已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ;8*XOC;[
U g}8y8
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw R9Sf!LR
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 1 BQ0M{&
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m c62dorDqy
2、根据负载选择电动机。 xF(
bS+(o
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 q=6Cc9FN
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw e1
x^PT
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。
qH#r-
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 A~Z6jK
3、传动比分配： O^9CV*]!n
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 iq"ob8.
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 #l*a~^dhqC
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 .dx
4,|6
0]AN;
4q>7OB:e
D]IBB>F
高速级锥齿轮设计计算： Y5dD |]F |
G2.|fp_}pG
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC +|y*}bG
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS /g_ 9m
M.>^{n$
z
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m *cbeyB{E
按齿面接触强度初步估算： y ND"bF9
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) o#qH2)tb
载荷系数k=1.2 KH7VR^;mk
齿数比u=i1=3 ]N*L7AVl
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Kv(z4 z
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) KZ=u54
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 1/B]TT
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 n( g)UNx
则Z2=i1*Z1=19*3=57 L}'Yd'
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" *7ZGq(O
V=pMq?Nr
δ2=90°-δ1=71°33'54" UMV)wy|j
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm
#j;Tb2&w
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ]' Y|N l
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm w| IjQ1{
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm N0i!l|G6
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm U{6oLqwq3Y
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ~h-C&G ,v
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Cyq?5\ a
dm1=2.125*57=124.125mm ~q)u(W C|
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 JB3 "EFv
Zv2=z2/cosδ2=180.25 5 7wFf-P
变位系数为0 Wf# VA;d
3jjMY
其他结构尺寸（略） lbQQ tpEKO
O] Y v
4、较核齿面接触疲劳强度（略） qve
./
o*">KqU`b
5、工作图(略） Ko6^ i I1
r9#
\13-
圆柱齿轮传动设计计算： JK]R*!{n
MtS3p>4
一、设计参数 ~ 3^='o
传递功率 P=5.5(kW) T*?s@$)m4
传递转矩 T=109.42(N·m) kH'p\9=
齿轮1转速 n1=480(r/min) .N,&Uv-
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) F]UQuOR)
传动比 i=4.52 k|xtrW`qo;
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 +k.%PO0n p
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 nd ink$
预定寿命 H=40000(小时) !v|FT.
T`
-&|: 0#@P
二、布置与结构 Kz jC/1sd
闭式,对称布置 . Obn&S
`0ZZ/]
!L
三、材料及热处理 O:'?n8rWL
硬齿面,热处理质量级别 MQ
(hB?
1|{bDlmt
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> '$G"[ljr
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 FS6<V0pil
齿轮1硬度 HBS1=59 qH> `}/,P
5!I4l1
齿轮2材料及热处理 =45调质 eSEq { ?>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS &;E5[jO^D
齿轮2硬度 HBS2=230HBS k|vI<:'p,
QzOkpewf
jCioE
四、齿轮精度：7级 AH#4wPx F
4jNG^@O
五、齿轮基本参数 b>\?yL/%+?
模数(法面模数) Mn=2.5 r X'*| ]
齿轮1齿数 Z1=17 a (IY\q[Wh
齿轮1变位系数 X1=0.00 qJPT%r
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) p5\]5bb
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 (xl\J/
#m<tJnEO
齿轮2齿数 Z2=77 GsQ*4=C
齿轮2变位系数 X2=0.00 KS}hU~
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 31WC=ur5
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 @{hd{>K*
q%(EYM5Y
总变位系数 Xsum=0.000 C NsNZJ
标准中心距 A0=117.50000(mm) @I`C#~
实际中心距 A=117.50000(mm urBc=3Rz
vb
Y3;+M >
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 0'5/K ,
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ;G |i^
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ;5_{MCPM
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) '1?\/,em
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 80b;I|-T,
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) O.G'?m<: #
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) g.py+
ZFJ
DdQ;Q5|
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) );V2?G`/
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) _"@CGX u
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) xu5ia|gYz7
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) =Prb'8 W
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) #LlUxHv #
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) M`YWn ;
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) bmgn cwlz
vhbDb )J
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) te|? )j
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) az0<5 Bq)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Vj<:GRNQ,d
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) >F1k R\!
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 W>_]dPB S/
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 5 @U<I
YHNR 3
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) $rIoHxh. y
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) [.se|]t7X
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) X cr
=
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) q<y#pL=k"*
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 -fhN"B)
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 1"Z @Q`}
+#U|skl
齿顶高系数 ha*=1.00 !+>v[(OzM
顶隙系数 c*=0.25 :NJ_n6E
压力角 α*=20(度) j',W 64
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 oSiMpQu08
端面顶隙系数 c*t=0.25000 b@RHc!,>jV
端面压力角 α*t=20.0000000(度) We0.3aG
hfpJ+ [
J B!:JML
六、强度校核数据 `E+Jnu,jC
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) =q N2Xg/
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) zp\8_ U @
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) S$ KFf=0
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) P96pm6H_;
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 5T sU Qc
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ]7-& V-Ct*
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) C{TA.\
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) m/#a0~dB
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 *8~86u GU
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 RMMd#/A@}
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) z/i+EE
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 f{SB1M
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) $kR N
h6
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) &zs'/xv]
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 vJAZ%aW
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 3u%{d G a
P[s8JDqu
o7IxJCL=Q
ss;R8:5
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 KWLbD#
j
";2o(
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 [O:
!(G je
/}-CvSR
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
