已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 JQtH },T r
^-AC tA)
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ?DRC!
9o^
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min t&&OhH K
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ':>B %k
2、根据负载选择电动机。 * jJ62-o
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 c^bA]l^a
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw lp9<j1Wl
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。 v4v+;[a%
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 S 5d{dTPq
3、传动比分配： )T4L^^`
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 #E ~FF@a
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 t]` 2f3UO
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 fg1y@Dj/&
)R|7> 97
fC-^[Af )
iM956 3v
高速级锥齿轮设计计算： (8*lLZ
^s?wnEo;j
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC eyE&<:F#J
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS */\.-L{h
jPs+i
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m -?]ltn9!
按齿面接触强度初步估算： (]V.#JM
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) $YC~02{
载荷系数k=1.2 {jVFlKP>
齿数比u=i1=3 q-RGplx
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa %*gO<U4L]
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) #<~f~{x
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm XMdc n,
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 |u+&xX7
则Z2=i1*Z1=19*3=57 yjr@v!o
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" a(7ryl~c=
NV gLq@F
δ2=90°-δ1=71°33'54" <- ?B#
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm aE %VH ;?
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm s +GF- kJ*
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm '
EDi6
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm b1#=q 0Zl
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm n>4S P_[E7
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm |]q=D 1/A
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm WAa?$"U 2
dm1=2.125*57=124.125mm 4
* OU
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 [s/@z*,M1
Zv2=z2/cosδ2=180.25 q>[% C5
变位系数为0 \PFx#
:-c
$ {+.1"/[
其他结构尺寸（略） vh HMxOZ;
i#lo? \PO>
4、较核齿面接触疲劳强度（略） Cm4 *sN.&)
lkm(3y@']A
5、工作图(略） TH|hrL;:8
V9 VP"kD
圆柱齿轮传动设计计算： 1FJ[_ l
rTm{-b)r
一、设计参数 R]Oy4U,f
传递功率 P=5.5(kW) >S!DI L
传递转矩 T=109.42(N·m) .ndQ(B
齿轮1转速 n1=480(r/min) 5\S7Va;W
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ,
.I^ekF
传动比 i=4.52 f*],j
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Ic}ofBK
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 b8>9mKs
预定寿命 H=40000(小时) %Let AR
3~Ln:4[6ID
二、布置与结构 `k&K"jA7$
闭式,对称布置 =dBr mMh
H1nQ.P]_
三、材料及热处理 _);Kb/
硬齿面,热处理质量级别 MQ G!8pF
kK M%
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> bY~ v0kg
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 yxN!*~BvL
齿轮1硬度 HBS1=59 %?hLo 8
lc-|Q#$3$
齿轮2材料及热处理 =45调质 :Y> ] 6
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS tTH %YtG
齿轮2硬度 HBS2=230HBS QNXxpoS#
3(+#^aw
\NU [DHrMP
四、齿轮精度：7级 mj=|oIMwT
n *~
五、齿轮基本参数 wF8\
模数(法面模数) Mn=2.5 9/Dt:R3QU
齿轮1齿数 Z1=17 fZ}Y(TG/
齿轮1变位系数 X1=0.00 5V~p@vC x
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) Zk
Uun iO
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ok[=1gA#h
9M]"%E!s
齿轮2齿数 Z2=77 suFOc
齿轮2变位系数 X2=0.00 io7U[ #
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) +[/47uFbI
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 r)( BT:2m
\!Zh= "hN
总变位系数 Xsum=0.000 |ozoc"'
标准中心距 A0=117.50000(mm) 1 \*B .
实际中心距 A=117.50000(mm rs Uw(K^
&hN&nH"PC
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ;-pvc<_c<
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) PbUcbb17
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ,'CWt]OS'
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 3D{4vMm X
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 6bKO;^0
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Hu8atlpo
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) d[e: }1
m}[~A@qD
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) xeM':hD.o
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) s9kL B.
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) /lB0> Us
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) )]>G,.9C}
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) <ytKf<a%e
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) >Y-TwD aE
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) c48J!,jCd'
Pgw%SMEp
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) >xV<nLf/
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) /~l/_Jct@G
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) (GEi<\16[
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) 0t COb 9
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 > '-w %H/
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) >Ug ?O~-
j%Z{.>mJ
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) _8b]o~[Z+
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) XDdcq ]*|
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) PR@4' r|a
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) _SIs19"lR
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 `)=A !x y
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ?3, 64[
i\Pr3
7
"
齿顶高系数 ha*=1.00 2Cd
--W+=
顶隙系数 c*=0.25 r` `i C5Ii
压力角 α*=20(度) ?[ S
>&Vq
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 nN=:#4
>Y
端面顶隙系数 c*t=0.25000 u1) TG "+0
端面压力角 α*t=20.0000000(度) K>R;~
o
qSoBj&6y
r($_>TS&"
六、强度校核数据 B2G5h baA
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) K rr?`n
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 0?F@iB~1F
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) oB j>9I;
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) I,<>%Z|'
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) RZd4(7H=q
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) p_5>?[TW:
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) }^pQbFku
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) X(!AI|6Bt
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 lv00sa2z
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 QypiF*fSU
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 3j+=3n,
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 l|vWeBs
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) W"-EC`nP
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) %on9C`/
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 xS~yH [k
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 r ,3Ww2X-
Tw`c6^%^y
rKzv8d
r%y;8 $/-
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 T6R7,Vt'v
P 34LV+e
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Ej+]^t$\
{
OxAY_
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
