已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 sYSq >M
(y\.uPu!
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw .)1u0 (?
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min }N,v& B
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m y 1Wb/ d
2、根据负载选择电动机。 V' i @N
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 d7x6r3J$
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw y]!mN
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。 p]toDy-}
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 2 $2@?]|?
3、传动比分配： zP@\rZ @4
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 P8 w56
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 jd "YaZOQ
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 V,\ }|_ GY
\[8 uE,=|
An,Tun X
DGz}d,ie
高速级锥齿轮设计计算： 8Bxb~*
s%m?Yh3
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 63t '|9^5
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS V4W(> g
S3QX{5t\
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m DIhV;[\
按齿面接触强度初步估算： /R(
.7 N
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) w2`JFxQ^x
载荷系数k=1.2 xyXVW d[
齿数比u=i1=3 | OZ>5
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa >{rD3X"d
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 3cNr~`7
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm N p.<&`p!
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 Z %SDN"+'g
则Z2=i1*Z1=19*3=57 Cs,t:ajP
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" x G'F
9om}j
δ2=90°-δ1=71°33'54" ws,VO*4
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Gq?>Bi;`
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ; H]]H!
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 5fp&!HnG
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm <){J|O
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Oe k$f,J-
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm aLQ]2m
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ! ;Ctz'wz
dm1=2.125*57=124.125mm @ "C P@^
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 =RlAOgJ
Zv2=z2/cosδ2=180.25 lXnv(3j3*s
变位系数为0 _w%{yF6
"`[4(j
其他结构尺寸（略） WxtB:7 J
}|c-i.0=
4、较核齿面接触疲劳强度（略） i*+N[#yp
/AUX7
m.8
5、工作图(略） VlxHZ
<sjz_::V8R
圆柱齿轮传动设计计算： T{F
' Y%
3nUC,T%
一、设计参数 N_VWA.JHt
传递功率 P=5.5(kW) 8J2U UVA`1
传递转矩 T=109.42(N·m) y"w`yl{_
齿轮1转速 n1=480(r/min) ovvg"/>L
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) & Z7 NF|
传动比 i=4.52 "?"+1S
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 5F1P|t#
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 D}nRH@<`
预定寿命 H=40000(小时) V24FzQ?z:.
]"\sd"
二、布置与结构 g'.(te |
闭式,对称布置 &^B;1ZMHD
=UZQ` {
三、材料及热处理 ]%h |ox0
硬齿面,热处理质量级别 MQ X`k#/~+0
N[xa=
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> C 4eQ.ep
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 a0&R! E;
齿轮1硬度 HBS1=59 .;; :t0PB
R]TS5b-
齿轮2材料及热处理 =45调质 kfkca j4l]
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS p8E6_ %Rw
齿轮2硬度 HBS2=230HBS tE:6
H+VjY MvK
tI+P&L"
四、齿轮精度：7级 9Pdol!
wf,w%n
五、齿轮基本参数 #pWeMt'
模数(法面模数) Mn=2.5 h09fU5l
齿轮1齿数 Z1=17 jd}-&DN
齿轮1变位系数 X1=0.00 [CG*o>n&|
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) '2S?4Z
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 [d6T wKv
?.69nN
齿轮2齿数 Z2=77 OUtMel_
齿轮2变位系数 X2=0.00 RjGJfN {
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) }r ;#|=HR
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 w(!COu
GFY Ht!&[\
总变位系数 Xsum=0.000 x:`"tJa
标准中心距 A0=117.50000(mm) K,f-
w2!
实际中心距 A=117.50000(mm H>|*D~RdT
'/<f'R^
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) b|u0a 6
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) @-aMj
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) e!1am%aE
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) <4 D. H
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) b(" M8}o
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) RH0J# 6C/
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) lQf38u ||
eq7>-Dmi@
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) >~rytg] f
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) M1e79p<
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) YiTVy/
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) n]v,cfn/=<
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) Cg];UB}k
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) GvT ~ zNd
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) "Rr650w[
fO 6Jug
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) KDJ-IXoU
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) p!H'JNG
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) c"`CvQO64
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 2D ' $
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 'zfj`aqc
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) U$wD'v3pw
^,6c9Dx y
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) U$=#yg2
:
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) vALH!Kh
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Q<fDtf }
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) |)b:@q3k+n
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 oO&R3zA1d
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) K7}]pk,AG
'XW9+jj)/
齿顶高系数 ha*=1.00 wd Q%L4l
顶隙系数 c*=0.25 Ae_:Kc6
压力角 α*=20(度) ]seOc],4
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 %p8#pt\$7
端面顶隙系数 c*t=0.25000 !A&>E eai
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 9?4:},FRmE
_REAzxe S
P,={ C6*
六、强度校核数据 y}GFtRNG
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) GfL: 0
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) @agxu-Y
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) T1g3`7C3
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) o ^Ro 54i
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) H CZVvsG
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) %SN"<O!
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) W?R@ eq.9
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) + vO; J
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ((mR' A|`
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 1Y(NxC0P=g
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) *8I &|)x
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 2d JP|T9H
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) (u-eL# @
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) f7oJ6'K
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 l$g \t]
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 V&Q_i E
2OsS+6,[x
y4j\y
?
T8
-X_dY>>s
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 <7Ry"z6g;
ZX C_kmBN/
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 D&!c7_ ^
wL~- k
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
