已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 .19_E Q >+
q]v{o8:U
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw g8]$BhRIfr
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min -_f-j
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m fAD
{sg
2、根据负载选择电动机。 aK8X,1g%)
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 @Dd3m WKq
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw `91?^T;\F
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 IDp2#qg_
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 VKy3tW/_&
3、传动比分配： i7`/ "5I
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 (~^KXJ{->
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 xS_ tB)C
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 <4*)J9V^s=
Xnxb.{C
|q 0iX2W
Kj+TP qXb
高速级锥齿轮设计计算： ||#+ ^p7G
M"8?XD%
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC t= n@<1d
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS #$JY &!M
B &)wJG
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m tS[@ ?qP
按齿面接触强度初步估算： mnM$#%q;%
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) p:Zhg{sF
载荷系数k=1.2 Bacmrf
齿数比u=i1=3 B`|H }KU
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa jo"zd b
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) =]-D_$S~
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm }Q_ }c9?
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 {Yv5Z.L&(
则Z2=i1*Z1=19*3=57 cB7'>L
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" (E \lLlN
'l._00yu
δ2=90°-δ1=71°33'54" (?z"_\^n/
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm YF13&E2`\
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm hJ (S]1B~G
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm &DWSu`z
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 4M>E QF&
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm XI5q>cd\Sz
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm S[RVk=A1
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 9S{0vc/2@
dm1=2.125*57=124.125mm z5t"o !
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ^j7]> I
Zv2=z2/cosδ2=180.25 $ !:xjb
变位系数为0 n<MreKixE
j6BFh=?D
其他结构尺寸（略） jn>RE
rq^VOK|L
4、较核齿面接触疲劳强度（略） Q}]RB$ZS
}E\u2]
5、工作图(略） 01o,9_|FL
a`zw 5
圆柱齿轮传动设计计算： E^t}p[s
+JY]J89
一、设计参数 >~\CiV4^
传递功率 P=5.5(kW) r'& 6P-Vm
传递转矩 T=109.42(N·m) F vHd `
齿轮1转速 n1=480(r/min) r~T3Ieb
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ] D|Hq4ug
传动比 i=4.52 $(;0;!t.
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 L_}F.nbS5
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 axdRV1+s
预定寿命 H=40000(小时) T RQH{O\O
x%, !px3s
二、布置与结构 1'9YY")#
闭式,对称布置 i
UW.$1l
JAI ; 7
三、材料及热处理 D,,
x<JG|
硬齿面,热处理质量级别 MQ R5MY\^H/A
b "5WsJ:'#
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> 0vcM+ }r w
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 Oz s&YZ
齿轮1硬度 HBS1=59 Iih]q
b d3q207>
齿轮2材料及热处理 =45调质 K_ LwYO3
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Q#*Pjl
齿轮2硬度 HBS2=230HBS M7SVD[7~HM
rqYx\i?
7|q _JdKoU
四、齿轮精度：7级 u
YJL^I8M'
)`
90*
五、齿轮基本参数 -gb'DN1BG
模数(法面模数) Mn=2.5 ;>B06v
齿轮1齿数 Z1=17 w1
tg7^(@
齿轮1变位系数 X1=0.00 KZ/ 2# `
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) gD/% l[
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 kS$m$
D
%Dm:|><V$b
齿轮2齿数 Z2=77 g=x1}nm
齿轮2变位系数 X2=0.00 2~2j?\AEd.
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) L=5Fvm
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 {Aq:Kh`&
ajALca4
总变位系数 Xsum=0.000 Zywx.@!
标准中心距 A0=117.50000(mm) \o{rw0w0
实际中心距 A=117.50000(mm @2)ImgK[
^ ]CQd
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) UJ6zgsD1b?
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Rz!! ;<ye8
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) \P7y&`|
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) +~1~f'4J
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) h ZNA I
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ;B@ -RfP
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) L64cCP*
9!| +GIjn
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ,7|Wf
%X
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) "4e{Cq
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) {>R'IjFc
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) * IBCThj
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) p) ea1j>N
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) _=;lt O
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) uV+. (sjH
YN 31Lo
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) k?'<f
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) N"rZK/@}
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 7__?1n~{
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) #Ez+1
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 {kp^@
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 3&z.m /
#Do#e
{=+
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) * oU-V#
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) p$*;> YKO
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ,=Fn6'
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) @O%d2bgEWV
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 -C<Ni
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) |=W=H6h*
f:|O);n M
齿顶高系数 ha*=1.00 (' VHL!
顶隙系数 c*=0.25 A/ # Xr
压力角 α*=20(度) K JX@?1"
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 N_Y*Z`Xb
端面顶隙系数 c*t=0.25000 #-Ad0/
端面压力角 α*t=20.0000000(度) v9R"dc]0h
Y94/tjt
!@vM@Z"
六、强度校核数据 nfbq J
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 4%L-3Ij
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) bxA1fA;
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) ,Y3wXmG
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ie% _-
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) n%YG)5;
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) hpVu
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ^#A[cY2eM
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) .A2u7*h&
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 J \ V.J/
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 9M$N>[og
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) M?fRiOj
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ';hTGLq\X
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 1 KtPq,
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) WgK |r~
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 bn$}U.m$-
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 >7^+ag~&
Vt!<.8&`
{k}EWV
MlM2(/ok
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 'F [ C 4
%Fg}"=f1
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 X&qa3C})
X) TUKt
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
