已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 =NyN.^bwT
t`b>iX%(1t
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Evd>s
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min Da#|} m0>
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m SHw%u~[hu
2、根据负载选择电动机。 VGbuEC [Y
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 19)fN-0Z
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw l26DPtWi
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。 [ al, UO
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 0qXkWGB
3、传动比分配： p5<2t SD
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 T GnyN'P|
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 |*4)G6J@n
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 zz ^2/l
VKtrSY}6T
l~.}#$P]
z /bJDSQ
高速级锥齿轮设计计算： 9/ $D&tRN
=Qt08,.bW
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 1tvgM
!.
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ^%X,Rml<e
QcyYTg4i
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m po~l8 p>
按齿面接触强度初步估算： &FrW(>2
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) lQs|B '
载荷系数k=1.2 S5eQHef
齿数比u=i1=3 h :QKd!Gq
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa M[5 zn
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) kc& >l (
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ,|?- \?I
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 .pNPC|XU
则Z2=i1*Z1=19*3=57 (5 @9j
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Q1qf'u
6x\+j
δ2=90°-δ1=71°33'54" h,Y MR3:X
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 4;;F(yk8
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm YQ>P{I%J
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm csTX',c
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm #pJ^w>YNy
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm wAE ,mw
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Y a] qo]
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm l[]K5?AS>-
dm1=2.125*57=124.125mm 9 F~U%
>GX
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 D$k40Mz
Zv2=z2/cosδ2=180.25 K K-9[S-
变位系数为0 ZVotIQ/Q'
6T 2jVNg
其他结构尺寸（略） &_
er_V~
WXj}gL `
4、较核齿面接触疲劳强度（略） [0 7N <<
V .; , 1%
5、工作图(略） %-@`|
ocwRU0+j
圆柱齿轮传动设计计算： iqCKVo7:M
gBRhO^Sz
一、设计参数 j qHg'Fq
传递功率 P=5.5(kW) }'{39vc .
传递转矩 T=109.42(N·m) _H|c _
齿轮1转速 n1=480(r/min) S5ka ;g
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) .fxI)
传动比 i=4.52 <:yB4t3H+q
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Xui${UYN
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 _+ K[1P
预定寿命 H=40000(小时) 89 KX.d
4%O*2JAw
二、布置与结构 )AOD~T4s7
闭式,对称布置 =?UCtYN,P
s)%RmsdL
三、材料及热处理 "H>L!v
硬齿面,热处理质量级别 MQ h d1H
j(G}4dib
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> "|pNS)
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 -}k'a{sj=
齿轮1硬度 HBS1=59 D3yG@lIP3
#=R) s0 j"
齿轮2材料及热处理 =45调质 LH.. 8nfl
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ' >>
IM F
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 'Omi3LXfDT
0`/ PEK{
yG58?5\9
四、齿轮精度：7级 kNfqdCF{P
z cItZP
五、齿轮基本参数 b3e:F{n
^
模数(法面模数) Mn=2.5 Ltpd:c
齿轮1齿数 Z1=17 ~,yHE3B\G
齿轮1变位系数 X1=0.00 UwY <3ul
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) &9\z!r6 mc
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 J=>?D@K
QOIi/flK
齿轮2齿数 Z2=77 Okca6=2"
齿轮2变位系数 X2=0.00 .EVy?-
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) k %#`{#n i
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 4 8M)A
Y- &r_s_~
总变位系数 Xsum=0.000 +NPk9jn
标准中心距 A0=117.50000(mm) 13G a #
实际中心距 A=117.50000(mm cs`/^2Vf"#
W<TW6_*e
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 1(M0C[P
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) j~V@0z.
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ME~ ga,|K
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 0 m,A`*o
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) <5/r
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) PEZElB ;
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) c"t1E-Nsk
ed*Cx~rT
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) c ;e-[F 7
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) .Ozfj@ f
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ?HVsIAU
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) }5bh,'
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) /ee:GjUkB
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) t$r^'ZN
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 0"o<( 1
*x[B g]/
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 0.O pgv2K
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) + Uq9C-Iu
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) wNDLN`,^H
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) `|wH=
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 /dhx +K~
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) +GI[
Kq
zB \g'F/
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) KgVit+4u/
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ]>/Y U*\
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) [y}/QPR
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ]R}#3(]1
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 y# HD1SZ
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) >5wA B
zy4AFW
齿顶高系数 ha*=1.00 ~X5 yHf3
顶隙系数 c*=0.25 $/],QD_;"
压力角 α*=20(度) a*CP1@ O
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 9:A>a3KOH
端面顶隙系数 c*t=0.25000 tu7 7Sb
端面压力角 α*t=20.0000000(度) Nv*x^y]
:q~qRRmjBe
c }ivYH?`w
六、强度校核数据
wxsJB2
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) _baqN!N
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) |`s}PcV
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) B+) ;y
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) = Ii@-C
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) swG^L$r`
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 8_>\A=
E
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) =b32E^z,
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) CB_(9T72H
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 lZ0+:DaP2
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 BQSA;;n]
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) J=*y>Zt-b
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 T =3te|fv
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) )&+_ T+\
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) o}v # Df
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 _4o2AS : j
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 \b Q|O7s
yZK1bnYG|I
pW:h\}%`n
0o At=S
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Yp 6;Y7^
=G}_PR n
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ' e 3y|
- c<<A.X
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
