已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 @}r2xY1
uh8+Y%V
p
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw OZ9ud ]@\
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min J: T
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m dPtQ
Sa
2、根据负载选择电动机。 4P( ysTu M
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 wBb J
\
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw CL%+`c0
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。 3ZhB
8 P
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 DClV&\i=o
3、传动比分配： pVGH)6P>|
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 K~MTbdg
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 #dKHU@+U"
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ,;)1|-^nu
Y2B ",v "
u]Eyb),Gy
i]L4kh5
高速级锥齿轮设计计算： H)Kt!v8
@|1/yQgi
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC GY[+HgT
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS mDJg-B Q
{TWgR2?{C
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Bp.z6x4
按齿面接触强度初步估算： < "8<<
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 5YQq *$|'+
载荷系数k=1.2 t622b?w
齿数比u=i1=3 \!_:<"nX.
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa tK$x=9M
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) "V> 7u{T
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm j+E[ [
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 VHUOI64*
则Z2=i1*Z1=19*3=57 _&~y{;)S
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ,Z"l3~0\
bO:m ^*
δ2=90°-δ1=71°33'54" sHr!GF
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm &7gE=E(M
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ;?A?1q8*
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm m& h5u,
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm BUozpqN}
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm ?pLKUA h
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm X` QfOs#\
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm q%/ciPgE
dm1=2.125*57=124.125mm j1LL[+G-"_
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 9m:qQ1[\
Zv2=z2/cosδ2=180.25 *"% MT:
变位系数为0 NyJ=^=F#
>;ucwL i
其他结构尺寸（略） ?D^l&`S
g@ ZZcBx
4、较核齿面接触疲劳强度（略） SLiQHWw*J
O 0lQ1<=
5、工作图(略） W9$mgs=S`E
|0wUOs*5
圆柱齿轮传动设计计算： > H ,t^i}@
'yWv @)
一、设计参数 bN#)F
传递功率 P=5.5(kW) <AzM~]"3
传递转矩 T=109.42(N·m) $jDp ^ -
齿轮1转速 n1=480(r/min) n-cz xq%n
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) zqq$PaH*
传动比 i=4.52 b ~Qd9 Nf
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ">? y\#O A
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 #\&jM
-.-
预定寿命 H=40000(小时) D:uBr|('
"ct_EPr`
二、布置与结构 D\:~G}M
闭式,对称布置 D;V FM P
}
r#by%P
三、材料及热处理 SGU~ LW&
硬齿面,热处理质量级别 MQ 7@. UkBOx
.&53WL[D|
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> e/?>6'6 5
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 #eqy!QdePf
齿轮1硬度 HBS1=59 @Y#{[@Hp%
l6 X\. oI
齿轮2材料及热处理 =45调质 ~D4%7U"dv
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS >F zu]G4]
齿轮2硬度 HBS2=230HBS LWb5C{
<tEN1i
(i,TxjS'od
四、齿轮精度：7级 rZ~.tT|(
)ow|n^D($M
五、齿轮基本参数 & >AXB6
模数(法面模数) Mn=2.5 zl:
5_u=T
齿轮1齿数 Z1=17 a9ab>2G?FR
齿轮1变位系数 X1=0.00 ( ~r"N?`
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) eeuTf
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 -P09u82
T
j7i#o
齿轮2齿数 Z2=77 a& Ti44a[
齿轮2变位系数 X2=0.00 89>U Koc?
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) (8<U+)[tPy
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 /x6,"M[97
r@3VN~
总变位系数 Xsum=0.000 0R,?$qM\
标准中心距 A0=117.50000(mm) +h6c Aqm]
实际中心距 A=117.50000(mm R4< }kA,.
Q0f7gY1-%
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) -E4e8'P;5
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 9=D\xBd|w
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) @)>9l&
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) HR55|`]
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) b!Q|0X.?
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) D >u1ngu
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 'Iw eN
ic:_v?k
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 5FJ<y"<6
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) S
x';Cj-
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) uL^ Qtmm>M
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ^+zF;Q'
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) d v@B-l;
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Z8P{Cr~ U9
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) vdloh ,
x8Rmap@L.
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) I| qoH N,g
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) wRL=9/5(8
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) O_#Ag K<A
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) !HM|~G7
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 '~{^c }
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ST3a iyG
6 6x> *
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ZPWY0&9
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) j4L ) D
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) HTK 79
+
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) i D V.L
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 =j]us?5
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) k:nR'TI
A.<HOx&#
齿顶高系数 ha*=1.00 1;<J] S$$
顶隙系数 c*=0.25 ID" '`DKxe
压力角 α*=20(度) C`c;I7
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 $v?+X20
端面顶隙系数 c*t=0.25000 r3oAP[ +n
端面压力角 α*t=20.0000000(度) -o<L%Y<n2
'f9 fw^
cg$@x\fJ
六、强度校核数据 5
T1M:~u i
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) Z -`j)3Y
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) [pOQpfo\
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) MhN)ZhsC
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) (.,`<rXw
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) aJlSIw*Q,
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) {yQeLION
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) rr fL [
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) +U9Gj#
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 B#'TF?HUEn
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 CZ*c["x2
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 6/@"K
HHVe
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 lwhAF, '$
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) (3`Q`o;
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) i|PQNhUe
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 XQ&iV7
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 W!pLk/|ls
(SV(L~ T_
|[n-H;0
l\7 N R
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 'NF_!D
[@Y<:6
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 =D.M}x qo
6Clxe Lk
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
