已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 0 Vv9BL{
,krS-.
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw y%B X ]~
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min g#^|oYuH6
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m =Z0t :{
2、根据负载选择电动机。 /" AvOh*
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 #Fd W/y5
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw B+VuUt{S
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。 "X1vZwK8N
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 60B-ay0e$b
3、传动比分配： ?qH F}k|
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 TYS\95<
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 :x eLt;
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 <bmLy_":
T{MC-j _T9
Ueyw;Y
W|c.l{A5Q
高速级锥齿轮设计计算： =G>(~+EA
d+2daKi
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC `7Ug/R<
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Agy
<j
L/r{xS
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m >q( 5ir
按齿面接触强度初步估算： q^Tis>*u6
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) us{ny il1
载荷系数k=1.2 Dx+ K +(
齿数比u=i1=3 UVX"fZ)
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa +uQB
r G
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 6 DP[g8
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm c?6d2jH.
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ?b$3ob"
则Z2=i1*Z1=19*3=57 }=GM ?,7b
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 'F_}xMU
-CBD|fo[h
δ2=90°-δ1=71°33'54" R_e)m kE
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm [%8@D C'
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm I6dm@{/:>
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm m6n hC
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm k/`i6%F#m
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 960qvz!
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm !wh=dQgMe
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm
(K
#A
dm1=2.125*57=124.125mm ~mH+DV3
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 pMN<p[MB
Zv2=z2/cosδ2=180.25 Npa-$N&P{S
变位系数为0 J?jeYW
@ >O&Cpt
其他结构尺寸（略） M\UWWb&%\
|9s wZ[
4、较核齿面接触疲劳强度（略）
KOS yh<&
\Hum }0[
5、工作图(略） <-)9>c:k
q|{tQJfYg
圆柱齿轮传动设计计算： Z{}+)Q*Q
0xBY(#;Q
一、设计参数 tA qs2
传递功率 P=5.5(kW) &%e" 9v2`
传递转矩 T=109.42(N·m) u2lmwE
齿轮1转速 n1=480(r/min) wItz cY1m
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) hEOJb
@:R
传动比 i=4.52 k,]{NO
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 v*D FiCQD
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 A?Sm-#n{
预定寿命 H=40000(小时) bOXh|u_3i
*|'}v[{v^9
二、布置与结构 Yq;&F0paK
闭式,对称布置 {Gkn_h-^
% +8
三、材料及热处理 # U`&jBU
硬齿面,热处理质量级别 MQ 4TJ!jDkox
eCL?mh K
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> LW?2}`+
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 M cb<[~m
齿轮1硬度 HBS1=59 '#f?#(
Z OHRUm
齿轮2材料及热处理 =45调质 6DZ2pT:
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS YHh u^}|jQ
齿轮2硬度 HBS2=230HBS r %xB8e9
`q1}6U/k
L& HzN{K
四、齿轮精度：7级 WFdem/\kX
D[W}[r
五、齿轮基本参数 &|] Fg5
模数(法面模数) Mn=2.5 },3R%?8 9%
齿轮1齿数 Z1=17 SD I,M
齿轮1变位系数 X1=0.00 "GB UQ}
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) ~$ WQ"~z
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 QQ|9>QP
I)uASfT$
齿轮2齿数 Z2=77 A?V<l<EAm
齿轮2变位系数 X2=0.00 4+,*sn
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ndt8=6p
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 A>y#}^l]
F~P/*FFK
总变位系数 Xsum=0.000 Ko}7 $2^
标准中心距 A0=117.50000(mm) WFks|D:sB
实际中心距 A=117.50000(mm rN'k4V"K
gU*I ;s>
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) b6$4Ul-.
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) .?7So3
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 4w2L?PDMi
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) )xbqQW7%0+
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) A8`orMo2
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) '.xkn{c
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) `} n 0=E
^:$j:w?j
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ";58B} ki
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) <#!8?o&i
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) akY6D]M
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) :4b- sg#
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ;W =by2x*
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) @~Rk^/0
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) {S# 5g2
0$ (jBnE
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) *+# k{D,
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Xek E#?.
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) DwQp$l'NfW
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) <`b|L9
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 9yp ^zL
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) $Jt8d|UP
( rMTW+,
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) LIc*tsl
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ~c'\IM
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) W>U jUq);
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 8cequAD
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 8Na}Wp;|Gi
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) )Ep@$Gv|S
k0R, !F
齿顶高系数 ha*=1.00 )E_!rR
顶隙系数 c*=0.25 vHoT@E#}'
压力角 α*=20(度) A Z]Z,s6
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 1j8 /4:
端面顶隙系数 c*t=0.25000 ">rsA&hN-
端面压力角 α*t=20.0000000(度) :Fq2x_IUE
d;IJ0xB+by
vQE` c@^{
六、强度校核数据 h/w]
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 4j2~"K
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) !;6W!%t.|
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) D]3bwoFo&u
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) h:eN>yW
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) }"!6 Xm
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) w?*'vF_2:#
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Z z{[Al{
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 5Q Cw5N
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 \Or]5ogT'
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 9G=A)j
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 8JFnB(3xU
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 w/)e2CH
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) k|) ^!BdO
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) w`w ` q'
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 :"h
Pg]'
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 i&?
78+:
_&6juBb
#w[ q.+A
!c3Qcva
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 U:C-\ M
^$ g],PAY
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 8tG/VE[
S.?\ >iH[
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
