已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 aTf`BG{kw
w,Ee>cV]a
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw QM?#{%31
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min $< ld3[l i
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m wu"&|dt
2、根据负载选择电动机。 tl'n->G>v
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Dde]I_f}
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Qv-@Zt!8
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。 $ cu00K
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ~{}#)gGU
3、传动比分配： ?'"X"@r5
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 %p
X6QRt?
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{ Q 0:
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 1,5E `J
sZ?mP ;Q
lD mtQk-SN
9M"].~ iNE
高速级锥齿轮设计计算： S .!UPkW H
j5I`a 1j`
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC zS] 8V?`
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS t20PP4FWM
$H$j-)\D
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m /pp1~r.s?>
按齿面接触强度初步估算： ;l$ \6T
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) _4 cvX
载荷系数k=1.2 JMdP wI
齿数比u=i1=3 Ma| qHg
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa >hH0Q5aL
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) X>?b#Eva
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm F ]O$(7*
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 $4MrP$4TI
则Z2=i1*Z1=19*3=57 FYS/##r
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" /k"`7`!
:R.&`4=X
δ2=90°-δ1=71°33'54" sdCvG R e
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm dJ?XPo"Cm=
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ^uJU}v:
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 7Ol}EPf#
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm OIl#DV.
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm KsrjdJx, '
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm jgS%1/&
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 0P>OJYFr'
dm1=2.125*57=124.125mm $Ci0 I+5w
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 hXGwP4
Zv2=z2/cosδ2=180.25 w-@6|o,S
变位系数为0 g/CxXSv@0
8>/Q1(q0
其他结构尺寸（略） _Jv
9F8v
s_.]4bl.8
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 8.bKb<y
+h_ !0dG
5、工作图(略） 6!^[];%xN
wM[~2C=vx
圆柱齿轮传动设计计算： a} S d W
XYoIFv?'
一、设计参数 1c+]gI e
传递功率 P=5.5(kW) 1009ES7*
传递转矩 T=109.42(N·m) Xtq{%
齿轮1转速 n1=480(r/min) 4em;+ >D6
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) $;G{Pyp
传动比 i=4.52 |# l=
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 e"r)R 8
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 {A|T owBN
预定寿命 H=40000(小时) /m _kn
0u lt7s}
二、布置与结构 #}^-C&~
闭式,对称布置 |
nJ Zie8m
i* R,QN)
三、材料及热处理 OdI\B
硬齿面,热处理质量级别 MQ ) rLMIk
BK,sc'b
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> .k4W_9
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 LflFe@2
齿轮1硬度 HBS1=59 yk2 !8
>\ST-7[^L
齿轮2材料及热处理 =45调质 :ug4g6;#H0
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Q C PID:
齿轮2硬度 HBS2=230HBS
>ds%].$-\
A~nf#(!^]
Z['\61
四、齿轮精度：7级 -)!> M>=s
:T 3/yd62N
五、齿轮基本参数 0:KE@ =
模数(法面模数) Mn=2.5 j<%])
齿轮1齿数 Z1=17 ,a?\M M9$
齿轮1变位系数 X1=0.00 j\RpO'+}
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) XS~ - vF
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 +D #Z n!P
iAMtejw
齿轮2齿数 Z2=77 8
6QE /M
齿轮2变位系数 X2=0.00
t4Z
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 4(?G6y)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ^ 0W(hA
!A8^Xmz"
总变位系数 Xsum=0.000 C9S@v D+
标准中心距 A0=117.50000(mm) Vv$HR
实际中心距 A=117.50000(mm b4Y8N"hL%
#n\C
|
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) *5$&`&,
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 2W M\e lnA
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) }W)=@t
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ~`Qko-a &
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) y?[snrK G
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) } wSi~^*
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Y^"4?96
z41_oG7
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) R 4%P:qM
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [-*F"}D,
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) e2$]g>
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) u%O-;>J
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ZA#y)z8!E
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 09M;}4ev&7
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) PBks`
|+
D 7shiv|,
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) -jg (G GJ
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ;)DzC c/
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) vd#,DU=p!
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Iy
{U' a!
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ,$r2gr!_G
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Q"a2.9Eo
sc`"P-J+vp
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ]8 U ~Iy
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 9CUimZ
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) wCZO9sU:6=
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) `NwdbKX
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 _J?SIm
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) >Pe:I
E(+T*
齿顶高系数 ha*=1.00 {g/wY%u=
顶隙系数 c*=0.25 o}8{Bh^
压力角 α*=20(度) 7INk_2
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
B{,
Bno
端面顶隙系数 c*t=0.25000 & %}/AoU
端面压力角 α*t=20.0000000(度) < z#BsnjW{
]>:^d%n,}
O{KB0"s>i
六、强度校核数据 Zc PUtun
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) (b/d0HCND
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) [ h}K$q
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) $CtCOwKZ
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) P N F4>)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) AfWl6a?T8:
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) Ph7pd
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 9rj('F & 1
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) }(i(Ar-
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 c]Unbm^ w
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ;cSGlE |
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) q
G ;-o)h
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 jOv"<
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 2o{@nN8%
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) . A<sr
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 SR *Gqx
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 okBE|g
AF#_nK) @
+BB0w Y
oXc/#{NC
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 cqQRU
QJ<[ Zx
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 4 UC wT1
>_Uj?F:
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
