已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 6zf3A:]&{
D J:N
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw !SxZN d v
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min W7
.Y`u [
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 0YApaL+jt
2、根据负载选择电动机。 _x&fK$Y)B
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 &W|r
P (
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw fEMz%CwH
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。 4uV, $/
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 E;>Bc Pt5
3、传动比分配： l?rT_uO 4
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 i"HENJyCb
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 M;$LB@h
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 uHNh|ew21
l"ZfgJ}W
,o{|W9
D#pZN,'
高速级锥齿轮设计计算： (0c L!
N;;
/ad]pdF
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 5Y W.s
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS |LwW/>I
d ~`_;.z
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m %{sL/H_
按齿面接触强度初步估算： ;#>,eD2u
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) )= :gO`"D
载荷系数k=1.2 &AS<2h B
齿数比u=i1=3 Z`9yGaTO
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa j &qJK,~
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) <.N33 7!
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm M.loG4r!
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 V. f'Cw
则Z2=i1*Z1=19*3=57 G9_M~N%a
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 4NN81~v 4
GY[+HgT
δ2=90°-δ1=71°33'54" [:MpOl-KIz
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm {TWgR2?{C
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm Bp.z6x4
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 2 ~zo)G0
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm (K} Md~
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm ' >F_y t9
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm '~Z#h P
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm MUs~ZF
dm1=2.125*57=124.125mm DOzJ-uww1
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 R 06zca
Zv2=z2/cosδ2=180.25 Kr*s]O
变位系数为0 OG C|elSM
R\ +O.vX
其他结构尺寸（略） _&~y{;)S
`B4Px|3
4、较核齿面接触疲劳强度（略） G|"`k Aa
c/g"/ICs
5、工作图(略） cHG>iW 9C
@6~OQN
圆柱齿轮传动设计计算： ~Xf&<&5d T
!N:: 1c@C
一、设计参数 u{@b_7 5Y
传递功率 P=5.5(kW) ~H0WHqcy
传递转矩 T=109.42(N·m) d:x=g i!
齿轮1转速 n1=480(r/min) = h"*1`
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) CL U[')H0
传动比 i=4.52 ua'dm6",:
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 gkN|3^
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 dF- d
预定寿命 H=40000(小时) qZ:-- ,9+
:<`hsKy&
二、布置与结构 =}G `i**
闭式,对称布置 -i}@o1o\
#$qhxYyd
三、材料及热处理 /^ d!$ v
硬齿面,热处理质量级别 MQ e?&4;
),K!| 7#h
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> f17pwJ~=
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 tvC7LL NP<
齿轮1硬度 HBS1=59 4eOQP
$jDp ^ -
齿轮2材料及热处理 =45调质 +bj[.
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 4I [g{S
nF
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ! u} } V
^ H,o I*
`GG PkTN
四、齿轮精度：7级 oXR%A 7
W .c:Pulg
五、齿轮基本参数 @'K+
模数(法面模数) Mn=2.5 XOM@Pi#z
齿轮1齿数 Z1=17 xY/
S;dE
齿轮1变位系数 X1=0.00 8^H <dR
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 8#Q=CTjF
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 RyGce'
q
Mb I';Mq
齿轮2齿数 Z2=77 %rz.>4i)(
齿轮2变位系数 X2=0.00 YdI|xu>0A^
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) k^p f)*p
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ypuW}H%`
!5~{ ?sr>
总变位系数 Xsum=0.000 0!n6 tz lT
标准中心距 A0=117.50000(mm) !J}Bv
实际中心距 A=117.50000(mm T/^ /U6JB
&oWdBna"_
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) F:8cd^d~u
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ~P T( /L
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) m|O7@N
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) BO b#9r
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 'w+T vOB
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Q<y&*o3YF|
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) =$B:i>z<
\|Qx`-
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 1RtbQ{2F;
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) ,qgph^C
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) t Ztyx;EP
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) Z[baQO
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) +_8*;k@F'
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 4Lx#5}P
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) *8zn\No<,
yIwAJl7Xf
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) _u^ S[
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) |wKC9 O@%
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) F*F
U[ 5
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) fP s' A
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ZJ} V>Bu-
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ( Ck |RojC
@<ba+z>"~4
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) r* K[,
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) JkazB1h
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) eI@LVi6<b
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 8_MR7'C1hi
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 C?e1 a9r
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) l@FPTHq
'H<0:bQ=I
齿顶高系数 ha*=1.00 S
x';Cj-
顶隙系数 c*=0.25 uL^ Qtmm>M
压力角 α*=20(度) ^+zF;Q'
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 d v@B-l;
端面顶隙系数 c*t=0.25000 I3QK~ V*j)
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 5!r?U
(
w(GJ/g
a %"My;8
六、强度校核数据 wRL=9/5(8
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) O_#Ag K<A
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) !HM|~G7
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) '~{^c }
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ST3a iyG
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) oagxTFh8~
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) /sf:.TpVh
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ?Gc9^b B I
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) >&mlwxqv
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 CwQgA%) !i
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 MR/jM@ 8
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) dUOvv/,FZT
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 I"4j152P|
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) .'C$w1[w
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 7@u0;5 p|
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 pOlo_na}[
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 r>1M&Y=<
0 !yvcviw
Qi' ,[Xmf
9^Q: l0|
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 m!3L/ UZ
s7 IaU|m
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 "ZDc$v:Qa
LuQ4TT
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
