已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 =<ngtN
`Pa z
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw nM*-Dy3ou
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 4\qnCf3
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m &rY73qfP'
2、根据负载选择电动机。 Bf37/kkf(
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 _]~`t+W'DJ
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw X
wvH
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。 {C6,h#|pg
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 " `l8*]z
3、传动比分配： 7[= MgnmuC
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 d\% |!ix
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 +6dq+8msF
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 l]
-mdq/C
aj>6q=R
wjLtLtK?
QahM)Gb
高速级锥齿轮设计计算： ~.-o *
o H o@rGU
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC (-'Jf #&X^
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 9 b?Nlk8d
WS17DsWW
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m A.`)
0dV
按齿面接触强度初步估算： ){~]-VK
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Pe-1o#7~W
载荷系数k=1.2 ?<mx v"
齿数比u=i1=3 NR </Jm*
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa W7R`})F
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ZT;8Wvo
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 2<"kfa n
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 x ^ 0MEsR
则Z2=i1*Z1=19*3=57 '
];|
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" vz{Z
tE"
Zt3Y<3o
δ2=90°-δ1=71°33'54" y5oC|v 7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 1/hk3m(C
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm NG )Xk[q4
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm AE UXdMo
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm !:zWhu,
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm k|kn#X3X
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Qj:`[#3?2
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm qFV }Y0w
dm1=2.125*57=124.125mm klUW_d-
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 8Q wn
Zv2=z2/cosδ2=180.25 948 lL&
变位系数为0 0P?\eoB@8
A7eF.V&
其他结构尺寸（略） y,YK Mc
+?&|p0
4、较核齿面接触疲劳强度（略） q8Z,XfF^S
rhr(uC p/
5、工作图(略） }\-"L/D?+
@0v%5@
圆柱齿轮传动设计计算： [UW%(N
"{1SDbwmMo
一、设计参数 >sfH[b
传递功率 P=5.5(kW) 3Mlwq'pzD
传递转矩 T=109.42(N·m) cW|M4`
齿轮1转速 n1=480(r/min) -nsI5\]
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) `3QAXDWE
传动比 i=4.52 "& Y5 Nh
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 }B R@vY'd
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 VQMPs{tm
预定寿命 H=40000(小时) Q^Lk^PP7
FlqE!6[[
二、布置与结构 p1mY@ [A
闭式,对称布置 Z(gW(O9h.V
/ }tMb
三、材料及热处理 n>5/y
c"/q
硬齿面,热处理质量级别 MQ z4UJo!{S
n}T;q1
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> A=+
|&+? t
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 O0i)Iu(J7;
齿轮1硬度 HBS1=59 h G8 !aJo
|+|q`SwJ
齿轮2材料及热处理 =45调质 n$}) }kj
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS L)!9+!PKD
齿轮2硬度 HBS2=230HBS TSPFi0PP
" : G\
~$@~X*K~
四、齿轮精度：7级 EU0b>2n4
hh$V[/iK
五、齿轮基本参数 C@$!'^ 61
模数(法面模数) Mn=2.5 ,Zs "r}G^
齿轮1齿数 Z1=17 10C, \
齿轮1变位系数 X1=0.00 (o KrIm
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) UF$JVb
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 l^ Q -KUI
r*gQGvc
齿轮2齿数 Z2=77 SBNeN]
齿轮2变位系数 X2=0.00 e=yQFzQT)
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) DviR D[+q"
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 qMj'% 5/
^@"EI|fsP
总变位系数 Xsum=0.000 n& j@7R
标准中心距 A0=117.50000(mm) 2A5R3x= \
实际中心距 A=117.50000(mm 2c
Pd$j
1%R8q=_
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Bj-80d,
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) @5i m*ubzM
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) A5A4*. C
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) $0f( G c|
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) zP
F0M(
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) L7}dvdtZ0
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) PGE|){
<
Y oT< ]'
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) .d4L@{V
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Exy|^Dr 0
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) }r+(Z.BHM
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 3t*e|Ih&j5
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) Q| gRBu
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) \Y4>_Mk
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) C'_^D Pzj
s5
P~feg
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) # D qVh!t"
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) nz?jNdyz
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) '1jG?D
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) e\[z Q
2Z3
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 C i}v +
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Hju7gP=y}
4Z& i\#Q
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) +p:?blG
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) "\n,vNk
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) #J O WiO0>
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) @jKiE%OP
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 "<e<0::
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) e13{G @
BotGPk><c
齿顶高系数 ha*=1.00 P$ a `8~w
顶隙系数 c*=0.25 :3uCW1
压力角 α*=20(度) T;4& ^5 n
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 FE0}V}\=h
端面顶隙系数 c*t=0.25000 :Z}d#Rbl
端面压力角 α*t=20.0000000(度) WT-BHB1
)r9l T*z
F7FUoew<
六、强度校核数据 P
, %IZ.
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) X\z `S##kj
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 4/z
K3%J
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) CJDnHuozc
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) v>p UVM
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ];3]/b)&
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) JlM0]__v
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) #:~ Mt V
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) S
.KZ)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 5i<E AKL
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 *2? -6
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 2"'<Yk9
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 kF1Tg KSd
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ]12ypcf
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) Epl\(
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ]c Or$O*
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 !xIK<H{*
0LjF$3GpZ
2!}:h5
<{z*6FM!'
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Bb~Q]V=x;
.# Jusd
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Fm| h3.`V
=k{ n! e
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
