已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 >G~mp<L
]}Z4 P-"t
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw b&# DnZcf
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min
\(~wZd
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m jCioE
2、根据负载选择电动机。 AH#4wPx F
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 4jNG^@O
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw b>\?yL/%+?
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。
foRD{Hx
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 {D`'0Z1"
3、传动比分配： qJPT%r
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 yF13Of^l./
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 DC+b= IOz
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 S0d~.ah30
d>0 +A)6>
M;w?[yEZ
H OoPrB m
高速级锥齿轮设计计算： ^/U27B
Vw tZLP36
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC Bc7V)Y K
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS mYxyWB
@I`C#~
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m urBc=3Rz
按齿面接触强度初步估算： vb
Y3;+M >
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 0'5/K ,
载荷系数k=1.2 ;G |i^
齿数比u=i1=3 6$U]9D
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa h!rM ^
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ^y!;xc$(Qs
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm S! Rc|6y%
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 7 c|bc6?
则Z2=i1*Z1=19*3=57 cD*}..-/4
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" k%s_0
@
=m89z}Ot
δ2=90°-δ1=71°33'54" #Z+i~t{e(
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm r;BT,jiX
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm &H}r%%|A
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm kOO Gw:/
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ncu`vYI.
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm , DdB^Ig<r
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm N|N3x7=gs
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm {7u[1[L1
dm1=2.125*57=124.125mm "@R>J ?Cc+
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 sUZX
}
Zv2=z2/cosδ2=180.25 d) f@ 5/<
变位系数为0 GSclK|#t E
PZxAH9 S?
其他结构尺寸（略） >r`b_K
m!<i0thJ
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 5oEV-6
j /=i Mq
5、工作图(略） dr)YzOvba
T |J9cgtS
圆柱齿轮传动设计计算： *B`Zq)
$mf
u:tbP
一、设计参数 OsBo+fwT
传递功率 P=5.5(kW) W} WI; cI
传递转矩 T=109.42(N·m) XO#/Fv!
齿轮1转速 n1=480(r/min) C~fjWz' V
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) \ (226^|j
传动比 i=4.52 L,y6^J!
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 sn7AR88M;
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 QaUm1 i#
预定寿命 H=40000(小时) rpeJkG@+
CYOI.#m2
二、布置与结构 >U F
闭式,对称布置 +]=e;LN $0
HeBcT^a
三、材料及热处理 Qt _dEl
硬齿面,热处理质量级别 MQ hxce\OuU0h
mF` B#
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> (c0A.L)
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 W3`>8v1?o
齿轮1硬度 HBS1=59 21k5I #U
fXrXV~'8
齿轮2材料及热处理 =45调质 6'\6OsH
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 8DP+W$
齿轮2硬度 HBS2=230HBS LU!dN "[k
DNGvpKY@
< ZU=6Hq
四、齿轮精度：7级 3? Y 2L
+P.+_7+:
五、齿轮基本参数 hi g2
模数(法面模数) Mn=2.5 xsWur(> ]
齿轮1齿数 Z1=17 Y*mbjyt[?X
齿轮1变位系数 X1=0.00 v<Bynd-
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) t_mIOm)S%
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 7 |DHplI
UH3sH
t
齿轮2齿数 Z2=77 aF03a-qw<
齿轮2变位系数 X2=0.00 j xYc2
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) !w&kyW?e
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 C8F 7bG8c
4CGPO c
总变位系数 Xsum=0.000 NcY6 08C
标准中心距 A0=117.50000(mm) bWOS `5
实际中心距 A=117.50000(mm N},n `Yl.
Jx'i2&hGN
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) '\j d#Kn'h
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) o)'y .-@Q
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 5d Z |!
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) r|,i'T
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) IIy~[4dW
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ;WldHaZ9r
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) YM5fyv?
:;t
#\%L/
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) sX Nb }gJ
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 610D% F
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) M DF%\Sx
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) bXS:x
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) !UFfsNiXZ
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) z0/}
!
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 9c JH"
5xii(\lC
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) u, 3#M ~
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) .!JVr" 8
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) PfkrOsV/m
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) $+7`Dy!
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 O:da-xWJ
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) (%` Q hH
2B,] -Mu)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) |ae97 5
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) r-h#{==*c
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) fryJW=
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) s|D >-
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 (ND4Q[*6
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) }x&N^Ky3c
]THPSw_y8
齿顶高系数 ha*=1.00 fHZTXvxoL
顶隙系数 c*=0.25 _v*
n lc
压力角 α*=20(度) ;[a|9TPR
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ,K^4fL$C;3
端面顶隙系数 c*t=0.25000 Q:$ Zy
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ] Eh}L
F4e:ZExJ
>CkjUZu]&
六、强度校核数据 l&}y/t4%
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) R6=$u{D
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) }W
^: cp
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) +S=Rn,
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) _!|/
;Nk
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) aH#l9kCb
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) d[;.r
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) p6vKoI#T
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) N~F
RM& x
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 B*E2.\~
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 iPrLwheb
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) YZ+RWu9K
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 mq%<6/Y U
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) \o';"Q1H
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) SRSvot};C
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 +CI1V>6^
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 LzCw+@-umw
Q~Z=(rP20
O2" gj"D
~/_SMPLo
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 D_8x6`z
*&
m#q Ev
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ]G2uk`
bb
d.
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
