已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 gED|2%BXb
P*?| E@;s`
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw `JDZR:bMaT
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min yA"?Hv \o;
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ) 9 2(C
2、根据负载选择电动机。 IO9|o!&>
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 t3?I4HQ
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw
# $ k1w@
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。 H[nBNz)C
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 u&c%L0)E &
3、传动比分配： -6I*k |%8T
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 T 30f 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 ;92xSe"Ww
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 jUNt4
"OYD9Q''
w0Nm.=I-
B0gD4MX/
高速级锥齿轮设计计算： _ V1:' T8
>i t abG-&
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC N s1n|^9
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS %Rf9 KQ
O9d"Z$~n=j
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 0iZeU:FE
按齿面接触强度初步估算： r ~UDK]?V
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ogQfzk
载荷系数k=1.2 .TdFI"Yn
齿数比u=i1=3 e21J9e6z
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa /bo=,%wJ[
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) F1_,V?
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm GVlT+Rs7
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 YJHb\Cf.
则Z2=i1*Z1=19*3=57 $
-<(ge I
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" <_t]?XHB[
1;c># 20
δ2=90°-δ1=71°33'54" "|dhmV[;
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm |5dNJF8;Q
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm b/m.VL
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm QgYt(/S
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 0{ B<A^Bf
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm :vEfJSA
1<
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm |O>e=HC#q8
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm #o} /'
dm1=2.125*57=124.125mm :w5g!G?z
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ;>6~}lMgJ
Zv2=z2/cosδ2=180.25 MK/8<i< .
变位系数为0 N2 }Y8aR~
Zqe$S
+u
其他结构尺寸（略） u&S0
`i(b%$|^&Z
4、较核齿面接触疲劳强度（略） vxk 0@k_
2bw) , W
5、工作图(略） O%>*=h`P
|:#Ug
圆柱齿轮传动设计计算： z a_0-G%C2
KFO
K%vbM
一、设计参数 zb4@U=?w}
传递功率 P=5.5(kW) CEw%_U@8
传递转矩 T=109.42(N·m) S& IW]ffK
齿轮1转速 n1=480(r/min) / *BU5
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 11#b%dT
传动比 i=4.52 TW(X#T@Z6I
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 wzx V)1jT
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 6la'\l#
预定寿命 H=40000(小时) yFmy
qyVARy
二、布置与结构 l(_|CkcZ
闭式,对称布置 `kvIw,c.
$,/E"G`
三、材料及热处理 sm{0o$\Z
硬齿面,热处理质量级别 MQ %f("3!#H
; P ju O
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> z^tzP~nI
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 6A.%)whI;
齿轮1硬度 HBS1=59 4\|Q;@f
O#[b NLV
齿轮2材料及热处理 =45调质 .s4v*bng
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS L?|}!
齿轮2硬度 HBS2=230HBS JM/\n 4ea:
B?^~1Ua9Zv
Vrlqje_Q
四、齿轮精度：7级 F|m &n&
6m]?*k1HC
五、齿轮基本参数 i4k [#x
模数(法面模数) Mn=2.5 }{@y]DcdM4
齿轮1齿数 Z1=17 ??.aLeF&
齿轮1变位系数 X1=0.00 |X XO0
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) J|
wk})?
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 hPz=Ec<zW
. IY@Q
齿轮2齿数 Z2=77 iQ2}*:Jc$
齿轮2变位系数 X2=0.00 M"p%CbcI]
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) z x]r.V
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 {t!
&x:
ge?0>U U;~
总变位系数 Xsum=0.000 2TB'HNTFx
标准中心距 A0=117.50000(mm) DQ/rx`B G
实际中心距 A=117.50000(mm -
(((y)!
`\"<%CCe
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 3 i>NKS
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) .XeZjoJ$ z
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) acUyz2x
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) /&47q U4PJ
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) \zk>cQ
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) 45[,LJaMd
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Ue Z(@6_:
l4taD!WD/
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) Zon7G6s9`
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) @@\px 66
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) (7! pc
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) w X6-WQ R
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) z ULH gG
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) OIw[sum2
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) F,VWi$Po\N
~ rjK*_3/
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) zx:;0Z:S6>
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) q\jq9)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) $>_`.*I/
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) .+?]"1>]
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 q^^R |X1
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Lh-Y5(c
o
(gvnIoDl0
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) @C[ p? ak
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) daSx^/$R
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 't a&qp
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) n.NWS/v_{
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 l]t^MEoc8
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) |=VWE>g
2{ l|<'
齿顶高系数 ha*=1.00 ZR)M< *$
顶隙系数 c*=0.25 J~`!@!
压力角 α*=20(度) N|@ tP:j
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 sD?Ynpt
端面顶隙系数 c*t=0.25000 /GJL&R Mx
端面压力角 α*t=20.0000000(度) [K4 k7$
-%>Tjo@B n
"mU2^4 q
六、强度校核数据 (Lj*FXmz
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) [GK## z'5
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ER&\2,fZ
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) y!S:d
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) m8b-\^eP7
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) mrG#ox4$
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 4y5Q5)j
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) YB)I%5d;{
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) kDR xu!/
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 l$HBYA\Qh
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 q`z1 ht
nf
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) y9@j-m &
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ih75 C"
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) h5aPRPU g
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) n ^qwE
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 e iH&<AH
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #1}%=nAsi
Iv9 U4
D]'8BS3
`GY]JVW
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 `W1TqA
Sc}Rs
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 /=#~ 8
,}>b\(Lk
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
