已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 -^Pn4y]A)
cc*xHv^
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Dd 3GdG@*~
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min _iJ8*v 8 A
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m kp{ q5J6/
2、根据负载选择电动机。 \:'|4D]'I
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 {^Y0kvnd
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 0q@U>#
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。 Y(qyuS3h~*
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 % yVboA1
3、传动比分配： u?ALZxj?
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 w7(j SPB
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 L .cGt"{
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 >ZE8EL
S)$)AN<O
._ 6|epJ#
QR.] ?t;1
高速级锥齿轮设计计算： l"C)Ia&/
;Q1/53Y<
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC A6 D@#(D
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS /^m3?q[a
6 4fB$
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m H{XD> q.
按齿面接触强度初步估算： @ TvoCDeI
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) QJsud{ada
载荷系数k=1.2 j06X z\c
齿数比u=i1=3 eSC69m fD
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa fsA-}Qc
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) +&U{>? .u
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ,h#U<CnP#
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ^GyGh{@,f
则Z2=i1*Z1=19*3=57 C6!P8q X
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Fz3QSr7FU
JfrPK/Vn
δ2=90°-δ1=71°33'54" YFGQPg
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm r8k.I4
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ]+OHxCj:
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm XDot3)2`
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm Tej&1'G
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 6F@2:]W
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Q9[$ 8
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm GC <zL }
dm1=2.125*57=124.125mm W@T_-pTCjK
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 !,I530eh7
Zv2=z2/cosδ2=180.25 6G6B!x
变位系数为0 ZjOUk;H?
KBb {Z;%
其他结构尺寸（略） aS7%x>.A!
hv6w=?7
4、较核齿面接触疲劳强度（略） &ND8^lR=Y;
E&RiEhuv
5、工作图(略） =L UDg7P
dV:vM9+x
圆柱齿轮传动设计计算： K<3$>/|
B <CK~ybY
一、设计参数 d{gj8
传递功率 P=5.5(kW) nVK`H@5fw
传递转矩 T=109.42(N·m) bSKe@4C
齿轮1转速 n1=480(r/min) Bl
>)G X\l
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) gmU 0/z3&
传动比 i=4.52 1 Ar6hA
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 0VA$
Ige
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 z1WF@ Ej
预定寿命 H=40000(小时) f G^#G/n2
Y(` # J[
二、布置与结构 Z6`oG Fq
闭式,对称布置 gLH#UwfJ
6?CBa]QG
三、材料及热处理 8%Wg;:DZx
硬齿面,热处理质量级别 MQ pFUW7jE
$;ssW"7~Qn
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> VgoN=S
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 6z (e W]p
齿轮1硬度 HBS1=59 }EW@/; kC
mp\`9j+{
齿轮2材料及热处理 =45调质 Y?^1=9?6
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ZgXn8O[a
齿轮2硬度 HBS2=230HBS }`SXUM_sD`
Sv E|"
z@_ 9.n]
四、齿轮精度：7级 _;M46o%h
H/eyc`
五、齿轮基本参数 5 T,In+~Kd
模数(法面模数) Mn=2.5 w(y#{!%+
齿轮1齿数 Z1=17 )R QX1("O
齿轮1变位系数 X1=0.00 S!/N
lSr<
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 77:s=)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 @aA1=9-L
SiM1Go}#
齿轮2齿数 Z2=77 Tt0:rQ.
齿轮2变位系数 X2=0.00 R
m{\ R
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) xEA%UFB.!G
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 \mB H6GS
6L2Si4OGjG
总变位系数 Xsum=0.000 I>]t% YKj
标准中心距 A0=117.50000(mm) HfF4BQxm
实际中心距 A=117.50000(mm kRyt|ryWh
=t+{ )d.w
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ~4{E0om@
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) g;> M{)A
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) T%Vg0Y)P;
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) hKT ]M[Pv
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) OfR\8hAY
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) \n @S.Y?P
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 'pUJlPGx
) LA^j |Y}
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) S[J =d%(
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Qoj}]jve
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ~vCfMV[F
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) B>^5h?(lt
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) cI5*`LML 1
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) <Wn"_Ud=
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) gAx8r-` `
"dKYJ&$
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) ~)S Q{eK?&
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) _t:l:x.;T
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) XZcT-w 7
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ?|i6]y=D
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 i w,F)O
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) NZ\aK}?~!
Z66b>.<8
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 8tc9H}>
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) I<w`+<o(
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) _HT*>-B
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) /mB'Fn6)
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ;x[F4d
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) S=I hg
$RQ7rL3g{
齿顶高系数 ha*=1.00 "EoC7
1
顶隙系数 c*=0.25 ~YIGOL"?
压力角 α*=20(度) ZKG S?z
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 L`i#yXR
端面顶隙系数 c*t=0.25000 pai >6p
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 67I6]3[ Z
$jYwV0
kRs24 =
六、强度校核数据 )shzJ9G
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) mx#H+:}&r
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) q%4l!gzF3
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) Z=O 2 tR
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) :<%q9)aPf`
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) wz *QB6QtU
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 8gap _qTo
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) GHHErXT\a
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) i<g|+}I
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ?VMj;+'tr
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 .+G),P)
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) fhu- YYJt
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 p{j
}%) 6n
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ]MkZ1~f7
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) z8 bDBoD6
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ^4Lk KYMS
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ]JX0:'x^
yQ4]LyS
2,nKbE9*
IMY?L
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 %$j)? e
P'#m1ntxQ
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ? ~rF3M.=|
9i)E<.6
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
