已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Cca6L9 %
XO 0>t{G
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw D!X>O}
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min w~4
z@/^"p
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m K?9WY ]Ot
2、根据负载选择电动机。 kmmL>fCV"M
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 :-w @^mli
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw EbG_43SV
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。 8oa)qaG1
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ;0;3BH A
3、传动比分配： ==nYe { 2
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 O |? Z~
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 TP~(
r
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ftO+.-sm<
?hxK/%)
6
M*b 6
be&6kG
高速级锥齿轮设计计算： MhHr*!N"}
l?})_1v,R
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC }PtI0mZ1
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS
A(q ~{
BO8%:/37[4
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 2^cAK t6bC
按齿面接触强度初步估算： +]A+!8%Z
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) uG2Xkj
载荷系数k=1.2 -" 2 <h:#
齿数比u=i1=3 kSLSxfR
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa J f\Qf
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) %|# P&`
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm X
QI.0L"
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ,@}W@GGP)
则Z2=i1*Z1=19*3=57 'Y hA
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Coga-: 2vu
2.^7?ok
δ2=90°-δ1=71°33'54" 3js)niT9u
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm OI'uH$y
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm bq c;.4$
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm &W&7bZ$;
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm yfPCGCOW?
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm bk/.<Rt
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 2 v"wWap-+
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 29R_n )ne
dm1=2.125*57=124.125mm `Mo~EHso.
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 <'g0il
Zv2=z2/cosδ2=180.25 N5:D8oWWXR
变位系数为0 O{;M6U8C\
JA }S{
其他结构尺寸（略） F@> w&A ~K
VFe-#"0ZO
4、较核齿面接触疲劳强度（略） X ulh.: N}
Gh>"s #+
5、工作图(略） {. s ]\ C
0z#l0-NdQ
圆柱齿轮传动设计计算： bl(BA}<
XS}Zq4H
一、设计参数 I>N-95
传递功率 P=5.5(kW) 5A0K V7N5
传递转矩 T=109.42(N·m) Da9* /
齿轮1转速 n1=480(r/min) MuCQxzvkhf
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) R *JOiVAC
传动比 i=4.52 H @3$1h&YS
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 :d!i[W*
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Y}V)4j
预定寿命 H=40000(小时) Ktg&G<%J0
Z& ~k]R0y
二、布置与结构 "cnG/{($*
闭式,对称布置 f)&`mqeE
}e&KO?x+
三、材料及热处理 9`n P(~
硬齿面,热处理质量级别 MQ J
,Qy`Y
B
Sa?~t3*H
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> 7?kXgR[#d
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 {GGO')p
齿轮1硬度 HBS1=59 sqq/b9 uL/
kMwIuy
齿轮2材料及热处理 =45调质 :kf3_?9rc
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS &lXx0 "-$
齿轮2硬度 HBS2=230HBS =$:4v`W0(
4YU 1Kr4
ZI#SYEF6
四、齿轮精度：7级 ql%]$`IV6
i9#`F.7F
五、齿轮基本参数 oHP >v_ X
模数(法面模数) Mn=2.5 D7Rbho <
齿轮1齿数 Z1=17 2i4Da l
齿轮1变位系数 X1=0.00 Sgjr4axu
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) D _,_.C~O
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 N# 2nH1C
% @^VrhS
齿轮2齿数 Z2=77 f:)K
齿轮2变位系数 X2=0.00 ek+8hnkh
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) `Tm 8TZd66
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 W~W?<%@
?(`nBlWQ5
总变位系数 Xsum=0.000 \nWzn4f
标准中心距 A0=117.50000(mm) 6):sO/es
实际中心距 A=117.50000(mm =8VJ.{xy_e
RY'\mt"W2
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ]UpHD.Of[t
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) YA8yMh*4D?
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) U4mh!
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) v J,xz*rc`
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ZQ-z2s9U
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) +Fy- ~M q
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) .DV#-tUh
BZ'y}Zu*
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) `6l24_eKf
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) `5~o=g
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) sN[@mAoH
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) RIVN>G[;L
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) wtgO;w
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) `[W)6OUCx}
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) K\%"RgF@&
og h2kht
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) L>R!A 3G1
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ;R-
z3C
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) A`r$fCt1Vi
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) (WU~e !}
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 {(zL"g46
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) c9_4 ohB
A_4\$NZ^
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) *rMN,B@
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ^ _#gIT\
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) "~,(Xa3x
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) \2LA%ZU
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 #@OKp,LJ
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) w|U@jr*H]
D3 Ea2}8
齿顶高系数 ha*=1.00 f@V{}&ZWp
顶隙系数 c*=0.25 |GLn
9vw7S
压力角 α*=20(度) , r)d#8
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 !z&seG]@
端面顶隙系数 c*t=0.25000 f~(^|~ZT
端面压力角 α*t=20.0000000(度) I$P7%}
eC1c`@C:
d T -O8
六、强度校核数据 ?[|4 QzR
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) CEJG =*3
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 5'}!v
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) tGy%n[ \
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) u/{_0-+P
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ]H@uuPT!
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) S
g_?.XZc[
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ]r{ #268
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) [>QsMUvak
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 :r|P?;t(
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 b*%WAVt 2T
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) [}g5Z=l
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 0eu$ oel-
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) &T 4Cn@
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) kO\&mL&
qD
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 K
{N;k-
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 mj JlXA
c\?/^xr'!}
Y&:\s8C
U";Rp&\3;
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 K`mxb}
dL Py%q
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 bsS| !KT
5;% xqdD
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
