已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ^lf{IM-Y
Beq zw0
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw !Mceg
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min b<NI6z8\
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 2{% U\^-
2、根据负载选择电动机。 Q"S;r1 D
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 *ax$R6a#X
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw hr(E, TAe
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。
?x=;?7
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 V'^Hn?1^
3、传动比分配： ~+7q.XL$$K
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 b+9M? 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 D `c
YQ-
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 cE$ 7CSR
C0Z
m v
Hcq?7_)
3[amCKel
高速级锥齿轮设计计算： n3 -5`Jti
M<4~ewWJ
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC y}Oc^Fc
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ?I6 ! m~
V'K1 kYb
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ^ 9UKsy/q
按齿面接触强度初步估算： CI{? K b
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) R<I)}<g(A3
载荷系数k=1.2 j|c
齿数比u=i1=3 &A)AV<=>T
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa K!;Z#$iw[
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) KLrxlD4\
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm aSkH<5 i`v
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 #`?B:
则Z2=i1*Z1=19*3=57 _8P0iC8Zg#
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" % \IB _M
JvX]^t/}
δ2=90°-δ1=71°33'54" ^}fc ]ovV
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm " N>~]
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm Zn0e#n
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm @8{-B;
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm )O*\ }6:S
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 4+"2K-]
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm GH[ATL
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm eg!s[1[_
dm1=2.125*57=124.125mm lA>^k;+>
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 &c>%E%!"
Zv2=z2/cosδ2=180.25 !tJQ75Hwv
变位系数为0 1fU g
(?4m0Sn>#h
其他结构尺寸（略） 0}H7Xdkp
WR,MqM20
4、较核齿面接触疲劳强度（略） |C"(K-do
(d mLEt
5、工作图(略） &y_Ya%Z3*e
"sh*,K5x|
圆柱齿轮传动设计计算： |7ct2o~un
[}:;B$,
一、设计参数 i 7D[5!
传递功率 P=5.5(kW) |iS d<
传递转矩 T=109.42(N·m) n<q1itjD
齿轮1转速 n1=480(r/min) 4:wVT;?a
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) * Cf5D6=Q
传动比 i=4.52 5 XtIVHA@{
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 uIh68UM
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 I[nSf]Vm>
预定寿命 H=40000(小时) qHVZsZ
e7tp4M9!%
二、布置与结构 pY.R?\
闭式,对称布置 +;,65j+n
.Nk'yow
三、材料及热处理 4Ys\<\~d
硬齿面,热处理质量级别 MQ |xYr0C[Pq
+ q*WY*gX
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> vo (riHH
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 Z;/QB6|%
齿轮1硬度 HBS1=59 % Yw?!GvL[
z H| YVg
齿轮2材料及热处理 =45调质 L;RHs hT y
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS yK+1C6 8A
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Rp^f Y _
hufpk y[&8
l(A)G d5>
四、齿轮精度：7级 KpX1GrIn3
O, .c gX
五、齿轮基本参数 g79zzi-
模数(法面模数) Mn=2.5 LUaOp
"
齿轮1齿数 Z1=17 ,{6 Vf|?
齿轮1变位系数 X1=0.00 i 1dE.f ;
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) NJ ^Bv`
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 CKE):kHu
PPAcEXsIu
齿轮2齿数 Z2=77 Uc%kyT Bm1
齿轮2变位系数 X2=0.00 s,CN<`/>x
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
^t}1 $H
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 %fu V]
~n=oPm$ pR
总变位系数 Xsum=0.000 !P8Y(i
标准中心距 A0=117.50000(mm) [_HY6g r
实际中心距 A=117.50000(mm H|)F-aL[
I3qT SX-
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ctOBV
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) s3-TBhAv
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) &M>o
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 6%^A6U
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) <EKTFHJ!
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 1SF8D`3
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) p!o-+@av a
z[Ah9tM%
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) prEI9/d"
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) ;RK;kdZ
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) SPT?Tt
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) [a_ 'pAH
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ?zuKVi? I
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ! tzk7D
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 5pU/X.lc
Na>w~
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) b+`qGJrej
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ]T<tkvcI
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) "c.@4#/_
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Z'UhJu D5
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 {TX fi'\
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) vRh)o1u)
+'/C(5y)0X
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 3a?|}zr4
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ]f~!Qk!I7r
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) )DGJr/)
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) !bIE% cq
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 Mt4*`CxtH;
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) k4PXH
I5@8=rFk
齿顶高系数 ha*=1.00 "m%EFWUOl
顶隙系数 c*=0.25 d#HlO}
压力角 α*=20(度) G<-<>)zO!
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 */HW]x|?V~
端面顶隙系数 c*t=0.25000 2>[x e
端面压力角 α*t=20.0000000(度) V x{
99tUw' w
WMa` ! Q
六、强度校核数据 J4x|Af p
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) T/FZ n{I
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) VAo`R9^D#
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) lc 3N i<3v
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) Gs\D`| 3=
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 9#>nFs"H
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) $>7T s>8
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) kl1/ (
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) l"1*0jgBw
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Wecxx^vtv6
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 _p mo
6O
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) R.?PD$;_M
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 |/ji'Bh
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ^/V nRpU
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) UxxX8N
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 FJ{/EloF
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 AhkDLm+
D|amKW7
v>HOz\F
I$ R1#s
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 .4ZOm'ko{
(d/!M
n6L
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 /M JI^\CA
*\@RBJGF
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
