已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 2MXg)GBcU>
"5,Cy3
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw }e"2Nc_UG
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 0 n{+ _
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m z5^Se!`5
2、根据负载选择电动机。 R=NK3iGT f
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 hsw s7sH
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw l
Hu8ADva
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。 v~^*L iP+
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 SX? hu|g_r
3、传动比分配： (ia+N/$u
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 -oju-gf K
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 )1 0aDTlr
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 yaC_r- %U&
k~Y_%#_
pkIJbI{aS
O[} 2
高速级锥齿轮设计计算： ew Yk>
]x_14$rk
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC <UwA5X`0e.
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS rt! lc-g%/
[H RP&jr
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m OYfP!,+bn
按齿面接触强度初步估算： UD'e%IVw
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) }WNgKw
载荷系数k=1.2 <ot%>\C
齿数比u=i1=3 h_t <Jl
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 6~Zq
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) s\
]Rgi>w
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 9jUm 0B{?
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 {M0pq3SL*t
则Z2=i1*Z1=19*3=57 wGpw+O
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" H? pWyc<,
J {#C<C
δ2=90°-δ1=71°33'54" ;cZ]^kof
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm -QydUr/(o
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm >\ ym{@+*
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm t7 $2 /C
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm /#4BUfY
f
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm IPh_QE2g
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 9fb"R"(M
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 0'y3iar
dm1=2.125*57=124.125mm V V~Kgy
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 <+7-^o _
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ^p7Er !
变位系数为0 S|v-lJ/I
WX E{uGc
其他结构尺寸（略） T EqCoeR
[hXU$Y>"0
4、较核齿面接触疲劳强度（略） .S Sj=q4 ?
!*|`-woE
5、工作图(略） @MGc_"b
wkZ}o,{*:
圆柱齿轮传动设计计算： LMte,zs>
@k2nID^>
一、设计参数 -Z%B9ql'
传递功率 P=5.5(kW) 5eSmyj-W
传递转矩 T=109.42(N·m) M&O .7B1}
齿轮1转速 n1=480(r/min) H`ZUI8-
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) `BHPj p>
传动比 i=4.52 DW~< 8
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 zpd Z.
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 du4Q^-repC
预定寿命 H=40000(小时) 'Sjcm@ILm
Cy##+u,C
二、布置与结构 pVm'XP
闭式,对称布置
t@EHhiBz
p2~MJ
LK4
三、材料及热处理 _[.3I1kG
硬齿面,热处理质量级别 MQ @RF !p
s|Acv4| V
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> VDq?,4Kb
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 hpJi,4r.d
齿轮1硬度 HBS1=59 ;M"JN:J8
gaw/3@
齿轮2材料及热处理 =45调质 ?-0>Wbg
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ajz%3/R
齿轮2硬度 HBS2=230HBS >*%mJX/F
cvvba 60
*:3`$`\54
四、齿轮精度：7级 <M|k Oi
r 9uuVxBD
五、齿轮基本参数 X4U$#uI{
模数(法面模数) Mn=2.5 O=Py XOf
齿轮1齿数 Z1=17 o4CgtqRs
齿轮1变位系数 X1=0.00 lclSzC9
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) )xuvY3BPB?
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 P p[? E.]P
ga~C?H,K
齿轮2齿数 Z2=77 .W<y iB}^
齿轮2变位系数 X2=0.00 d&QB?yLd
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) SablF2doa
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 Jiljf2h
'Bp7LtG92
总变位系数 Xsum=0.000 ;V~[kF=t0
标准中心距 A0=117.50000(mm) 4~3 N;]X
实际中心距 A=117.50000(mm s1xl*lKX%
X
rV F
%
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) [' ~B &
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) B#_< ?
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) h7|#7 d
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 2WRa@;Tj
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) }0Q ex=vkO
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) J ?~El&
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) kqfO3{-;{:
Yp1;5B bp
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) I]|X6
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) "RH pj3 si
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Pvq74?an`
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) B'OUT2cgB
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) fWKI~/eUY|
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Ccld;c&+
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ua%$ r[
+pcpb)VL
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) B\,pbOE?#
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) qcSlY&6+
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 0yhC_mI
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) o. ntzN
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 oz(V a!
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 9gFema{U
XrY\ot`,D
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) KErQCBeJ
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) WleE$ ,
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) *UVo>;
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) r%*,pN7O
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 @7Oqp-
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) iYi3x_A`
| N%?7PZ(
齿顶高系数 ha*=1.00 N^\<y7x
顶隙系数 c*=0.25 ~)X yrKw
压力角 α*=20(度) 3":vjDq$
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 #)&kF+
端面顶隙系数 c*t=0.25000 Cku#[ ?G
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 6; WfsG5
$9!2c /
.v?x>iV
六、强度校核数据 \':'8:E
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) K(
: NshM
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) LO8`qq*rq
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) c]SXcA;Pmv
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) z ;>xI~
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) -? _#Yttu
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) &\8qN_`
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) CatbEXO
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) SvZ~xTit
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 .E H&GX
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 AgEX,SPP
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) r u c gav
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 3 7 OU
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ^U"$uJz!c
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 0w M2v[^YO
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 M E.l{?v
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 U($bR |%D
!&'GWQY{(
UoAHy%Y<%
<'n'>@
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 1b^e4
d}@b 3
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 }q<p;4<\F
S T#9auw
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
