已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 aY a`ex
45. ks.
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw A Qjv?
4)T
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min q$" u<
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ENhLonM eV
2、根据负载选择电动机。 R&W%E%uj
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 jnp~ACN,
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 2K>1,[ C'Z
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 'Jf
LTG.
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 *]yrN`
3、传动比分配： tP|/Q 5s
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Gn
9oInY1
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 Iz+%wAZ|B6
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 "7%j v[
,HDhP
n)5t!
Cty{
高速级锥齿轮设计计算： H1U$ApD
F*U(Wl=
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC kfas4mkc
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS
s*g qKQ;
ir. RO7f
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m +g?uvXC&
按齿面接触强度初步估算： 'M6+(`x
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) kB@gy }
载荷系数k=1.2 Rf4K R hi
齿数比u=i1=3 H3$py|}lL
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa #w|v.35%?
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 7#j.y f4
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm zl8M<z1`1
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 Nxt:U{`T '
则Z2=i1*Z1=19*3=57 X9?)P 5h=
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" )@DDs(q=i
P.Bw fa
δ2=90°-δ1=71°33'54" n32"cFPpT
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm &mtt,]6C_
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm $#f_p-N
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm h 'em?fN(
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm }d; 2[f R)
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm [r"Oi|
8I
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm tco G;ir
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm |qe;+)0>K
dm1=2.125*57=124.125mm c6i7f:'-0
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 =M-=94
Zv2=z2/cosδ2=180.25 A3 tv'-e9
变位系数为0 0#TL$?=|
eef&ZL6g
其他结构尺寸（略） u_NLgM7*
lv/im/]v
4、较核齿面接触疲劳强度（略） k F^4kCJ@
B0|W
5、工作图(略） =cV|o]
/v 9qrZ$$
圆柱齿轮传动设计计算： } .045 Wuu
`,SL\\%u
一、设计参数 T5T%[Gv
传递功率 P=5.5(kW) #%QHb,lhl
传递转矩 T=109.42(N·m) %`k [xz
齿轮1转速 n1=480(r/min) N,lr~ 6)
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) s 1wlO y
传动比 i=4.52 LTS{[(%
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Q(-&}cY
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
Z:^#9D{
预定寿命 H=40000(小时) h=`$ec
yfV]f
LZ
二、布置与结构 D|(\5]:R
闭式,对称布置 Y _`JS;
{Ni]S$ 7
三、材料及热处理 Hr e&a!U
硬齿面,热处理质量级别 MQ \azMF} mb
1_S]t[?I/
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> N9|J\;fzT
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ^z!=,M<+{
齿轮1硬度 HBS1=59 c!
kr
BS
eb`3'&zV&)
齿轮2材料及热处理 =45调质 ./;u hj
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS .F$}a%
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Pa0W|q#?X
F-zIzzb&O
\E,2VM@6
四、齿轮精度：7级 }=v4(M `%
V-#JV@b
五、齿轮基本参数 IrZ\;!N K
模数(法面模数) Mn=2.5 'cc8 xC
齿轮1齿数 Z1=17 .gfi9 J
齿轮1变位系数 X1=0.00 uM va5 o
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) d #1& "(
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 xdbzp U
xltN-<n7
齿轮2齿数 Z2=77 \5&Mg81
齿轮2变位系数 X2=0.00 Gr\jjf`
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) Qq.$! $
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 *(5;5r
;/kd.Q
总变位系数 Xsum=0.000 _!zc <&~I
标准中心距 A0=117.50000(mm) OEl;R7aOB&
实际中心距 A=117.50000(mm m%u`#67oK
WqefH{PB
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) J'|[-D-a
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) `AE6s.p?
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) E8Kk )7
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ;6R9k]5P%
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) r=3`Eb"t
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) @mZK[*Ak<*
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 7#+Ih-&EQ
][l5S*CC_
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) W=A0+t% XC
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Q 8Ek}O\MC
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) r3?8nQ$
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) XdDQ$'*X
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) Zs/-/C|
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) N[O .p]8
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) PTe$dPB
p/_W* 0/i
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) H +I,c1sF
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ZiY2N*,VO
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) XGR63 hXND
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) l
opl
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 :_i1gY)
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) }2 S!;swg+
G3|23G.~)(
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) uY)4y0
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) cHr]{@7Cs
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) "JmbYb#Z
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) "k + :!D
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 >CKa?N;
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) XelFGT E
ynra%"sd
齿顶高系数 ha*=1.00 *-]k([wV
顶隙系数 c*=0.25 5YP Iv-
压力角 α*=20(度) P\WHM(
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 4N= , 9
端面顶隙系数 c*t=0.25000 4J,6cOuW4
端面压力角 α*t=20.0000000(度) `2U,#nZ 4
wH@< 0lw`<
b?0WA.[{
六、强度校核数据 _Q^jk0K8ga
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) i:
-IZL\
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) m8L %!6o
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) exSwx-zxI
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 9{nU\am!\
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) *vBhd2HO
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) `::j\3B&Y-
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) /oe0
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) IuPDr %
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 1*9 Yy~w
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 :, H_
e!
X
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) |af<2(d
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ZHA&gdK@
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) NY?iuWa*g
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) YVRE 9
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 : /?
Op
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 Th,]nVsGs~
0j;|IU\
2\$<&]q
]lJ#|zd8 o
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 .w m<l:
1: cq\Y
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 \K9Y@jnr
Vx0Hq`_14
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
