已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 =Nm W}x|n
,`bmue5
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw `W:z#uNG]
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min E&N~ h|CL
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m V}Ee1C
2、根据负载选择电动机。 \ZA@r|=$
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 fC".K
Yjp
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw DNr*|A2<
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。 n?778Wo}
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 2?{'(i ay
3、传动比分配： e%lx RN"b
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 4T-"\tmg/
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 x"n++j
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 gu G&3{&\s
W7. +
+n <W#O %
R nwFxFIQ
高速级锥齿轮设计计算： D4\[D8pD
-p?&vQDo `
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC `^] D;RfE
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS `{|w*) mD
SK#&%Yk
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 16>D?;2o(
按齿面接触强度初步估算： zE<Iv\Q
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) :}yT?LIyP
载荷系数k=1.2 d@ >i=l [
齿数比u=i1=3 v2I? 5?j
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa x0b=r!Duu
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) x5 CM P%}d
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm m8;w7S7,j~
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 LRg]'?
则Z2=i1*Z1=19*3=57 *:Rs\QH
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" [_nOo `
E%D T;1
δ2=90°-δ1=71°33'54" 9|lLce$
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 4=o vm[
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm co~NXpqg
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm W7Y@]QMX
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm y|)VNnWM
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Aj|- >Y
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm k qL.ZR
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm f9 \$,7F
dm1=2.125*57=124.125mm x\U[5d
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 3LT~- SvL
Zv2=z2/cosδ2=180.25 cFt&E fj
变位系数为0 &y} 7AV
,0a_ou"P=_
其他结构尺寸（略） Pmo<t6
^~.AV]t|
4、较核齿面接触疲劳强度（略） J_ h.7V
M2-`p
5、工作图(略） 4qz+ cB_
Eamt_/LKf
圆柱齿轮传动设计计算： Z[OX {_2]K
. }/8 ]
一、设计参数 W2#<]]-
传递功率 P=5.5(kW) w;gk=<_
传递转矩 T=109.42(N·m) p<=Lh47 =
齿轮1转速 n1=480(r/min) gu!!}pwV9
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) /wLGf]0
传动比 i=4.52 Uffwzd!
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 v@soS1 V!
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 = V2Rq (jH
预定寿命 H=40000(小时) K<wF r-z
50QDqC-]XS
二、布置与结构 5, ,~k=
闭式,对称布置 1,%`vlYv
Q{|%kU"
三、材料及热处理 W06#|8,{v
硬齿面,热处理质量级别 MQ )gEE7Ex?
dI
,A;.
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Ai1"UYk\\Y
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ce9P-}d
齿轮1硬度 HBS1=59 T2MC`s|`
tkT,M,]?9
齿轮2材料及热处理 =45调质
LN WS
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ?!P0UTe~
齿轮2硬度 HBS2=230HBS J`U]Ux/L
xeSch?}
6X*vCylI
四、齿轮精度：7级 IQ @9S
<rj'xv
五、齿轮基本参数 /"8e,
模数(法面模数) Mn=2.5 M; wKTT Qy
齿轮1齿数 Z1=17 q4[}b-fF
齿轮1变位系数 X1=0.00 Tse#{
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 2L~Vr4eHG
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 C P}fxDW
94+^K=lAX
齿轮2齿数 Z2=77 miaH ,hm
齿轮2变位系数 X2=0.00 F<,pAxl~@
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) Nn[*ox#i
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 EwzR4,r\M
k9}8xpH
总变位系数 Xsum=0.000 k~ 8-E u1
标准中心距 A0=117.50000(mm) N.JR($N$
实际中心距 A=117.50000(mm {Nl?
]Z civnN#
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 'z.
GAR
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) R.rc h2
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) -`PziG l@<
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ] zol?
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ed,A'S= d
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) B?z2@,
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) e"t0 rScA
EfEgY|V0
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) Z< i }XCE
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) +>#S NZ[
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 2R&\qZ<
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) !i;6!w
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) m
!*F5x
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) SUc%dp XZa
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) <Q~N9W
r tuaU=U
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) ]%E h"
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) =~+ WJN
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) D5lQ0_IeW
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) irAXXg
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ,W}:vd C
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) \jiE :Qt
G Oc
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ; ;,7Jon2
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) Xf`e 4
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) k`:zQ d^T
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) m.K cTM%j
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ?P'$ Vxl
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) lp
*GJP]T
qdix@ @
齿顶高系数 ha*=1.00 ;bE/(nz M
顶隙系数 c*=0.25 q 6> eb
压力角 α*=20(度) Uj(0M;#%o+
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 >5CK&6
端面顶隙系数 c*t=0.25000 #d@wjQ0DW
端面压力角 α*t=20.0000000(度) Ol>q(-ea
3(Wijt H
?@rd,:'dE
六、强度校核数据 <+k&8^:bi
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ;:6\w!fc
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) hp~q!Q1=
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) QOB^U-cW
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ^p3 G T6
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) WWunS|B!
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 8gS7$ EH'
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Tvx1+0Z%z
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ?@'&<o0p#
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 tJ^p}yxO
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 QF>T)1&J[7
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) n J;^Sz17Q
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 |n 26[=\B
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ]*=4>(F[
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 296}LW
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 o !tC{"g
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 j .q}OK
1 $&@wG
q/ljH _-
J'% i?cuV
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 ?\o~P
hP"2X"kz&
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 &D<R;>iI
G=:/v
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
