已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 l= 5kd.{
(1\!6
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw m MO:m8W
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min E@QsuS2 &
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m K9
2、根据负载选择电动机。 F;yq/e#Q
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 -WP_0
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw J'tc5Ip!}V
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" ` 6 2
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 /yn1MW[.
3、传动比分配： #: L|-_=a
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 4A0R07"
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 !$hrK6o
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 \> nPg5OT
)ARfI)<1b
c F_`m
[0N==Ym1
高速级锥齿轮设计计算： ch,<4E/c[R
O?NAbxkp
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC "_jcz r$*
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS t6_6Bl:
->&AJI0
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m _7 .Wz7 ]b
按齿面接触强度初步估算： &!J X
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) E,E:W uB
载荷系数k=1.2 Zeyhr\T
齿数比u=i1=3 7 }(LO^,A
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Ac<V!v71
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) f33'2PYl
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm (.7_`T6QG
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 u*`acmS>N
则Z2=i1*Z1=19*3=57 Wfkm'BnV
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ]OZZPo
laqKP+G
δ2=90°-δ1=71°33'54" AS`0.RC-
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm K^?yD
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm sl-LX )*N#
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm MGX %U6
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ya{vR*
'~
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm zAt!jP0E
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm cqr!*
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ^* '|(Cv
dm1=2.125*57=124.125mm h>$,97EU
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 h J#U;GL
Zv2=z2/cosδ2=180.25 gt6*x=RCrQ
变位系数为0 :^lyVQ%@
l*("[?>I
其他结构尺寸（略） U#1T
H O`
6'395x_ .\
4、较核齿面接触疲劳强度（略） -vwkvNn8
b_cnVlN[
5、工作图(略） _WtX8
4fw>(d(2
圆柱齿轮传动设计计算： &M=12>ah]
o+`W
一、设计参数 l/[@1(F
传递功率 P=5.5(kW) U 2/H,D
传递转矩 T=109.42(N·m) -N ^}1^gA
齿轮1转速 n1=480(r/min) 8qp!S1Qnv
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) h1G]w/.w s
传动比 i=4.52 ~-lIOQ.v
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ST)l0c+Y>
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 z|F>+6l"Y7
预定寿命 H=40000(小时) b* qkox;j
qqQ nL[`)C
二、布置与结构 Fp+^`;j
闭式,对称布置 v<_}Br2I[
-r]s # $
三、材料及热处理 n99:2 r_
硬齿面,热处理质量级别 MQ ^2|gQ'7<
t*zve,?}
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> gWqmK/.U.0
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 jpZX5_o
齿轮1硬度 HBS1=59 aoz+g,1
//
;gy_Q f2U
齿轮2材料及热处理 =45调质 6Bmv1n[X^h
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS HI#}M|4n
齿轮2硬度 HBS2=230HBS f'TjR#w
03J,NXs
qD7(+a
四、齿轮精度：7级 ,!F'h:
71 hv~Nk/x
五、齿轮基本参数 X|L.fB=
模数(法面模数) Mn=2.5 X&MO}
齿轮1齿数 Z1=17 g$ZgR)q
齿轮1变位系数 X1=0.00 7o n$}=%
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) HGfYL')Z
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 k^z)Vu|f.
] $$ciFM
齿轮2齿数 Z2=77 Df||#u=n
齿轮2变位系数 X2=0.00 )"|' =
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) fC.-* r
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 Sq %BfP)a(
2$yKa5SaX
总变位系数 Xsum=0.000 Sq/M
%z5'
标准中心距 A0=117.50000(mm) u3Z*hs)Z%
实际中心距 A=117.50000(mm ; H_yNrwA
dE_BV=H{
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) M
ioS
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) {3 yzC
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) :35J<oG
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ^TVy :5Ag
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) SEr\ u#
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) {F6hx9?
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) J
[2 ;&-@
D@^ r
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) .=3Sm%
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Ag }hyIl
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Tcz67&c |W
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ppN96-]^0
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) cInzwdh7
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ?T7`E q
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) #~I%qa"_pa
$.R$I&U
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) v[e$ RH
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) m0paGG
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 3*CF !Y%
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) D`3}j
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 8'Xpx+v
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm)
93kSB F#
#?}k0Y
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ']u w,b
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 7F 4$k4r<
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) %g5wei FM
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) (+4gq6b
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 %&c[g O!Za
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 4FQU$f
Q
{3"&
齿顶高系数 ha*=1.00 ~/! Zh
顶隙系数 c*=0.25 _ p?lRU8
压力角 α*=20(度) igOjlg_Q
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
0
!E* >
端面顶隙系数 c*t=0.25000 3xsC "c>
端面压力角 α*t=20.0000000(度) X4BDl
L/%3_,
702& E(rx,
六、强度校核数据 ul( 1)q^
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) y,DK@ X
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ~ I ]kY%
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) !Lb9KD k
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) U.crRrN
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) uWG'AmK_#E
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa)
kej@,8
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) *P$5k1
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) q_g'4VZv
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 pHsp]a
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 |5V#&e\ES
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) :V HJD
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ='pssdB
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) YCeE?S1gk3
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) +@cf@}W6QC
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 []1VD#
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 . 7g^w+W
@=K> uyB
*;m5^i<,;S
?fnJ`^|-r
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 d}> Nl$
JR$Dp&]I
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 *Y9 " -C+
.',ikez
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
