已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ^VOFkUp)
Ir#]p 9:x
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ^ ,}1^?*
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min H\RejGR
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m SMo nJ;Y
2、根据负载选择电动机。 u:.w/k%+
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 bI+/0X x
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw `3g5n:"g\
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。 C c P OK2
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 agt/;>q\~
3、传动比分配： Wn2'uZ5If
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 -^+fZBU;
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 MX? *jYl
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 oz:"w
nX
~[%_]/#&%z
PriLV4?
$G P66Ev
高速级锥齿轮设计计算： :{+~i.*
k3K *{"z
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC aVCPaYe^
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS (n`]
sbx
r0!')?#Z
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m >"8;8Ev
按齿面接触强度初步估算： 2xf #@`U
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) qg{gCG
载荷系数k=1.2 nfbR"E
jXr
齿数比u=i1=3 P0y DL:X[
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa A| GtF3:G
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) b"uO BB
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm /v^ '5j1o
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 f";pfu_FZ
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ~5'7u-;
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 4j~q,# $LW
eT+i &
δ2=90°-δ1=71°33'54" 'y\Je 7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm gu3iaM$W
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ;Ax-f04gG
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm E{EO9EI
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm "h#R>3I1)
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm arDl2T,igF
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm +=j S!
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm &nP0T-T5y
dm1=2.125*57=124.125mm rw,Ylr :3
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 gzIx!sc
Zv2=z2/cosδ2=180.25 b%0p<*: a/
变位系数为0 HD^#"
_8a;5hS
其他结构尺寸（略） uX*2Rs$s
(iX8YP$ %
4、较核齿面接触疲劳强度（略） !\X9$4po@
*Jgi=,!m
5、工作图(略） 0n{.96r0R
zbmC ? 2$
圆柱齿轮传动设计计算： 3]l)uoNt/
6N#hN)/
一、设计参数 wAKHD*M)
传递功率 P=5.5(kW) WeM38&dWY
传递转矩 T=109.42(N·m) TI'v /=;)
齿轮1转速 n1=480(r/min) C`hdj/!A
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ~ Q&J\'GQH
传动比 i=4.52 Q#\Nhc
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 c_3B: F7
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 m\56B P-AM
预定寿命 H=40000(小时) Nap[ =[rv
t3@+idE b
二、布置与结构 xqt?z n
闭式,对称布置 r{;NGQYs
X`.##S KC
三、材料及热处理 +>"s)R43
硬齿面,热处理质量级别 MQ =Kd'(ct
'z ?Hv
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ubwM*P
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 KqK]R6>
齿轮1硬度 HBS1=59 PVI Oe}N
(BEe^]f
齿轮2材料及热处理 =45调质 V& *IZt&
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS =W~7fs
齿轮2硬度 HBS2=230HBS k+J%o%* <
I L*B@E8
MTu\T
四、齿轮精度：7级
@ap!3o8,9
y98FEG #S}
五、齿轮基本参数 L/i'6(="
模数(法面模数) Mn=2.5 cYA: k
齿轮1齿数 Z1=17 8 0 tA5AP
齿轮1变位系数 X1=0.00
0t7N yKU
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) }j/\OY _&
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 o%_-u
+
Nf| 0O\+%y
齿轮2齿数 Z2=77 `=(<!nXJx
齿轮2变位系数 X2=0.00 ?w:\0j5 ~
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) [U&k" s?
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 k8s)PN
RN`TUCQL
总变位系数 Xsum=0.000 =Zj
7dn;EN
标准中心距 A0=117.50000(mm) A?MM9Y}K
实际中心距 A=117.50000(mm 5gf
~/Zr
K*:=d }^
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) F@<cp ?dR
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) }ILBX4c
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) "0 9v6Tx
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ^]o
H}lwO
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) -8)Hulo/{U
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) H,D5 )1Uu
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) o33t~@ RX
Zq 4%O 7%
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) N:B<5l '
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) "nz\Y Qdg
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) (PPC?6s
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) @x1cV_s[
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) Ar)EbGId
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Fx!D:.)/G
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) S:z|"u:+
T'6`A<`3
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) *$O5.`]
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) k9eyl)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 2|"D\N
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 2=?3MXcjy
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 6D ]fDeH\
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) v{$?Ow T/u
1Xi>&;],
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) - "zW"v)\
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) -\p&18K#
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) B .=n U
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) }8AH/
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 o6^ETQ
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) oAifM 1*0
CF3x\6.q}
齿顶高系数 ha*=1.00 dfAw\7v/
顶隙系数 c*=0.25 Lios1|5
压力角 α*=20(度) 8 a )4> B
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 r MVcoO@3
端面顶隙系数 c*t=0.25000 kI a16m
端面压力角 α*t=20.0000000(度) YFu>`w^Y
J0vQqTaT
X2I_ ,k'fQ
六、强度校核数据 4S*ifl
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) F3vywN1$,
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ysi=}+F .
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) OYxYlUq
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) x] `F#5j
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) >`3F`@1L0
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) oj.J;[-
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) lH?jqp
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Lj|wFV
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
_t"[p_llo
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 !"<rlB,J
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) D^>d<LX
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 WI| -pzg
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) HCrQ+r{g
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ,[p pETz
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 .7
) oWd!
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 &/Gn!J;1
.3UJ*^(?
5m'AT]5Tn_
Z'9 |
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 eD(5+bm
"y*3p0E
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 >`&2]Wc)
#wT6IU1
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
