已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ) 5x$J01S
PKGqu,J,
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw e-xT.RnQ
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min O|9Nl*rXz
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m xkkG#n)
2、根据负载选择电动机。 96gau n J
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 O!F"w !5@
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ^Y8G}Z|
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 i!<(R$ Lo
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ;ae6h
[
3、传动比分配： Fv nf;']q
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 K|;L{[[yH
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 6hFs{P7
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 hig t(u
UU#$Kt*frR
,yfJjV*I
Pi%-bD/w
高速级锥齿轮设计计算： CWD
$\K G
N>@.( f&w
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 1P BnGQYM
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 20Rm|CNH?
n@oSLo`k,`
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m [eDR ghK
按齿面接触强度初步估算： B\dhw @hM
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) E
/ycPqD
载荷系数k=1.2 1aUu:#c
齿数比u=i1=3 (tg+C\
S.
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ;~}!P7z
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) |c2;`T#`o
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm nxuR^6 Ai
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 g(F2IpUm/
则Z2=i1*Z1=19*3=57 CZCVC (/u
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" #vR5a}BAk
JgldC[|7
δ2=90°-δ1=71°33'54" .4=A:9
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ~ }G#ys\1
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 7z 8
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm wo U3WS0
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 8ePzU c\#
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm uVw|jj
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm b]W vKdq
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Wk/Il^YG
dm1=2.125*57=124.125mm t\ 9Y)d
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 hnv0Loe.IW
Zv2=z2/cosδ2=180.25 p"n3JV.~k+
变位系数为0 A+hT2Ew@t}
(`f)Tt=`
其他结构尺寸（略） (=s%>lW|
`u8=~]rblj
4、较核齿面接触疲劳强度（略） D._7)$d
SsIN@
5、工作图(略） O$Dj_R#
qh w l
圆柱齿轮传动设计计算： j<vU[J+gx~
7"{CBbT
一、设计参数 wV{VV?h}
传递功率 P=5.5(kW) Q,\S3>1n
传递转矩 T=109.42(N·m) PE+{<[n
齿轮1转速 n1=480(r/min) ~rbJ tz
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) sO&e V68
[
传动比 i=4.52 jTok1k
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 i# Fe`Z ~J
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 l37l| xp~
预定寿命 H=40000(小时) A)f/ww)Q
%U&ztvR0C
二、布置与结构 ze#ncnMo
闭式,对称布置 &_Gu'A({J
I8:G:s:
三、材料及热处理 zXeBUbVi
硬齿面,热处理质量级别 MQ |Fzt |
\
R!_1 *H$
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> {
*Wc`ZBY
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 au7@- _
齿轮1硬度 HBS1=59 :,MI,SwnS
$/P\@|MqYQ
齿轮2材料及热处理 =45调质 d|$-l:(J
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS k%({<
ul
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ; DI"9
!%G;t$U=M
<``krPi
四、齿轮精度：7级 9 QN(Wq@
r Ww.(l
五、齿轮基本参数 }+
TA+;
模数(法面模数) Mn=2.5 xh!aB6 m8R
齿轮1齿数 Z1=17 4yR X{Bl|
齿轮1变位系数 X1=0.00 iSj.lW
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) E&|EokSyN
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ; HjT
X0%BE!
齿轮2齿数 Z2=77 {=kW?
齿轮2变位系数 X2=0.00 2rX}A3%9^^
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) X\]Dx./
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 N+ ei)-
]4&B*]j
总变位系数 Xsum=0.000 ~bX ) %jC
标准中心距 A0=117.50000(mm) {:BY
IdX
实际中心距 A=117.50000(mm C<iOa)_@Q
LfG$?<}hR
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) \AB*C_Ri
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) hUMFfc ?
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) fZJ O}
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) e#{l
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 0Ewt
>~n
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) %v1*D^))
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) }{
"RgT-qG
f n\&%`U
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) gd\b]L? >O
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) +8V |
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ?nx
1{2[
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 3O'X ;s2\d
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ,DWC=:@X
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 08E ,U
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) B?<Z(d7
d0@czNWIC
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) bR?
$a+a)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) STQ~mFs"
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) z`rW2UO#a`
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) gT4H?
#UB
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 |oJ R+
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 'O]Ja-
TGQDt|+Z
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 8\ WOss)al
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 4xNzhnp|
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 7_ah1IEK
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) "J6 aU
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 t>>\U X
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) )v?-[
oR
2T#>66^@q
齿顶高系数 ha*=1.00 }X*.Vv A
顶隙系数 c*=0.25 -)ag9{ *
压力角 α*=20(度) 4 '-GcH
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 zE<G wVI~
端面顶隙系数 c*t=0.25000 |MXv
w6P
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 2VNfnk
eFeWjB'<7
z@S39Xp==
六、强度校核数据 BHBMMjY 5
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .Qeml4(`3
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) GCEq3
^/
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) C]+T5W\"<B
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) d[.JEgU
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 6M758 K 6v
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) PNMf5'@m
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) -"e$ VB
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) s%R'c_cGZ
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 )z#M_[zC>
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 F
DCHB~D
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) S4Vv _k-&
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Q-GnNT7MB3
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) (e;9 ,~u)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ]xIfgSq
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 `FM^)(wT
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 Wd_cNR\
r?= 7#/]
:{v:sK
# TX=%x6
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 9 v<Sng
!*gTC1bv B
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 h}U\2$5
6uijxia
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
