已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 H2{&da@D5
*5mJA -[B+
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ~pw%p77)
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min /Py`a1
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m chu r(@Af
2、根据负载选择电动机。 #]2,1d J
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 YR"IPyj
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw W]5sqtF;6
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。 mr+8[0
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 )U+&XjK
3、传动比分配： 08z?i
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 ~}Z'/ zCZf
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 a/Cc.s
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 G(hzW%P
m }\L i]
D26A%[^O
Vr KFpFd
高速级锥齿轮设计计算： gmCB4MO
Ym
wb2]M
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC SJO ^.[
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 4Y{ &y6
| DUOy Q
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 72sBx3 ;
按齿面接触强度初步估算： qb PC5v
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) KV|ywcGhT
载荷系数k=1.2 "v+%F
齿数比u=i1=3 lT+N{[kLt*
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa eR!K8W
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) q;<Q- jr&O
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 0E`6g6xMS
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ;f[@zo><r
则Z2=i1*Z1=19*3=57 8]&lUMaqVZ
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" @l?2",
, QHn} 3fW
δ2=90°-δ1=71°33'54" +\66 ; 7]s
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm oI9-jW
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm U/:x<Y$ tj
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm fj[t m
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 0hX@ta[Up
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm .KxE>lJbqM
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm fVxRK\a\\
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm l` vr({A
dm1=2.125*57=124.125mm y:dwx *Q9I
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Cz#3W8jV
Zv2=z2/cosδ2=180.25 &;@U54,wV
变位系数为0 n4G53+y'
LJBDB6
其他结构尺寸（略） -0:B2B
!'
jXN 82
4、较核齿面接触疲劳强度（略） UE/N-K)`
9p9-tJfH.
5、工作图(略） ` L?9-)m<f
Q)Zk UmW
圆柱齿轮传动设计计算： Z.mnD+{
ii]'XBSVd
一、设计参数 +ywd(Tuzm
传递功率 P=5.5(kW) }S>:!9f
传递转矩 T=109.42(N·m) &Qq4xn+J
齿轮1转速 n1=480(r/min) RYKV?f#[H
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) bHH=MLZR:
传动比 i=4.52 t+B L O<
原动机载荷特性 SF=均匀平稳
91bJ 7%
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 da53XEF&
预定寿命 H=40000(小时) Ab f=b<bu
9{5 c}bX
二、布置与结构 7`6JK
闭式,对称布置 c}g:vh
sYY= MD
三、材料及热处理 QtsyMm
硬齿面,热处理质量级别 MQ
Ss{
2\ =cv
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Y&_1U/}h
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 Y4dTv<=K@i
齿轮1硬度 HBS1=59 bNO/C D 4
D^H<)5d9
齿轮2材料及热处理 =45调质 =rDIU&0Y
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ^, KN@
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Ig6>+M w
jZ>'q/
J#y?^Qm$)<
四、齿轮精度：7级 ^NTOZ0x~#
a4M`Bk;mb
五、齿轮基本参数 VClw!bm
模数(法面模数) Mn=2.5 GQ8r5V4:
齿轮1齿数 Z1=17 .o5r;KD
齿轮1变位系数 X1=0.00 D;Jb' Be
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) g1`/xJz |
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 #Rdq^TGMi;
N:@C%
UW}
齿轮2齿数 Z2=77 #UH7 z 4u
齿轮2变位系数 X2=0.00 '3@WF2a
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) u z+b
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 < ~Tl x:
=}~h bPJM
总变位系数 Xsum=0.000 gaJIc^O
标准中心距 A0=117.50000(mm) E$[\Fk}S
实际中心距 A=117.50000(mm 8_tMiIE-pS
-W+67@(\8H
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) eM vb*X6
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Tl3{)(ezx
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) U {>eE8l
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) a".uS4x
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) N+PW, a
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) hexq]' R
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) |8"~ou:.
G
K @]61b
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) F BcF
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) %d9UW Q
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) X?.bE!3=
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) z~xN ]=
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) s%z'1KPS
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) %Ys>PzM
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 0 n,5"B
ys;e2xekg
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) K0\a+ 6kh
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) %1]2+_6
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) zHB{I(q
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) t{>66jm\R
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 8 8U4I
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) N) h>Ie
=3oz74O[
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) <'
%g $"
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) K. R2)o`
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) +c\s%Gzrh
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 64 \Z OG\,
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 lrh6lt)
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 3_T'T zQ u
4ij`
齿顶高系数 ha*=1.00 #Y}Hh7.<
顶隙系数 c*=0.25 [NvEX Td
压力角 α*=20(度) =O)JPo&iwY
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 {zUc*9
端面顶隙系数 c*t=0.25000 i&>,aiH @
端面压力角 α*t=20.0000000(度) '{ cN~A2b4
_ |TE )h
G-3.-
六、强度校核数据 |-_5ou N.
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ~~zw[#'
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ].dTEzL9X
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) @? Y^=0
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ]QT0sGl
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) {|xwvTl J
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) X_'.@q<!CV
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ITc/aX
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) E}@8sY L
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 yekIw
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 @?B=8VHR
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) + H&_Z38n
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 D?\K~U* >
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) EJWMr`zd n
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ;@d %<yMf@
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 fr#lH3
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 -;P<Q`{I
g=Qga09
eN>
(IW
k) v[/#I
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 &vMH
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Ix"c<1 I
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 jm-0]ugY&`
Jl]]nO BQ/
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
