已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 C26vH#C
`# N j8
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw u`%Kh_
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min W u4` 3
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m cc LTA
2、根据负载选择电动机。 ;< aT| 4
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Im7t8XCG
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ^lF 'KW$
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。 3~Qvp )~
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 z_)`='&n
3、传动比分配： XkG:1H;Q%
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 = F!_ivV
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 \v7->Sy8
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 J$9`[^pV
%Tc P[<
v# . %eF
m
S4r-s;U-v/
高速级锥齿轮设计计算： T FIP>$*_C
d&!;uzOx
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC o09)esy
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS sj"z gE)
z.NJu
q
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m )# ^5$5
按齿面接触强度初步估算： qDMVZb-(#
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) av}Giz
载荷系数k=1.2 q 9cN2|:
齿数比u=i1=3 S;!l"1[;
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa v-(Ry<fT9
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) z0@{5e$#Y
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm v;S_7#
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 OGDCC/
则Z2=i1*Z1=19*3=57 O{4G'CgN(
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" L7\ rx w
3Pj#k|(f[0
δ2=90°-δ1=71°33'54" Ukf4Q\@w
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm b7thu5
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm \`FpBE_e)
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm !$q *~F"S
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 2X:OS/
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm )SX2%&N
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm \yQs[l%J
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm K2'Il[
dm1=2.125*57=124.125mm *B$$6'hi`
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 SFj:|S=v6j
Zv2=z2/cosδ2=180.25 !x%$xC^Iz
变位系数为0 #:UP'v=w
6RA4@bI G
其他结构尺寸（略） @ X$~{Vp__
!foiGZ3g
4、较核齿面接触疲劳强度（略） |%V-|\GJ~j
n86=1G:%
5、工作图(略） _4Ciai2Ql
W8@o7svrh
圆柱齿轮传动设计计算： r5 k{mV+
_LYI #D
一、设计参数 E`M, n ,
传递功率 P=5.5(kW) &j bZL5
传递转矩 T=109.42(N·m) h(<2{%j
齿轮1转速 n1=480(r/min) WbIf)\
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ;J ]Lzh
传动比 i=4.52 s-S#qGZ
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 sI&|qK-(
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 AW6 "1(D
预定寿命 H=40000(小时) 2.
t'!uwI
i]8 +JG6
二、布置与结构 _ ? aI/D
闭式,对称布置 JBvMe H5
r+ y l{
三、材料及热处理 $,s"c(pv[,
硬齿面,热处理质量级别 MQ { Rd){ky@
q' % cVM
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> rAuv`.qEV
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ZcP/rT3{^
齿轮1硬度 HBS1=59 1kX>sajp~
OG!+p}yD]
齿轮2材料及热处理 =45调质 x_k @hGSC
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 6
_Cc+}W
齿轮2硬度 HBS2=230HBS UA%tI2
3-%F)@n
gO9\pI 2
四、齿轮精度：7级 5N5Deb#V
~T'!.^/
五、齿轮基本参数 ah8xiABa
模数(法面模数) Mn=2.5 JKJ+RkX f3
齿轮1齿数 Z1=17 J v I6+[
齿轮1变位系数 X1=0.00 d[t+iBP;)
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) u?a4v \
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 "QV?C
$Fr>'H+i
齿轮2齿数 Z2=77 5Mb5t;4b
齿轮2变位系数 X2=0.00 dyyGt }}5f
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) v
?OIK=Xm
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 "m'roU
SI~MTUqt
总变位系数 Xsum=0.000 =Felo8+
标准中心距 A0=117.50000(mm) bS2)L4MQ Y
实际中心距 A=117.50000(mm $z":E(oy
3<:m;F*#
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ww^!|VVa
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) {0?]weN*
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) NZaMF.
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) wq6.:8Or-]
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) %s(Ri6R &
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm)
%1jlXa
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) kbR!iPM-;
| Gq Ka
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) {CVn&|}J
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) RY\[[eG
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) V39`J*fI
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 6.0/asN}
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) A2xfNY<
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 7c7:B2Lq
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) V]fsjpvlmr
.~L^h/)Gjy
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) S(Ej: H
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) fcLVE
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) O .+02C_*
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) :"u tFBO
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 x_eR/B>
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) -$0w-M8'
_ (&XqEX
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) Oq W (C
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm)
0)Wrfa
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) }o { 6
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) qE W3k),
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 *(pmFEc
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) F/(z3 Kf
6%8 ,OOS
齿顶高系数 ha*=1.00 1|8<!Hx#-
顶隙系数 c*=0.25 XSDudL
压力角 α*=20(度) DFUW^0N
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 q, ->E<8
端面顶隙系数 c*t=0.25000 +:#x!i;W8[
端面压力角 α*t=20.0000000(度) v?
VNWK2
ySXQn#}-,
~Y3"vdd
六、强度校核数据 ? 016
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 0**.:K <i
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) nTd[-3o
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) {WYHT6Z
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) n\x@~ SzrX
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) yo=0O v
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) PE7D)!d
T
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) PRyZ; @
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) q%H#04 Yh
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ,%uK^U.zk
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 )?zlhsu}1;
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) =iEQE
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 x6BO% 1
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ( ;(DI^Un8
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 9R6]OL)p
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 oT jsiXS
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 +uD4$Wt_F
y ))) {X
btZ9JZvMx
"{igrl8
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 }k K6"]Tj
(aQNe{D#
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Qv`Lc]'
&P,z$H{o@
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
