已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 C;%dZ
)Cat$)I#,
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw B4 5#-V
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ~z,qr 09
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m d%RH ]j4
2、根据负载选择电动机。 4$81ilBcL
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 :i|]iXEI"
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw J/ 3$I
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。 wk{]eD%
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 4dm0:,
G
3、传动比分配： y0p\Gu;3j
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 )[u'LgVN/L
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 FlUO3rc|
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 Y /?z8g'p
dn: \V?9
jeB"j
X\>/'fC$
高速级锥齿轮设计计算： rU(-R@["
Q- w_ @~
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC suYbD!`(
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS g9=_^^Tg
ddbQFAQQQ
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m bnPhhsR
按齿面接触强度初步估算： ,gM:s}l!dJ
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Cs\jPh;"
载荷系数k=1.2 yb)qg]2
齿数比u=i1=3 "rfBYl`
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa uvw1 _j?
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) z:
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm
FsQ oQ#*
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 )."dqq^ q
则Z2=i1*Z1=19*3=57 >&k`NXS|V
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 27 }7
n
gf>GK/^HH
δ2=90°-δ1=71°33'54" ~N7;.
3 7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm t*dq*( 3"c
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm H/.UD z
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 6urU[t1
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm w9mAeGyE
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm I*$-[3/
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm rO YD[+
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm }%<_>b\
dm1=2.125*57=124.125mm O1wo
KkfV
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 WF_QhKW|k
Zv2=z2/cosδ2=180.25 Ix<!0!
vk
变位系数为0 vp9 wRGd
ggm'9|
其他结构尺寸（略） >3~)2)Q
2 m} bddS
4、较核齿面接触疲劳强度（略） O%6D2d
?RW1%+[
5、工作图(略） h%NM%;"H/
,yvS c
圆柱齿轮传动设计计算： [LUqF?K&
iq^;c syKb
一、设计参数 B( 5>H2
传递功率 P=5.5(kW) <M}O&?N
8x
传递转矩 T=109.42(N·m) &49WfctT
齿轮1转速 n1=480(r/min) 6eA )d#
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) uu"hu||0_
传动比 i=4.52 cSNeWJKA6
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 #&fu"W+D96
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 & JJ*?Dl
预定寿命 H=40000(小时) VE1j2=3+o
8j := D!S
二、布置与结构 s:(z;cj/
闭式,对称布置 ;>;it5 l=
@K}h4Yok
三、材料及热处理 ^ ".6~{
硬齿面,热处理质量级别 MQ 3 TTQf f
"WO0 rh`
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> wZW\r!Us
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ~*UY[!+4^=
齿轮1硬度 HBS1=59 Mn<s9ITS-
TtKKU4 yp
齿轮2材料及热处理 =45调质 B#35)QI
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS q_mxZM
->
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 0&b;!N!vJ
KmM:V2@A$
TIR Is1
四、齿轮精度：7级 O6ugN-d>
+Z86Qz_
五、齿轮基本参数 l4(FM}0X5}
模数(法面模数) Mn=2.5 &
9
c^9<F
齿轮1齿数 Z1=17 n}fV$qu
齿轮1变位系数 X1=0.00 i}i >ho-8
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) <[K) PI
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 e@ $|xa")
zr_L
V_e
齿轮2齿数 Z2=77 vy2"B ch
齿轮2变位系数 X2=0.00 9_e_Ne`i`?
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) b&
-8/t
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 /L@6Ae
~C>Q+tR8
总变位系数 Xsum=0.000 x; -D}#
标准中心距 A0=117.50000(mm) +Ar4X -A{y
实际中心距 A=117.50000(mm @Y>PtA&w*
n2Mpo\2
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) }gB^C3b6
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) %y*'bS
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) $b2~H+u(
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) V0&7 MY *
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) kC 6Y?g
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Y6d~hL C
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) [?;L
B., B P
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) m_BpY9c]5
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) L U`)
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) &-JIXVd* R
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) H\N} 0^ ea
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) *M0O&" ~j
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) }9#GJ:x`
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) / C5py&#-I
Q2* 8 c$
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) jG)66E*"
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) J$s p6 g>K
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) +aPe)U<t
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) J^%E$ s
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 U5@B7v1
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Bss *-K]
jO|`aUY Tf
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 8*&73cp
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 4;gw&sFF
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) es\
qnq
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) bu rSb:JF
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 a I`d
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) -vk/z+-^!
0Js5 '
9}H
齿顶高系数 ha*=1.00 -f1}N|hy
顶隙系数 c*=0.25 Im H 9 F\
压力角 α*=20(度) QtW e,+WWV
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 99,=dzm
端面顶隙系数 c*t=0.25000 hN gT/y8
端面压力角 α*t=20.0000000(度) x_?K6[G&}
A&%7Z^Pp
R~hIo aiN
六、强度校核数据 _^zs(
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) nA.U'=`
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) j
\d) #+;
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) QR8]d1+GV
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) sCQV-%9
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 9.( [,J
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) MBKF8b'k
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) $#W^JWN1
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 7!m<d,]N
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 _4#7 ? p
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 /RxqFpu|.
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) YN:Sn\`D 8
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ^gpd '*b
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) xXmlHo<D
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) o8%o68py
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 a\Gd;C ^`
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 "[7'i<,AI
.'2I9P\!
;'Z"CbS+
V$Oj@vI
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Az#kE.8b*A
/7,@q?v
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 h<PS<
XH/!A`ZK
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
