已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 rd!4u14
2j*o[k AE
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw F}{uY(hv"[
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min |(O _K(
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 2^T`> ?{X
2、根据负载选择电动机。 a^.5cJ$]
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 TaE&8;H# N
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ahqsbNu1
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 ^{w]r5d
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 I+ _u?R)$
3、传动比分配： Tq`rc"&7u
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 qo62! q
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 <R @w0b>
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 kSH|+K\M4
"I)`g y&
9 M!J7 W
;PF!=8dW
高速级锥齿轮设计计算： ds D!)$
pv){R;f
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ;&MI
M`&$
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS g Q~X;'
{8Uk]
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m E LqpIXq#
按齿面接触强度初步估算： ={gf x;
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) %W:]OPURK
载荷系数k=1.2 1*u i|fuK
齿数比u=i1=3 =}7[ypQM`]
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa n*vzp?+Y
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) mq*Efb)!
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm c2d=dGP>~f
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 13K fI
则Z2=i1*Z1=19*3=57 wJKP=$6n_
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" @ob4y
|Wzdu2T
δ2=90°-δ1=71°33'54" f=/IwMpn
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm -=CZhp
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ^P
!} "
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm U jrML
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm i $: QOMA
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm U" ;8zplU
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm | Xv]s61
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm wtpz ef=
dm1=2.125*57=124.125mm
>^q7:x\
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 `X ;2lgL
Zv2=z2/cosδ2=180.25 mcFJ__3MAV
变位系数为0 qH1&tW$
8C(@a[V
其他结构尺寸（略） L5-Kw+t
QKt[Kte
4、较核齿面接触疲劳强度（略） sp'f>F2]
m "y_@Jk
5、工作图(略） pNIu;1M5a
! >l)*jN8
圆柱齿轮传动设计计算： bw& U[|A0%
oe*Y(T\G
一、设计参数 C}>Pn{wY9
传递功率 P=5.5(kW) F.[E;gOTo
传递转矩 T=109.42(N·m) s2rwFj 8 |
齿轮1转速 n1=480(r/min) yE4X6
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) _bm8m4Lk
传动比 i=4.52 Bc^ MZ~+ip
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Y3RaR
9
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 \Q m1+tg
预定寿命 H=40000(小时) <+\
w .!
1P[[PvkD6
二、布置与结构 G& 2`c\u{
闭式,对称布置 ,q|;`?R;
g= 5vnY
三、材料及热处理 :497]c3#5C
硬齿面,热处理质量级别 MQ ;# jE??E/:
*[SOz)
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> YLVZ]fN=>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ap y#8]
齿轮1硬度 HBS1=59 Ns}BE H
}cPH}[ $zF
齿轮2材料及热处理 =45调质 7)U0 8"
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS } >
pNf
齿轮2硬度 HBS2=230HBS EFqYEDXW
2Sg^SZFH+o
[zv@} @$
四、齿轮精度：7级 w#Di
R@[ gk j
五、齿轮基本参数 "f5 neW
模数(法面模数) Mn=2.5 V^[B=|56
齿轮1齿数 Z1=17 Q eZg l!
齿轮1变位系数 X1=0.00 z +NwGVk3
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 2 YV*U_\L
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 P/e6b
.M
aViZKps`m
齿轮2齿数 Z2=77 Un.u{$po
齿轮2变位系数 X2=0.00 ^^Fq N;
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) eF%>5
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ys~oJb~
lC AD $Ia~
总变位系数 Xsum=0.000 ]b6g Z<
标准中心距 A0=117.50000(mm) |Y")$pjz
实际中心距 A=117.50000(mm z 7
s&7)a
fp`k1Uq@
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) a58]#L~
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 8v V<A*`
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) alV{| Vf[6
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ["65\GI?
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) u4QBD5T"
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 5dXDL~/2p
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) @}+F4Xh,L
8uD%
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) u#^~([ I
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) u P &<
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ~M?^ T$5
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) /ho7O/aAa
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 'Xb?vOU
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) GJo`9
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 1[k.ap n
4Y
`=`{Q
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) y|Vwy4tK9
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) jM'(Qa
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) )r|Pm-:A{
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) nSR<( -j!
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 p/WE[8U
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) d"U'\ID2y
)~LqB h
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) L+N;mI8
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) *\"+/
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) N` xXH
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ^9`S`Bhp
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 U3OXO 1
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) d m`:']?
<[Y@<
齿顶高系数 ha*=1.00 $_orxu0W
顶隙系数 c*=0.25 tuIQiWHbM
压力角 α*=20(度) G'c6%;0)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 , he1WjL
端面顶隙系数 c*t=0.25000 W %_Cda5,
端面压力角 α*t=20.0000000(度) D wtvtglqV
<S@XK%
-hpC8YS
六、强度校核数据 =?oYEO7
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) %XiF7<A &
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Y'eE({)<K
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) sHn-#SGm
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) M'>8P6O
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) L/*K4xQ
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) a"bael
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) >4iVVs
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) aYrbB#
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 W~Ae&gcn#
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ,cCBAO ueO
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Uf\,U8U B
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 (_ Ky' .
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) n1r'Y;G
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) eccJt
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 F|!
ib5
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ;!Q}g1 9C
"*J yNwf
u 1)
#^?
JGG (mrvR
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 [iGL~RiXtn
bv9nDNPD4
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 9D, /SZ-v
}
3JOC!;;
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
