已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 C"JFN(f
`%5~>vP S
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw >'MT]@vez
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min [ELg:f3}5
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 1|Q-|jq`
2、根据负载选择电动机。 \c .^^8r
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Q=} U
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw wV& UB@
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。 Bq# l8u
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 vf&Sk`
3、传动比分配： Mu>WS)1lS
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 l` M7a9*U
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 j3kcNb
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 \l d{Z;e
A2xfNY<
7c7:B2Lq
K[G =J
高速级锥齿轮设计计算： U 5f<4I
&i8UPp%
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC c1 CUG1i
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS /^jV-Z`
k >aWI
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ?yq $
>Qba
按齿面接触强度初步估算： "n
Zh u k
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) &|j^?ro6
载荷系数k=1.2 r' /H3
齿数比u=i1=3 dK ^WZQ
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 0DIXd*oj &
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) "^3pP(8;~
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 6t0-u~
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 >i:h dcxe
则Z2=i1*Z1=19*3=57 2dpTU=K4
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 7Ns1b(kU
sm1(I7y
δ2=90°-δ1=71°33'54" J-3%.fX,
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm >kN%R8*Sx
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm
I" Gr <?r
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm /"LcW"2;N
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm k5X& |L/
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm D) my@W0,
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm $RJpn]d
j
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm h,u?3}Knnb
dm1=2.125*57=124.125mm {:!CA/ 0Jx
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 nsM :\t+
p
Zv2=z2/cosδ2=180.25 8E:d!?<^&I
变位系数为0 F\"`^`( O
Bf-KCqC".
其他结构尺寸（略） l^,"^ vz
j1 Q "s(
4、较核齿面接触疲劳强度（略） WdvXVF
$w@0} 5Q
5、工作图(略） Y8$,So>~
<JyF 5
圆柱齿轮传动设计计算： (tLAJ_v!.K
ow!NH,'Hy
一、设计参数 y~ZYI]`
J
传递功率 P=5.5(kW) aVXk8zuL
传递转矩 T=109.42(N·m) 4{Q{>S*h
齿轮1转速 n1=480(r/min) |_ u
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) FO/ [7ZH
传动比 i=4.52 s;[ OR
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 y {PUkl q
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 2U
Q&n` A
预定寿命 H=40000(小时) <RFT W}f!
v.~uJ.T
二、布置与结构 TODTR7yGo
闭式,对称布置 F CbU> 1R
n( } zq
三、材料及热处理 lz-t+LD@ST
硬齿面,热处理质量级别 MQ q]qKU`m!Q`
(X ?'}Ur
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> " Om4P|
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ^ rB7&96C,
齿轮1硬度 HBS1=59 R
| &+g\{;
U/|;u;H=
齿轮2材料及热处理 =45调质 !9/1_Bjv
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS erW[q
齿轮2硬度 HBS2=230HBS A/%+AH(
>2%*(nL
0M=U >g)
四、齿轮精度：7级 AzmIS m
eInx\/
五、齿轮基本参数 `]q>A']Dl
模数(法面模数) Mn=2.5 UDUj
齿轮1齿数 Z1=17 6hvmp
齿轮1变位系数 X1=0.00 6*({ZE
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) Y4 <
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ,8vq zI
-x)zyq 6
齿轮2齿数 Z2=77 ;<9 dND
齿轮2变位系数 X2=0.00 = %\y E0#
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) >>nt3q
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 sr*3uI-)L
'0juZ~>}
总变位系数 Xsum=0.000 4 )U,A~ !
标准中心距 A0=117.50000(mm) r z
实际中心距 A=117.50000(mm !|1GraiS
k^vsQ'TD
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) iLyJ7zby
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 1syI%I1
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) QS*!3? %
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ]0+ 5@c
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) Y5Ub[o
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) fF\s5f#:
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) kp4(_T7R
\U0p?wdr:
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) zh<[ /'l
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) *s"dC c
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) h
dw~AGO#
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) KqE5{ q
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 7E-1
#4
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) _,U`Iq+X
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) .+'`A"$8
B}(+\Q$I
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) C_RxJWka
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ^F*G
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) )Hp{8c
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) )Yc jx~
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 O7MFKAa D
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) rTgCmr'&
3miEF0x[
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ~Lyy7 B9
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 8w:A""
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 5$(qnOi
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) EEU)eltI
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ";& 5@H|
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) G<S(P@ss
D]{#!w(d
齿顶高系数 ha*=1.00 zJ*|t w4
顶隙系数 c*=0.25 'mH9 O
压力角 α*=20(度) y(#Aze{yC
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 /O@dqEbc
端面顶隙系数 c*t=0.25000 x/UmpJD+
端面压力角 α*t=20.0000000(度) tqnvC
UIE
7B|ddi7Q>
.??[qBOTE
六、强度校核数据 ,:Q+>h
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) sNet[y:O3
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) K%+[2Hj2
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) XtJ _ po
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) kb27$4mm
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) )YP"\E
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) KqM! 7
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ?l6NQ;z
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) * [\H)L z
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 vS!%!-F
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 .d^XM
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) +zU[rhMk'
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 K>"]*#aBv
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) OwdA6it^f
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) O> 5xFz'm
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 -2{NIF^H
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 W +F^(SC\
4\cJ}p}LZ{
6
J&_H(^
$50/wb6s
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 |KV|x ^fJ
pyW&`(]S
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 XZ8#8Di8
#6'x-Z_
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
