已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 &nIu^,.
i#-v 4g
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw _mSefPl
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ",,# q
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m /\%<VBx ?q
2、根据负载选择电动机。 811>dVq3/
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 6]v}
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw d-b04Q7DQ
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。 &_L%wV|[
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ?%5VaxWJ
3、传动比分配： DFMpU.BN W
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 gGM fy]]R
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 z>W:+W"o
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 Ay(p~U;gN*
@` KYgjjH
HoPpUq5,
%)j&/QdzF&
高速级锥齿轮设计计算： xFF!)k #
ZA="Dac
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 529b . |
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS D [+LU(
2j+w5KvU
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m >[ B.y
按齿面接触强度初步估算： ny{C,1QG
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) r,;ca6>5H
载荷系数k=1.2 m?(8T|i
齿数比u=i1=3 )'kpO> _G
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa '?C6P5fm
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ]LB_ @#
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm (~DW_+?]'
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 brA#p>4]Wf
则Z2=i1*Z1=19*3=57 [1rQ'FBB^1
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" =e6p v#
(p2`ofj
δ2=90°-δ1=71°33'54" P3 "R2-
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ,'
k?rQ
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm F;Q,cg M
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm _r-LX"
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm v_XN).f;
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm -+E.I*st
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm |mt W)
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm | In{5E k
dm1=2.125*57=124.125mm rDFrreQP
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 4A J] qu
Zv2=z2/cosδ2=180.25 `4*I 1WZW
变位系数为0 SWr TM
rMwa6ZO'm;
其他结构尺寸（略） ]q"&V\b
=d8R ij-
4、较核齿面接触疲劳强度（略） == wX.y\.n
4vg3F(
5、工作图(略） r<0E[ ~
^
9+
Qxv
圆柱齿轮传动设计计算： +iC:/CJL
ndD>Oc}"3
一、设计参数 Hf('BagBL
传递功率 P=5.5(kW) hJM& rM7
传递转矩 T=109.42(N·m) 5az%yS
齿轮1转速 n1=480(r/min) q=t!COS
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) kQ>2W5o-d-
传动比 i=4.52
Nk9=A4=|
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ;7\Fx8"s[
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 H?"M &mF
预定寿命 H=40000(小时) ]+:yfDtZd
G`l\R:Q
二、布置与结构 _s;y0$O
闭式,对称布置 Rs=Fcvl
1>e30Ri,g
三、材料及热处理 jV2H61d
硬齿面,热处理质量级别 MQ 4r$ #-
Xy(QK2|
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> 0$|VkMq (
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 3#t9pI4
齿轮1硬度 HBS1=59 <.)= CK
Yh9 5W
齿轮2材料及热处理 =45调质 }) O S2F
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS b%lB&}uw}
齿轮2硬度 HBS2=230HBS I7vP*YE 7F
Q+1ot,R
*z[vp2
TN
四、齿轮精度：7级 bkJ bnW=
|it*w\+M
五、齿轮基本参数 !EIH"`>!
模数(法面模数) Mn=2.5 04U|Frc
齿轮1齿数 Z1=17 ~k34#j:J65
齿轮1变位系数 X1=0.00 "[ LUv5
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) SAnr|<Y/
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 eY 3:Nl ^
!IOmJpl '
齿轮2齿数 Z2=77 }#1. $a
齿轮2变位系数 X2=0.00 jN+`V)p
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) %ZoJu
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 k1D7=&i
-= l m`X<:
总变位系数 Xsum=0.000 #<Y. + :
标准中心距 A0=117.50000(mm) TzC(YWt
实际中心距 A=117.50000(mm # m|el@)
oI -Fr0!
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 2- L-=0
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 2M+RA}dX
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ]MYbx)v)
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) vE9"1M
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) q t OuA
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) :fmV||Q
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 9-n]_AF`0
`G ":y[Q
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) J.rS@Z`~7
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) |!K&h( J|
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) No\#N/1@P
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm)
#4|RaI| .
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) !$HuH6_[
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) q[/g3D\G
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) pXNhU88
Oi?Q^ISxP
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) <@`K^g;W
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) m@nGXl'!
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) @d Qr^'h
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 9>+>s ?IgK
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 (NUXK
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 7h9oY<W
07^.Z[(pCt
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) T\wOGaCW
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) _x5-!gK
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) B#."cg4VR
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) (a!E3y5,
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 F@/syX;bb5
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 8;=?F>]xn
&h [)nD
齿顶高系数 ha*=1.00 Ew}G PJ
顶隙系数 c*=0.25 |QzJHP @
压力角 α*=20(度) aJm5`az)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 sUF5Y q:9
端面顶隙系数 c*t=0.25000 _BG `!3U +
端面压力角 α*t=20.0000000(度) _6FDuCVD-
9^S rOW6~
h< m>S,@g
六、强度校核数据 J'cE@(US
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .f!'> _
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 'PMzm/;8st
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) KI< x`b
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ve#[LBOC8
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) *y"|/_
*
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) >&<D.lx
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) !4F@ !.GG!
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) p38s&\-kEN
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 5NSXSR9c
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 7({.kD6
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) -eSI"To L<
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 + $~HRbo
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) @Ng q+uXm
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) UIQ=b;J9
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 hy"p 8j7_
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 GmGq69]J*
<.7W:s,f=
a(o[ bH.|;
/7*qa G
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 lSId<v?C>
d\z':d .Tt
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 *7Sg8\wDn
'9wD +'c=A
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
