已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 _~Od G
.n IGs'P
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw u*l>)_HD
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min
'*Y mYU
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m &S.p%Qe"
2、根据负载选择电动机。 w#9. U7@.
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 D`n<!"xg@$
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw e #5WX
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。 < *iFVjSI(
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 <8%+-[(
3、传动比分配： 3 a(SmM:
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 t# M[w|5?
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 !pe[H*Cy
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 |qpm
EO'+r[Y
2O(k@M5E?
TS=%iMa
高速级锥齿轮设计计算： gz' {l[
\l( }8;5}
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC `&a8Wv
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS c5f57Z
o r ~@!
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m z1RHdu0;z
按齿面接触强度初步估算： vIi&D;
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ]nV_ K} !w
载荷系数k=1.2 sk5=$My
齿数比u=i1=3 9&kY>M>z0
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa
svo%NQ
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ,EH-Sf2Cb
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm zGO_S\
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 #/(L.5d[
则Z2=i1*Z1=19*3=57 pkIQ,W{Ke
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 8oHIXnK
9%k4 Ic%P
δ2=90°-δ1=71°33'54" *s1o?'e
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm LUx'Dm"
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm $m.'d*e5
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm j}h%,
7
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm HE4S%#bH>
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm S-6i5H"B&
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm YS9)%F=X
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm -K^(L #G
dm1=2.125*57=124.125mm /$ 8& r
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 oPAc6ObOV~
Zv2=z2/cosδ2=180.25 , +Ya'4x
变位系数为0 99zM do S
cw
BiT
其他结构尺寸（略） " H=fWz5z
+ZwTi!W
4、较核齿面接触疲劳强度（略） }sZy |dd
BhyLcUBuB
5、工作图(略） ,({% t
_}`y3"CD7
圆柱齿轮传动设计计算： u7wZPI C{_
{=^< yK2q
一、设计参数 cJ,`71xop,
传递功率 P=5.5(kW) 2zjY|g/
传递转矩 T=109.42(N·m) + L 5
齿轮1转速 n1=480(r/min) ]w8h#p
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) X p|$z ~
传动比 i=4.52 3v~}hV/RUy
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 a- /p/
I-%
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ,l)AYu!q4F
预定寿命 H=40000(小时) [/cJc%{N
8/9YR(H3H
二、布置与结构 Mb%[Qp60
闭式,对称布置 RCGpZyl
VDy_s8Z#
三、材料及热处理 /3`fO^39Ta
硬齿面,热处理质量级别 MQ . w~L0(
vns Mh
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> zy9W{{:P(1
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ^\PNjj*C i
齿轮1硬度 HBS1=59 Sj'.)nz>
OdJ=4 x>
齿轮2材料及热处理 =45调质 KU0;}GSNX}
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS wB*}XJah
齿轮2硬度 HBS2=230HBS j62oA$z
H%Sx*|
'^t(=02J
四、齿轮精度：7级 fVBu?<=d
=~ j S
五、齿轮基本参数 ]O M? e
模数(法面模数) Mn=2.5 ^W,x
齿轮1齿数 Z1=17 !:dhK
齿轮1变位系数 X1=0.00 yH@2nAn
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) qB=%8$J
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 =$%_asQJ
Q"{Q]IT
齿轮2齿数 Z2=77 MW.,} f
齿轮2变位系数 X2=0.00 [%7oq;^J
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) .`N&,&H
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 oth=#hfU^
Ru`7Xd.
总变位系数 Xsum=0.000 (@u"
标准中心距 A0=117.50000(mm) QcDtZg\
实际中心距 A=117.50000(mm ^cYt4NHXn
FkIT/H
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) WO6; K]
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) t.m C q 4{
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) bMF`KRP2
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) V}"w8i+D?
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) [kg*BaG:
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) p[gq^5WuC
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 5},kXXN{ +
9ioV R
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ,1-#Z"~c
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) r*s)T`T}}
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) D C%H(2
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 2JRX ;s~
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) i/WiSwh:
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) erZ%C <
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) HTUY|^^D
< {dV =
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 9 l9|w4YJs
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Z vO,1B
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ) bGzsb1\
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) oT27BK26?h
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 IGtqY8
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) *l4`2 eqZ
vErlh :~e
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) k%?A= h
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) rn8t<=ptH3
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 4
U`5=BI
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) >T~d uwS
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 %7bZnK`C
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) t{)J#8:g
BPz lt
齿顶高系数 ha*=1.00 ?rgk
顶隙系数 c*=0.25 BAS3&f A
压力角 α*=20(度) (*2kM|
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Fps.F hm
端面顶隙系数 c*t=0.25000 ?rn#S8nNx<
端面压力角 α*t=20.0000000(度) -=D6[DjU<
HJu;4O($
C|A: ^6d3=
六、强度校核数据 h
.$3 jNU
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .A gD`wba
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) _ mw(~r8R
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) ^ g56:j~?
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ;ywQk| r
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) %v(\;&@
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) &<sN( ;%0R
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) \;G 97o
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) #E(
n
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 wN
![SM/+
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 a _0G4@=T
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 3;J)&(j0
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 sy|{}NkA!
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) w oqP&8a
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) c|'hs
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 :A{ US9D
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #Mz N7
OW12m{
S?5z
qeyBZ8BG
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 x-_!I>l&
Nz&J&\X)tD
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 7QlA/iKqK
2ajQ*aNq
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
