已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Q"uK6ANp'
+J~%z*A
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Jamt @=
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min %"=GQ 3u[
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 0~+*$W
2、根据负载选择电动机。 ?S9vYaA$
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 H |7XfM
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw *YX5bpR?
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。 O,-NzGs
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 I(WIT=Wi<
3、传动比分配： wv\V&U $
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 _>aP5g?Ep
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 2s> BNWTU
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ,j9? 9Z7R
,jtaTG.>
pr1bsrMuL
y<wd~!>Ubu
高速级锥齿轮设计计算： @ULWVS#t2
y Tn<5T[H
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC )m[<lJ bw
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS FV3[7w=D\
RnU7|p{
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m -"{g kjuv
按齿面接触强度初步估算： )FmIL(vu
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 'x<oILOG
载荷系数k=1.2 #6~Bg)7AM
齿数比u=i1=3 A lG5n'
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa |:Maa6(W
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) $TS97'$
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm kj.9\
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 KF5r?|8 M
则Z2=i1*Z1=19*3=57 @HSK[[?
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" XN>bv|*q
-'L~Y~'.
δ2=90°-δ1=71°33'54" ^nNpT!o
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm }N ).$
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm GD'Z"rhI
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm !f&h VLs0
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ,c0LRO
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm uFb
9Ic]`
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm U 8p %MFD
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ]h&1|j1
dm1=2.125*57=124.125mm jN 'h/\
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 WC37=8mA
Zv2=z2/cosδ2=180.25 $-~"G,;F
变位系数为0 ,FH1yJ;Y&
}@ ktAt
其他结构尺寸（略） W}2!~ep!
b62B|0i
4、较核齿面接触疲劳强度（略） om9'A=ZU
F C6~V6R
5、工作图(略） (i1x<
Iz-mUD0;
圆柱齿轮传动设计计算： .pdcwd9
}<@-=
一、设计参数 7fO<=ei:
传递功率 P=5.5(kW) ?8?vBkz~
传递转矩 T=109.42(N·m) 2/tx5Nc
齿轮1转速 n1=480(r/min)
MxT&@pq
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ;ND[+i2MN
传动比 i=4.52 aI ;$N| ]u
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 U <q`f-
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 W[a"&,okqO
预定寿命 H=40000(小时) n f<I
tPN CdA
二、布置与结构 j;V\~[I^u
闭式,对称布置 ,b IJW]h0
rIYO (}Fl
三、材料及热处理 k9<UDg_ Y
硬齿面,热处理质量级别 MQ 6&0G'PMf
[hpkE lE
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> 6OAE AIh
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 V9qA'k
齿轮1硬度 HBS1=59 nnN$?'%~6
TF5jTpGq
齿轮2材料及热处理 =45调质 JC->
eY"O2
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS +:=FcsY
齿轮2硬度 HBS2=230HBS _j3rs97@|
'W4v>0
_KkaseR
四、齿轮精度：7级 5/i/.
0?n
T0"nzukd
五、齿轮基本参数 v_pe=LC{-e
模数(法面模数) Mn=2.5 O"EL3$9V
齿轮1齿数 Z1=17 }$L1A
齿轮1变位系数 X1=0.00 8 l)K3;q_
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) <uJ
{>~
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 eyp_.1C~
$d]) >4eQ
齿轮2齿数 Z2=77 `GY3H3B
齿轮2变位系数 X2=0.00 XTk
:lzFH
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 0*tnJB
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 o<Mcc j
_e ;b B?S
总变位系数 Xsum=0.000 w+)wrJTtm
标准中心距 A0=117.50000(mm) -64 ;P9:A>
实际中心距 A=117.50000(mm )V >zXy}Y
-3~S{)
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) #a~BigZ[G
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 7UG c2J
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ?wv3HN
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) X[H .t$w5A
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) .d[ ^&<^
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 6^V( C;5!
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) dY0W=,X$7T
<ta{)}IN^
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 6SE^+@jR
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) a73VDQr I
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) {jQLr7 '
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) s_RK x)w@
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) "DGap*=J
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 9+@z:j
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) E3[9!L8gb
}qoId3iY!7
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) nvLdgu4P>
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ) 4s7,R
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) [A {o"zY
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) xoj,> [7 D
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 eFS$ ;3FP1
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) s b3z8:r
)B&`<1Oie
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) _z%~ m2SP
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) MZf?48"f
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) .E+O,@?<
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) pM+9K:^B
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 }a, ycFt
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) cr ]b #z
A-3^~aEgx
齿顶高系数 ha*=1.00 :=+YZ|& j
顶隙系数 c*=0.25 .57F h)Y
压力角 α*=20(度) QJVB:>A
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 qrj f
端面顶隙系数 c*t=0.25000 M=ag\1S&ZF
端面压力角 α*t=20.0000000(度) \n WbGS(
4I2:"CK06
$8 &Y(`
六、强度校核数据 P*K"0[\n
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) <A| z
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) [*(1~PrlO,
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) g@s`PBF7`
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) C@ ]D*k
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ntPj9#lf
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) +e*C`uP!
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) p< 0=. ~
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) B<-("P(q
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 SB('Nqi h
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 f_LXp $n
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) ! t~tIJ>6
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 V9Mr&8 {S4
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) us1$
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) W-|C K&1
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 LD
NdHG6
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 g{ sp<w0
[:(O`#
sUmpf 4 /
`W_&^>yl
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 [Y.JC' F#
U=j`RQ 9,
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 n{~&^Nby*I
|&-*&)iD|w
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
