已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 d G0 VBE
0>@[o8
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw w}`3 d@
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 6+PGwCS
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ,8## OB(
2、根据负载选择电动机。 X| <yq
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ; k}H(QI
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw c0[k T
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。 a.,_4;'UE1
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 % rc FT_
3、传动比分配： m
=k%,J_
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 (oYW]c}G,
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 Xw^X&Pp
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ik\S88|
Pfan7fq+
1JeJxzv>C
&HL{LnLP@/
高速级锥齿轮设计计算： p+<}Y DMb
y x ;h
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC a5V=!OoMk
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS . $wLLE^*
@a(oB. i
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ym%o}( v-
按齿面接触强度初步估算： D9o*8h2$
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) n(R_#,Hs
载荷系数k=1.2 o](.368+4
齿数比u=i1=3 tIGs>, a=
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ?v.Gn9Z&
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) H \+-cvl
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm . r `[
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 'vlrc[|/
则Z2=i1*Z1=19*3=57 tcOnM w
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" E em
g
NvHN -^2
δ2=90°-δ1=71°33'54" 9v~5qv;
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm K7RKF$Z\
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm sTOFw;v%
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm hdg<bZk:
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm , `
o+ ?
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm & +- e
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 6"%2,`Nu
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ?Aw 3lH#:
dm1=2.125*57=124.125mm =v 0~[ E4
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Fu# #'#
Zv2=z2/cosδ2=180.25 j38 6gL
变位系数为0 ]l&'k23~p
0;cuX@A/a?
其他结构尺寸（略） r* Z_+a8
V6*? $o
4、较核齿面接触疲劳强度（略） *"T+G*~
TQ-K kH}y
5、工作图(略） fIkT"?
`M] BhW)
圆柱齿轮传动设计计算： UA BbcNW
4 Py3I9
一、设计参数 sam[ s4@eQ
传递功率 P=5.5(kW) WZK
:.y
传递转矩 T=109.42(N·m) 7d9Z/J@>
齿轮1转速 n1=480(r/min) K~@`o -Z[
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) " tX7%(
传动比 i=4.52 !NA`g7'
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 <<<NX sH
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ?*+1~m>
预定寿命 H=40000(小时) NWnWk
+XQP jg
二、布置与结构 {u4i*udG`)
闭式,对称布置 3' ^S3W%
|^!Vo&T
三、材料及热处理 d?}hCo=/Xq
硬齿面,热处理质量级别 MQ `oXg<tivU
^O \q3HA_4
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> A^L?_\e6
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ;sQ2 0 B'
齿轮1硬度 HBS1=59 O!
(85rp/
hgwn> p:S#
齿轮2材料及热处理 =45调质 KBj@V6Q
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS g]4y AV<2
齿轮2硬度 HBS2=230HBS S}mm\<=1
D6:DrA:
|Eu*P
四、齿轮精度：7级 b "3uD`
eA&t %
五、齿轮基本参数 i'iO H|s
模数(法面模数) Mn=2.5 6VFirLd
齿轮1齿数 Z1=17 z L8 J`W
齿轮1变位系数 X1=0.00
I1i:}g/
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) xD^w TtT
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 D}Au6
DZ2Fl>7
齿轮2齿数 Z2=77 hpas'H>J
齿轮2变位系数 X2=0.00 B'#4;R!8P=
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) $>![wZ3
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 0<3E
!G[f[u 4Zg
总变位系数 Xsum=0.000 TH>,v
标准中心距 A0=117.50000(mm) "]<w x_!+}
实际中心距 A=117.50000(mm bw0 20@O*
?61L|vr
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) >~^`5a`$uI
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Eo Ko
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Fr2kbQTg;
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ?N`qLGRm
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) $8Ig&k|~8
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) VZTmzIk.Y
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) " &Gw1.p
#)FDl70S8
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) @Jm.HST#S8
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) yYM_lobn
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) hAlPl<BO#V
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) G LoiH#R
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) S7Znz @
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) brj[c>ID
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) OgQntj:%lN
o vB=Zm
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) L,WkJe3
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) w"BIv9N
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 9@Q&B+!
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) X:U=MWc>
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 "~_$T@^k>
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 3Fgz)*Gu]
#s*k|
j}
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) p%tE v
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) $.``OxJk%
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Shs')Zs bv
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) @`5QG2
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 VZHr-z$6n
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) )dqR<)
R08&cd#$
齿顶高系数 ha*=1.00 1E8$% 6VV
顶隙系数 c*=0.25 *B %y`cj|
压力角 α*=20(度) ) sRN!~
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 u2 Y N[|V
端面顶隙系数 c*t=0.25000 o
T:j:n
端面压力角 α*t=20.0000000(度) Wux 0 RF&
ax Oi 5
3x P~~j;7
六、强度校核数据 3\,MsoAl
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) !X%S)VSMU
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) WUzS l Zq
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) K!9y+%01
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 9z+vFk`
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) y2U/$%B)G
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) fn3*2
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) h] <GTWj
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) S> .q 5
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 6BUBk>A`
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 VIb;96$Or
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) BO[+E ' 2
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 "&@gX_%
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) xT:qe
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) WfRVv3Vm
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 u.$Ym
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 cZ6?P `X
)t*S 'R
G}182"#4
n; Lo
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 lQ+Ru8I
43 +EX.c
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 AU3auBol
^
f$Gr`d
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
