已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 rVh fj~Ts
Uu n0FCA>
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ^Rl?)_)1HE
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min u*qI$ ?&
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m @ ) MG&X
2、根据负载选择电动机。 >8{{H"$;(
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 r 25VcY
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw u1kCvi#N
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。 0 GFho $f
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 w&}<b% l
3、传动比分配： \ eba9i^
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 5m@' ( ] 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 3J8>r|u;1'
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 b'FT y i
DHjfd+E=s
Xsn M}
]) v61B
高速级锥齿轮设计计算： 4uE )*1
VNz? e&>
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ":sp0(`h
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS d/+s-g p
y] 9/Xr/
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m @D["#pe,}
按齿面接触强度初步估算： $M,Q"QL
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) c #?~1@=
载荷系数k=1.2 8t< X
齿数比u=i1=3 M4;M.zxJv
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa TWRnty-C
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) &&jQ4 @m}j
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 4a!%eBhX"K
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 s9Tn|Pm+!\
则Z2=i1*Z1=19*3=57 %#EzZ D
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 'b [O-6v
J pj[.Sq
δ2=90°-δ1=71°33'54" M a{@b$>
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm [".94(qs
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 7[L%j;)bw
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm f;+.j/ +
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 3ohHBo
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 7c%dSs6
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm M/xm6
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 0%|)=T3Slu
dm1=2.125*57=124.125mm 1NTx?J JfW
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 P xWH)4
Zv2=z2/cosδ2=180.25 l ~xXy<
变位系数为0 U0|bKU
HsR oiqo
其他结构尺寸（略） kE+fdr\ T
~ rq:I<5
4、较核齿面接触疲劳强度（略） cJSwA&
iB~dO @
5、工作图(略） n Jz* }=
s/3sOb}sA
圆柱齿轮传动设计计算： SN7 _^F
X=Y(,ZR(&
一、设计参数 8t7r^[T
传递功率 P=5.5(kW) bz,"TG[
传递转矩 T=109.42(N·m) KB^GC5L>
齿轮1转速 n1=480(r/min) 7)> L#(N
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) g C%$)4-:
传动比 i=4.52 P3a]*> .,
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 @C('kUX~!
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 YXF^4||j.c
预定寿命 H=40000(小时) JHg;2xm"<K
6Y.k <oem
二、布置与结构 WhFE{-!gX
闭式,对称布置 p2O [r
ulEtZ#O{_
三、材料及热处理 g<w1d{Td
硬齿面,热处理质量级别 MQ <h~uGBS"
#!m^EqF1_
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> gId
:IR
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 $fPiR
齿轮1硬度 HBS1=59 <I?f=[
*Hv d
齿轮2材料及热处理 =45调质 a_D K"8I
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Xz/aytp~A
齿轮2硬度 HBS2=230HBS D-m%eP.
)wEXCXr!
96gau n J
四、齿轮精度：7级 gxVJH'[V5
dJb7d`
五、齿轮基本参数 h,/3 }
模数(法面模数) Mn=2.5 r $ LU$F
齿轮1齿数 Z1=17 f?@M"p@T
齿轮1变位系数 X1=0.00 ,z((?h,nm
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 2@&"*1(Xu
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 D [v22 5
J3r':I}\
齿轮2齿数 Z2=77 e&m TaCLG
齿轮2变位系数 X2=0.00 #
?u
bvSdU
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) _ JKz5hSl
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104
vMJC
[H2su|rBI`
总变位系数 Xsum=0.000 & k(tDP
标准中心距 A0=117.50000(mm) ,M\/[_:
实际中心距 A=117.50000(mm B\dhw @hM
R^K:hKQ
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ?.Ml P,/K
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) tg ~7^(s
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) PhmtCp0-7-
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) :mdoGb$ dr
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) "x3!F&
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) On@p5YRwW
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Lf Y[Z4
BK.RYSN
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 2T"[$iH!7
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) /DSy/p0%
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) A.!3 {pAb
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) /\pUA!G)BD
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) H
.sf M
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 6U] "i
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) z+?48 }
;s-fYS6(>{
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) %1i *Y*wg
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) b]W vKdq
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) u3PM 7z!~
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ]mi)x6 3^
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 49B6|!&I
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ; F jI!V
%bhFl,tL
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) v XR27
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) W jBtL52
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) g^k=z:n3,
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) k%LsjN.S
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 8w3Wy<}y
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) :-b-)*TC;
>DR/ lBtL
齿顶高系数 ha*=1.00 M[&p[P@
顶隙系数 c*=0.25 \j vS`+
压力角 α*=20(度) bB.Yq3KI
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 p?+; [!:
端面顶隙系数 c*t=0.25000 gL wNHS
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ${7s"IX
/^ [K
rGSi
!q
六、强度校核数据 bj+foNvu\
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) xb^M33-y
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) h56s ~(?O
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) V} t8H
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ?D=%k8)Y
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) `b[@G Gv
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) +
oNr c.
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 9CHn6 v ~)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) rj;~SC{
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ] iiB|xT
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ch0x*[N@
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 9h^TOZK)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 r Ww.(l
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) RS
Vt
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 259:@bi!y
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 lJBZ0
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ;UWp0d %
._}Dqg$
M
cbiO)@I
} 71 9_DF
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 &d[ %
-<q@0IYyi
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 qk\LfRbj
LwEc*79
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
