已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 lANi$
:aE
^6b 5}{>
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ko|M 2 \
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min I!}V+gu=
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m (XlvPcTi
2、根据负载选择电动机。 .l|29{J
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 6pt|Crvu
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw J1 w3g,
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。
E(wS6
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 s
Ytn'&$\
3、传动比分配： Aar]eY\
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 0 d+b<J,
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 I[b{*g2Zw
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 !T2{xmHKv$
}x& X vI
feH&Ug4 ?G
}@/Ox
高速级锥齿轮设计计算： `t44.=%
\Ui8gDJ8y5
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC C~ ?p85
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS `z.sWF|f!O
)A6=P%;}>I
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 0LYf0^P
按齿面接触强度初步估算： bxO[y<|XL
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ^hr # 1
载荷系数k=1.2
DZ4gp
齿数比u=i1=3 LE~vSm^#
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 1r*yYm'
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) oB>#P-V
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm :;TF_S v
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 9UV}`UM3V
则Z2=i1*Z1=19*3=57 XH0o8\.
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" TaaCl#g$?
f="Zpl W
δ2=90°-δ1=71°33'54" Z\]LG4N?
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 8N$Xq\Da+>
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm q&O9W?E8dG
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 8G2QI4
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm YMy**
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm
f:y:: z
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm f`K#=_Kq7
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm B*E"yB\N V
dm1=2.125*57=124.125mm ("{vbs$;
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 c6=XJvz
Zv2=z2/cosδ2=180.25 2yD ?f8P4
变位系数为0 Z-pZyDz
1|s` z
其他结构尺寸（略） +?*.Emz l@
TK bfZw
4、较核齿面接触疲劳强度（略） __1Hx?f
T+t7/PwC;
5、工作图(略） 90,UhNz9D
UUM: *X
圆柱齿轮传动设计计算： 4~ &X]/_'
p&0 G
一、设计参数 6
{F#_.
传递功率 P=5.5(kW) Os].
IL$
传递转矩 T=109.42(N·m) r+6 DlT
a
齿轮1转速 n1=480(r/min) <g\:By^
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) s jaaZx1
传动比 i=4.52
rf 60'
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 , 1-idpnX
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 8Fbt >-N<\
预定寿命 H=40000(小时) wr (*RI"
wlh%{ l
二、布置与结构 jq _4x[
闭式,对称布置 *lu*h&Y
UF\k0oLz
三、材料及热处理 ,J<+Wxz
硬齿面,热处理质量级别 MQ m(1ot M9
F x$W3FIO]
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> YguW2R=6]
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 [H9<J dUZ
齿轮1硬度 HBS1=59 JDp=w,7LF
| 5q,%9_
齿轮2材料及热处理 =45调质 s ya!VF]`
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ^JY:$)4["
齿轮2硬度 HBS2=230HBS @Jlsx0i}}
&|Rww\ oJ
.m%5Esx
四、齿轮精度：7级 J-G)mvkv
G=CP17&h6
五、齿轮基本参数 bP|-GCKM8
模数(法面模数) Mn=2.5 o/ vD]Fs
齿轮1齿数 Z1=17 Jvj* z6/a
齿轮1变位系数 X1=0.00 Xi+l 1xe
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) }dqOE-"I"n
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 U+(qfa5(
*IF ~ab2
齿轮2齿数 Z2=77 <]#_&Na
齿轮2变位系数 X2=0.00 '!4\H"t
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) [iyhrc:@
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 $bBUL C
B{S^t\T$
总变位系数 Xsum=0.000 B4c;/W -
标准中心距 A0=117.50000(mm) yM( ezb
实际中心距 A=117.50000(mm jH;L7
Q&PEO%/D
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) %+#l{\z
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 4
'vjU6gW
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) I8IH\5k
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) G[fg!vig#7
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 41rS0QAM
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) bHTTxZ- %
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ;L$l0(OO
WS 1Y maV
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) BHNJH
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) QYAt)Ik9q
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) \ 9sJ`,T?
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 62[_u]<Yub
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) $z5C+K@
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) mVK^gJ3
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) r-[YJzf@P
o_ixdnc
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) &s\/Uq
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) YPw =iF]
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ,ob)6P^rw
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) y>r^ MQ
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 9IacZ
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) /de~+I5AB~
:0o ]#7
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 78]( ZYJV
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) C6D
Eq>v
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) <c
[X^8
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) `YBHBTG'o!
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 e4 .G9(
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) BG]|iHi
COH>B1W@
齿顶高系数 ha*=1.00 xR&L e/3+
顶隙系数 c*=0.25 !\\1#:*_W
压力角 α*=20(度) nEik;hAz
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 99b"WH^3$y
端面顶隙系数 c*t=0.25000 WtMDHfwqu\
端面压力角 α*t=20.0000000(度) F/df !I~
9;
aOUs:<
<*ME&c gh4
六、强度校核数据 t h{Ib@o
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ;4`%?6%
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 2 rS`ViicD
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 7q #R,\
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) KM-7w66V
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 0j' Xi_uM
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) )hfI,9I~
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) sz4;hSTy
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) l?x'R("{
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 l<s6U u"
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 KFM)*Icg\8
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) xK_0@6
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 d ifAQ<`
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) !q^2| %
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) j$ z!k d+%
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 @ | (Tg
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ^4a|gc
1?".R]<{2T
}> '1 Qg
$~1~+s0$
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 &W>%E! F
;n/04z
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ygqWy1C
Mqmy*m[U
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
