已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 $\$5::}r
@Wy>4B^
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw yuk64o2QE
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min NZ'S~Lr
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m KQ xKU?b1
2、根据负载选择电动机。 :Cw|BX@??U
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 xe2Ap[Y'M
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ju(&v*KA
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 mT >56\63
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 Q! ]
3、传动比分配： 7Rk eV
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 3*3WO,9
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 5Y"lr Y38
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 g% #"
5Kr
xRJv_ =dT
wnP#.[,V
93[c^sc9*a
高速级锥齿轮设计计算：
s<xD$K~rM
)wo'i]#2:
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC I2q C,Nkk
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS SPe Se/
\q(RqD
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m WL7R.!P
按齿面接触强度初步估算： D&/(Avx.
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) d
/jO~+jP
载荷系数k=1.2 y|nMCkuX
齿数比u=i1=3 Xp{+){Iu
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa b"t!nfgo
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Ja| ! fT
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm v}IkY
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ?3Se=7
k
则Z2=i1*Z1=19*3=57 +T+f``RcK
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" pN&5vu30
N' t* e Ci
δ2=90°-δ1=71°33'54" @U_ w:Q<9u
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm DT8|2"H
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ?0WJB[ /
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm +n %uIv
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm G7DEavtr
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm T/V8&'^i
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm *
'WzIk2
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm H*!j\|v0
dm1=2.125*57=124.125mm [2gK^o&t
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 8 =FP92X
Zv2=z2/cosδ2=180.25 [bIdhG
变位系数为0 :;t*:iG
@mW: FVI
其他结构尺寸（略） :se o0 w ]
G)';ucs:,
4、较核齿面接触疲劳强度（略） QDRSQ[ \
p\wE})mu
5、工作图(略） r;t0+aLc*
L@2T
圆柱齿轮传动设计计算： N Q_H-D\,
R)"Ds} 1G
一、设计参数 P&V,x`<Z
传递功率 P=5.5(kW) p3` 'i
传递转矩 T=109.42(N·m) 6&S;Nrg9
齿轮1转速 n1=480(r/min) z /)HJo2#
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ]vMr@JM-G
传动比 i=4.52 IExo#\0'6
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 $*V:; -H
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 a?.hvI
预定寿命 H=40000(小时) ykH?;X u
k]!Fh^O~,
二、布置与结构 ~C6d5\
闭式,对称布置 Yj|Oy
DnS#
cs~
三、材料及热处理 QM=M<~<Voh
硬齿面,热处理质量级别 MQ <f &z~y=
QU_O9 BN
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> dk t'~
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62
/L'r
L
齿轮1硬度 HBS1=59 ~Jrtm7
Q<3=s6@T
齿轮2材料及热处理 =45调质 47ra`*
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ~0,Utqy
齿轮2硬度 HBS2=230HBS tI0d!8K
Xi^3o
S H2|xn
四、齿轮精度：7级 d!5C$C/x
L}*:,&Y /
五、齿轮基本参数 [x
?38
模数(法面模数) Mn=2.5 0W<:3+|n4
齿轮1齿数 Z1=17 w$WN` =
齿轮1变位系数 X1=0.00 n#[-1 (P
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) /_ 5I}{
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 1{i)7 :Y
3 e~ab#/
齿轮2齿数 Z2=77 "Lk -R5iFd
齿轮2变位系数 X2=0.00 {L5!_] 6
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) s!esk%h{K
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ^AkVmsv;;
m=<Tylv
总变位系数 Xsum=0.000 u@ tJu'X
标准中心距 A0=117.50000(mm) Dj}n!M`2I
实际中心距 A=117.50000(mm i_Dv+^&zV
r|wB&
PGW
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Ca?5bCI,
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) wegu1Ny
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) \>0%E{CR
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 3^AycwNBA
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) <NZ ^*]
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) WPi^;c8
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) wNMg Y
{WQH
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) <`,pyvR Kv
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) K KP}fN
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) M>W-lp^3
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) >Y=HP&A<
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) g^ZsV:D
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ~WXT0-,
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 6X2>zUHR
}6ObQa43
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) _i{$5JJ+K2
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) qD=o;:~Km
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) N BHS
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Rj 2N+59rg
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 hT4 u;3xE
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) |M]#D 0v
B7r={P!0
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) k~f3~- "
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 0f~7n*XH
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) l^aG"")TH.
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) r2A% .bL#
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 dzJ\+
@4
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) H } w"4s
Ylbh_ d~BU
齿顶高系数 ha*=1.00 V \Oe ] w
顶隙系数 c*=0.25 gM_z`H 5[!
压力角 α*=20(度) Ah:!
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 7|4h s:4mD
端面顶隙系数 c*t=0.25000 c@9jc^CJ
端面压力角 α*t=20.0000000(度) V
;Kzh$^rk
"8 MG[$Y
d'ddxT$GG
六、强度校核数据 %"tLs%"7=P
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 'PPVM@)fU
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) \l! ^6G|c
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 59K%bz5t
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 1,@-y#V_
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) F7$x5h@
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) N2:};a[ui5
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) fFP>$
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) \Y.&G ,?
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 UB[t YZ
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 3 $7TeqfAC
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) fy|ycWW>8
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 . Rt_j
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) )6mx\t
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) '5xf?0@s.
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 *?jU$&Qpj*
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 Wy^43g38'p
S~j l%]
rl-r8?H}
ghvF%-."1
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 }p-<+sFo
|jB]5ciT
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 bg.f'; C
tI50z khaB
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
