已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 K<3A1'_
*a M=Z+
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw yLvDMPj
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min jp%S3)
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ;WQve_\
2、根据负载选择电动机。 2`K=Hby
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 <44G ]eb
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw BA:VPTZq
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。 y%cP1y)
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 vH@ds
k
3、传动比分配： z\W64^'"Z
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Q~
w|#
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 R B
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 &jJL"gq"
X 'Xx" M
q"lSZ;
'E
ASA,{w]
高速级锥齿轮设计计算： k(nW#*N_
z2~ ti l
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC D%pF;XY
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS JG rWHIsNV
$ bR~+C
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Dcg o%F- W
按齿面接触强度初步估算： j3V
-LnA
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) H/
HMm{4
载荷系数k=1.2 ~TD0z AA&
齿数比u=i1=3 S9y}
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ~q.F<6O
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) oJz^|dW
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm N:/D+L
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 +~$ ]} %
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ;A'mB6 ?%H
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" YK'<NE3 4
! n@KU!&k
δ2=90°-δ1=71°33'54" *i%.;Z"
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm D/&o& G96
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm [}=B8#Jl-C
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm L L~%f
&_
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm IOmfF[
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Bnxm HGP#&
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm jV1.Yz (`
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm R__OP`!
dm1=2.125*57=124.125mm ^jZbo {
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 "ze|W\Bv!
Zv2=z2/cosδ2=180.25 "<1{9
变位系数为0 ^}o 2
f.$af4
u
其他结构尺寸（略） 'zTLl8P
0S!K{xyR
4、较核齿面接触疲劳强度（略） /
zPO
*^ZV8c}
5、工作图(略） aX'*pK/-
uy$e?{Jf
圆柱齿轮传动设计计算： p_%Rt"!
n Dxz~8
一、设计参数 hRhe& , v
传递功率 P=5.5(kW) @I?=<Riu
传递转矩 T=109.42(N·m) iqWQ!r^
齿轮1转速 n1=480(r/min) `M8i92V\qY
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ) 3EY;
传动比 i=4.52 w<(pl%
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 / y}xX
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 8<Av@9 *}
预定寿命 H=40000(小时) %IWPM"
2c*GuF9(0
二、布置与结构 E:nF$#<'N
闭式,对称布置 s.C_Zf~3
X
l5 A
'h
三、材料及热处理 (O 3 nL.
硬齿面,热处理质量级别 MQ %* }(}~
EaN6^S=
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> /PIcqg
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 zK@@p+n_#.
齿轮1硬度 HBS1=59 3
Za} b|
[{ ,1=AB
齿轮2材料及热处理 =45调质 ~Mxvq9vaD
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS wb l&
齿轮2硬度 HBS2=230HBS @K-"> f
q(84+{>B
t b}V5VH
四、齿轮精度：7级 "4{r6[d n
f .)O2=
五、齿轮基本参数 &tj!*k'
模数(法面模数) Mn=2.5 k9L;!TH~1K
齿轮1齿数 Z1=17 H/M@t\$Dc
齿轮1变位系数 X1=0.00 vdwsJPFbc
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) H4+i.*T #
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 >4CbwwMA
Y }wyw8g/
齿轮2齿数 Z2=77 =UWI9M*sz
齿轮2变位系数 X2=0.00 fz
"Y CHe
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) = dN@Sa/
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 nBYZ}L q
O:K2Y5R?B
总变位系数 Xsum=0.000 0o&5 ]lEe
标准中心距 A0=117.50000(mm) nqUV
实际中心距 A=117.50000(mm t KXIk9e
}O
p;
g^W
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) )9]P M A?u
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 3u0RKLc\
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) cw
<l{A
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) nX8v+:&}
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) sRb9`u =)
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) o ^uA">GH
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) La[V$+Y
K{+2G&i
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) )vlhN2 iv
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 0w7DsPdS
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) A,!-{/w c
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) G' 1'/
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) "" EQE >d
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) -XG@'P_
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) TWX.D`W
n + M <\
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 8 L Cb+^
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) f
_:A0
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) @2i9n
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) < F'\lA9
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 F8ulkcD
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) (/$^uWj
/yZcDK4
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm)
Q+{n-? :
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 0=$T\(0g
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) h{qgEIk&
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) r.U`Kh]K
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 #O&8A
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) +kD
R.E:
VIbq:U
齿顶高系数 ha*=1.00 B33\?Yj)
顶隙系数 c*=0.25 * v#o
压力角 α*=20(度) \Oo Wo
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 .6J$,.Ig
端面顶隙系数 c*t=0.25000 # f\rt
端面压力角 α*t=20.0000000(度) $/ ],tSm
N$tGQ@
G#$-1"!`
六、强度校核数据 J . <F"r>
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ~.|_ RdN
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) vih9 KBT
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) W%w~ah|/]
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) Cvd N"k
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) L"ae G
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 2`-Bs
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) [D1Up
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) B-mowmJ3dg
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 \{YU wKK/A
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 Uw:"n]G]D?
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) n&!-9:0
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 G+m }MOQP7
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Pzem{y7Ir
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ;F Eqe 49
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 +cRn%ioVi
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ji= "D YtL
C_Wc5 {
*NQ/UXE
GN>@ZdVG}#
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 V~ _>U}
e #q}F>/ L
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 WY]s |2a
}K9H^H@r!
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
