已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ?l ](RI
1 o\COnt
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw d@+u&xrd
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min g"X!&$ &
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m z_nY>_L83*
2、根据负载选择电动机。 _5v]69C#
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 {:`XhPS<B
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw KzLkT7,y+
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。 vk|xY DD
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 m~8=?R+m
3、传动比分配： 7Q # A
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 a} :2lL%
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 FLaj|Z~#)
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 %[ k "A
2 3P7 %\
uB+ :sX-L
Kq}-)
高速级锥齿轮设计计算： 3U[:N
&Jb
~Da-|FKa>
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC G BGna3
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS r .v.y[u
3F {R$M}
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m >$;,1N $bd
按齿面接触强度初步估算： 9]^N Alno
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) D]+@pK b
载荷系数k=1.2 2 :&QBwr+;
齿数比u=i1=3 -n6e;p]
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa O\}w&BE:h
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) E&> 2=$~
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm dRX rI
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 :hDv^D ?3
则Z2=i1*Z1=19*3=57 $qM&iI-l0
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" $!\Z_ :
U ]O>DM^'
δ2=90°-δ1=71°33'54" X6n8Bi9Ik
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm t9&=; s
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm "Q;Vy t
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm \r- v]]_<d
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 8 ,]wOxwqi
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 4 }*V=>z
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm -hZw.eChQa
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm !r9~K^EI
dm1=2.125*57=124.125mm IgKrcpK#}?
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 K,H xe;-
Zv2=z2/cosδ2=180.25 +D M,+{}
变位系数为0 #[y2nK3 zF
L.% zs
其他结构尺寸（略）
{5JYu
8 FgF6ip
4、较核齿面接触疲劳强度（略） M#xol/)h
:-cqC|Y
5、工作图(略） :<xf '.
ro18%' RRI
圆柱齿轮传动设计计算： #QiNSS
&IkHP/
一、设计参数 \d
QRQL{LL
传递功率 P=5.5(kW) )H%Rw V#
传递转矩 T=109.42(N·m) 14p{V} f3
齿轮1转速 n1=480(r/min) 0D}k ^W
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) c )SQ@B@q
传动比 i=4.52 A 1x
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 N7Kkz
/
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 UX)QdT45Mh
预定寿命 H=40000(小时) NP$ D9#
{/!Yav x
二、布置与结构 3IQ-2 X--
闭式,对称布置 >&)|fV&4
6bBNC2K$-
三、材料及热处理 ]O&yy{yYK
硬齿面,热处理质量级别 MQ ;:P} s4p
zu``F ]B
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> {N@ tJ,Fh{
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 -9$.&D|
齿轮1硬度 HBS1=59 - 4B& {P
M>@PRb:Oc
齿轮2材料及热处理 =45调质 /rv=ml pRL
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS s h}eKwh
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ccgV-'IG9
`&SBp }W}
*%2,=
p
四、齿轮精度：7级 VQn]"G( `
,ydn]0SS
五、齿轮基本参数 /^, /o
模数(法面模数) Mn=2.5 ;i& t|5y~
齿轮1齿数 Z1=17 y@dTdR2Wc
齿轮1变位系数 X1=0.00 yH.Z%*=xQa
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 13/U4- %b2
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 `5Em : 8 M
5>rjL ;
齿轮2齿数 Z2=77 S|T*-?|
齿轮2变位系数 X2=0.00 ^fvx2<
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) \`8?=_ST
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 R3E|seR
IUQYoKz4}A
总变位系数 Xsum=0.000
QVWUm!
标准中心距 A0=117.50000(mm) [k7 ;^A5/
实际中心距 A=117.50000(mm wQ\bGBks
H2E'i\
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) &(~"O D
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ~{[,0,lWU
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) +=(@=PJ6
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) {-L}YX"Bh
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) sKDL=c;?j
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) '! ~ s=
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) _6C,w`[[6
'
y_2"
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) }K9Ji]tOK:
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) .< -~k@ P
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) {AAi x
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) `qa>6`\
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 2yndna-
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) P'oY +#
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) &F|Wk,y
-d6PXf5
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) }Z% j=c"d
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) E# *`u
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) &_$xMM,X
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) avxI%% |
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 P;p ;o]
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 4j~WrdI*
0ZtH
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) M s=11C
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) c_syJ<
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) "S3U]zw0_
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) PF: E{ _~
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 YtY.,H;
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) /P/::$
<u2iXH5w
齿顶高系数 ha*=1.00 *+<H4.W
H
顶隙系数 c*=0.25 Hv|(V3-
压力角 α*=20(度) _OR[RGy
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ()yOK$"
端面顶隙系数 c*t=0.25000 V -z F'KI[
端面压力角 α*t=20.0000000(度) r }Nq"s<
EtA ,ow
gEnc;qb
六、强度校核数据 n|!O .+\b
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ^%Fn| U\u
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) $EPDa?$*
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) >2;KPV0H
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) R!7a;J}
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ; V)94YT
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 6>- Gi
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) =N {-lyr)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) K${CHKFf
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Vvk \ $'
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 t: qPW<wc
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) $ q$\
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 *mfPq"/
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) szD
BfGd%j
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) LrnE6 U9
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 IR <*OnKn
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 LZrkFkiC
pt8#cU\
f`_6X~
p
'K3%@,O
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53
< zF /at
&3'zG)
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 PoRL35
@!s(Zkpev
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
