已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 <$^76=x,8P
C0xj M0
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw W ?5u O
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min Z\{"/( Hi
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m r>=)Y32Q
2、根据负载选择电动机。 ~Bll\3-=
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 +Mb;;hb
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Fxu'(xa
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 ;T Af[[P
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 t,mD{ENm&
3、传动比分配： H1]An'qz,
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 < p<J;@
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 8y-Sd\0g
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 U2=PmS P
ZSKSMI%D
3|=9aM^ x^
e12.suv
高速级锥齿轮设计计算： Oy :;v 7
x
\.q zi
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC _;]
3w
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS CS;bm `8a
}u=-Y'!#]
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m cxBu2( Y
按齿面接触强度初步估算： '!)|;qe
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Voi`OCut
载荷系数k=1.2 RR u1/nam
齿数比u=i1=3 5]/i[T_
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa VP|ga }(
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) %!5[3b'h
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm B|Y6;4?
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 "XWrd [Df
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ?U~9d"2=
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" `K .2&6xc
"~y@rqIba
δ2=90°-δ1=71°33'54" |[ymNG
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm t ta \.ic
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 29(s^#e8A
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm [FHSFr
E,5
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ~ _SoP
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm ,J|8P{ZO
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm vf=b5s(7Q
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 8+ P)V4}
dm1=2.125*57=124.125mm g5gq {KlU
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028
~yQby&s
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ={[ s)G
变位系数为0 eyq8wQT
ou;E@`h;x
其他结构尺寸（略）
UADD 7d
%F'*0<
4、较核齿面接触疲劳强度（略）
D$W&6'
=-XI)JV#
5、工作图(略） #7!P3j
;A ~efC^<
圆柱齿轮传动设计计算： fiuF!<#;6
[<; 4$}f\
一、设计参数 K:PPZ|
传递功率 P=5.5(kW) Z5 lE*z
传递转矩 T=109.42(N·m) ;Kq/[$ ~ 0
齿轮1转速 n1=480(r/min) C-Q]f
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) >k gL N
传动比 i=4.52 M_ -LI4>
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ! a"RHg:HO
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Xr54/.{&@
预定寿命 H=40000(小时) DYS|"tSk
Bvke@|]kW
二、布置与结构 yi7m!+D3
闭式,对称布置 %E\&9,
2&st/y(hs
三、材料及热处理 pBW|d\8
硬齿面,热处理质量级别 MQ a1lF8; [
9[<,49
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> S GAu.8Js
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 vYT%e:8 )q
齿轮1硬度 HBS1=59 q8U*
=.q
Zgcg
齿轮2材料及热处理 =45调质 F`W8\u'db
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS @<$-*,
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Vo@[
2hOr#I$/
. zM
四、齿轮精度：7级 fmuAX w>
F$l]#G.@A
五、齿轮基本参数 5r;M61
模数(法面模数) Mn=2.5 %kM|Hk3d
齿轮1齿数 Z1=17 N1dp%b9W(
齿轮1变位系数 X1=0.00 C_>dJYM
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) cR 0+`&
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 xHs8']*\
^a=,,6 T
齿轮2齿数 Z2=77 EAVB:gE
齿轮2变位系数 X2=0.00 d l:uI5]
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) iHKWz)0
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 <S*o}:iB
JTH8vk:@
总变位系数 Xsum=0.000 <t9#~x# 'b
标准中心距 A0=117.50000(mm) &"^,Ubfcn"
实际中心距 A=117.50000(mm =c{ / Z
}R.<\
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 7O3 \
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 01md@4NQ
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) TCW[;d
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) P
I gbeP
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) yFp8 >
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) jl# )CEx
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) CO25
ekB!d
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) a?]Ow J
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [C@0&[[
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) wyqXD.o f
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) <VB;J5Rv
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) : b^\O
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ({/@=e x*
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) B dHLow
MjIp~?*
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) bAIo5lr
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) mT8")J| 2
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) %T3L-{s5
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm)
Do3;-yp>`
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 pgK)
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) qq0 bIfF\4
:-x F=Y(;
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) p9*#{~
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) (uB evU\
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) nK*$P +[R
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) j(Tt-a("z
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ZU %7m_ zO
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ^+CTv
PxENLQ3a=
齿顶高系数 ha*=1.00 a =LjFpv/]
顶隙系数 c*=0.25 W (N@` ^
压力角 α*=20(度) !|P>%bi
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
sWp]Zy
端面顶隙系数 c*t=0.25000 q5il9*)d (
端面压力角 α*t=20.0000000(度) m7z6c"?lB
9o7E/w P
#S+GI!
六、强度校核数据 `$|!h-"
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) MH{$"^K
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) SOo/~ giz|
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) /`yb75
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 31b9p i}nf
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) bg$df 0
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) RFyeA.
N
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) uQ4WM
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) CrHH Ob
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 y"= j[.
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 Y$8
> fv
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) ?A7&SdJaO
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 @C40H/dE
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) X5 kIM\
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) a@_.uD
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 SJhcmx+
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 )ymd #?wq
Fil HpnQCt
S [! -M\b
6AgevyVG
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 =8`,,= P^
=VkbymIZ4y
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ol^J-
nU$;W
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
