已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 F|>
3gW
Z}!'fX."
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw WlQCP C
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min #<[&Lw
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m $]_SPu
2、根据负载选择电动机。 6 :|;O
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 d *s* AV
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 34!.5^T
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 Wcq R; Nm
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 (4 ZeyG@
3、传动比分配： Vxap+<m
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 &J2 UAmB
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 *nU5PSs
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 })^eaLBR4
N2s"$Ttq
7d>w]R ,Z
_1E c54D
高速级锥齿轮设计计算： {I a1H
E<+ G5j
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ^
3 4Ng
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 4!{lySW
f> Jj5he/
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m dQ{qA(m
按齿面接触强度初步估算： hOk9 y=
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 2{=D)aC$ f
载荷系数k=1.2 ~*1>)P8]#
齿数比u=i1=3 CA igV$
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa UZs '[pm)
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) &T, ,fz$
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 'e]>l RZ
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 y%%VJ}'X!
则Z2=i1*Z1=19*3=57 H( .9t uA
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ek<B= F
K!CVS7
δ2=90°-δ1=71°33'54" M5:.\0_
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm n+sv2Wv:
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm TM6wjHFm
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm m-uXQS^@ G
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm wp1O*)/q
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm :a)RMp+^0
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm GEy7Vb)
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm o`Z3}
dm1=2.125*57=124.125mm k u m@cA
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 wwdmz;0S
Zv2=z2/cosδ2=180.25 tZ62T{, a
变位系数为0 rR@]`@9
[VXQ&
其他结构尺寸（略） A< c <!N
iSf%N >y'K
4、较核齿面接触疲劳强度（略） W gyRK2#!
@Un/,-ck
5、工作图(略） X ~VI} dJ
axC{azo|
圆柱齿轮传动设计计算： -x6_HibbD
Q mSj6pB>
一、设计参数 ;q-c[TZC
传递功率 P=5.5(kW) NqF*hat
传递转矩 T=109.42(N·m) ek5j;%~g1
齿轮1转速 n1=480(r/min) hd'QMr[;
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) Zex~ $r
传动比 i=4.52 [F*yh9%\
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 aOg9Dqtg)f
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 BDfMFH[1
预定寿命 H=40000(小时) 4ZUtK/i+r
oO[eer_S-
二、布置与结构 tBzE(vW
闭式,对称布置 *sp") h#Z
~H \P0G5GA
三、材料及热处理 zZ-/S~l
硬齿面,热处理质量级别 MQ r|}P g}O
?pJ2"/K
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Vr1r2G2
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 a+z>pV|
齿轮1硬度 HBS1=59 gLt 6u|0q
+/$&P3
齿轮2材料及热处理 =45调质 ]E"J^mflGK
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Iw[zN[oz
齿轮2硬度 HBS2=230HBS %6fnL~ A
]EF"QLNN(
.=}\yYGe
四、齿轮精度：7级 -{*3<2rFK
;ja~Q .}4
五、齿轮基本参数 ?@x$ h
模数(法面模数) Mn=2.5 [YlRz
齿轮1齿数 Z1=17 a++gwl
齿轮1变位系数 X1=0.00 u=@zYA(
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) EK>x \]O%T
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 E5S(1Z}]p{
=zAFsRoD_B
齿轮2齿数 Z2=77 ~ ,s'-
齿轮2变位系数 X2=0.00 V
7~ 9z\lW
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ]Y$Wv9 S6
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 'Sd+CXS
D3g5#.$,}>
总变位系数 Xsum=0.000 >9nVR
标准中心距 A0=117.50000(mm) ]D@aM C$#
实际中心距 A=117.50000(mm 9B On8p;yz
A-vYy1,'
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) \0}bOHqEH
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Ro$*bN6p
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) KpG'E
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) e 0$m< 5
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) =?Co< 972Z
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) K
..Pn 17t
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) \g]rOYW
~<IQe-Q 5
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) @CR<&^s5V
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) w k'(g_DP
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) -*&aE~Cs
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) Nm pNme
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) @ajdO/?(Y
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) x=K'Jj
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 'YN:cr,V
KIuj;|!q
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) U\{I09@E 0
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ^|U5@u_
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) es69P)
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) F-~Xb z%
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ~nj+ " d]
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm)
|d42?7}
@/01MBs;
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) [ D?xd/G
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) C_[
d
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) C2iOF /4
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Q.8^F
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 =fy .'+
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) TgRG6?#^l
uRuu!{$
齿顶高系数 ha*=1.00 G'HLnx}Yi
顶隙系数 c*=0.25 "AWk
jdj
压力角 α*=20(度) uuUj IZCtz
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Cx) N;x
端面顶隙系数 c*t=0.25000 JqN$B\J,
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ,pZz`B#
L^s?EqLXS
6QPbmO]z
六、强度校核数据 @[/!e`]+
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) /3"S_KE1@+
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Xn!=/<TIVz
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) DAN"&&
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) :w4 H$+j
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) D* H K[_5
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) u 7p:6W
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) bx" .<q (
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Jju?v2y `
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 X5tV Xd
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 zb9vUxN [
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Gv(n2r
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ~F~hgVS5
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) !Vf Vpi+-
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) I= z+`o8
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 BIvz55g
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 d?CU+=A&|
x||b :2
QX-M'ur99
$i
`@0+:
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 H/G;h k
5'0kf7
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 wz' in
+A_jm!tJS(
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
