%%O8
模数(法面模数) Mn=2.5 +'iqGg-
齿轮1齿数 Z1=17 I<,~>'cq.
齿轮1变位系数 X1=0.00 qT
#=C'?
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) =S6bP< q
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 "L `BuAB
|pbetA4&
齿轮2齿数 Z2=77 I $x<B7U
齿轮2变位系数 X2=0.00 r..f$FF)\
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) f2pA+j5[
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 *JZ9'|v_H
D| <_96_m
总变位系数 Xsum=0.000 YlT&.G
标准中心距 A0=117.50000(mm) F(Zf=$cx
实际中心距 A=117.50000(mm g.blDOmlc
BzH0"xq^
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) rZ5xQ#IA
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 0u&x %c
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ZZwIB3sNhf
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) :f%kk atO
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) <HT z
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) F|/6;&*?M
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ~`^kP. ()
e-UWbn'~
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) f x4#R(N
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) RJd*(!y
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) R.l !KIq
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) q4Bw5 ~n
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) {q+gm1iC
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 4+nZ4a>LH?
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 1:-
M<=J?f
N?#L{Yt
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 92R,o'#
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) C+ Y; D:
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 4 #KC\C
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 7 J`v#
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ^&y*= 6C
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm)
I![/bwObG
7QZy d-
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) \I/"W#\SJo
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) vN@04a\h
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Pg`+Q^^6S
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm)
c&%3k+j
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ub sv\[:C
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) fhR u-
Q% !xw(
齿顶高系数 ha*=1.00 P s|[
顶隙系数 c*=0.25 Er8F_,M+
压力角 α*=20(度) p[%~d$JUq
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 LkK[,Qj
端面顶隙系数 c*t=0.25000 <;> k[P'
端面压力角 α*t=20.0000000(度) qK@,O \
nygeR|:\
xO %yjG=
六、强度校核数据 <nV 3`L&]
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) nehk8+eV_
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) X|g5tnsj`
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) TV_a(#S
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) `:m=rT_
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) s(s_v ?k
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) + !`$(
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) SX =^C
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ?}W#j
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 \k6OP
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 rTJU)4I^h
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) G MLx$?=j
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 qX6zk0I a
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) :x3DuQP
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 1GLb^:~A
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 $Op:-aW&
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 -cZuP7oA
7~P!Z=m^^f
[!} uj`e
;
+Ie<oW
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 {\VsM#K6
#L*MMC"
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 :'fK `G
6
_x`:Ne?
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
