已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 o@@w^##
-t b;igv
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw #,Bj!'Q'-
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min Z>HNe9pr
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 0sabh`iQ^
2、根据负载选择电动机。 ,A?v,Fs>O[
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 jQIV2TY [
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw QZYM9a >
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。 C!kbZTO[p"
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 (o{)>D
3、传动比分配： z{V8@q/
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 |Qq+8IeYG
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 p(7c33SyF
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 Q5T(nEA
DUPmq!A
k^yy$^=<
Q^kMCrp
高速级锥齿轮设计计算： (77Dif0)'
TQ2i{e
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC *U2Ck<"]
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ;lk f+,;
:!hk~#yvJ9
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m '&{(:,!B
按齿面接触强度初步估算： # m_\1&g
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ;9Hz{ej
载荷系数k=1.2 p?KCVvx$
齿数比u=i1=3 *ig5Q(b*N
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ~EPjZ3 ?
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ;p .j
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm &,Uc>L%m
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 > d)|r
则Z2=i1*Z1=19*3=57 1URT2$2p
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" [ y$j9
@)06\ h
δ2=90°-δ1=71°33'54" DvU~%%(0^
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm r$Kh3EEF`E
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm hiT9H5 6 >
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm cRPr9LfD@
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm (2 mS v
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm UfO'. 8*v
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm %{c2lyw
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm H?ieNXP7{
dm1=2.125*57=124.125mm 8g&uE*7N
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 l'P [5 '.
Zv2=z2/cosδ2=180.25 Iy-u`S
变位系数为0 wP+'04H0
Lp~c
其他结构尺寸（略） {= UKTk/t8
s-y'<(ll
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 7Ljs4>%l9j
FP 0<-9DO
5、工作图(略） s 0 =@ &/
aj%
`x4e A
圆柱齿轮传动设计计算： 6k@[O @)
\q|e8k4p
一、设计参数 ok8JnQC
传递功率 P=5.5(kW) zX006{vig
传递转矩 T=109.42(N·m) 3Ro7M=]
齿轮1转速 n1=480(r/min) REeD?u j
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) t"4 Rn<-
传动比 i=4.52 <$Xn:B<H
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ntd
":BKi
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 #IcT
@(
预定寿命 H=40000(小时) >0[qi1
C%qtCk_cN
二、布置与结构 c'>8pd
闭式,对称布置 Q q6%53
.f [\G*
三、材料及热处理 #nt<j2}m
硬齿面,热处理质量级别 MQ \["1N-q b
B]CS2LEqh
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> r5<e}t-
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ; L MEU_
齿轮1硬度 HBS1=59 .l" _ K
LK oM\g(
齿轮2材料及热处理 =45调质 Vz+=ZK r5
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS t2 `X! `
齿轮2硬度 HBS2=230HBS P<g|y4h
`3H?*\<(
gb ^UFD L
四、齿轮精度：7级 yS(=eB_
6-Vl# Lyb
五、齿轮基本参数 $/-wgyP3m+
模数(法面模数) Mn=2.5 /61ag9pN
齿轮1齿数 Z1=17 ueS[sN!
齿轮1变位系数 X1=0.00 gw*yIZ @3)
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) bTI& # Hu
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 FlM.D u
jtlDS f#
齿轮2齿数 Z2=77 mw%[qeL V
齿轮2变位系数 X2=0.00 `"1{Sx.
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) P,+ 0
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ph5xW<VNP
+5seT}h
总变位系数 Xsum=0.000 WL*W= (
标准中心距 A0=117.50000(mm) 6='_+{
实际中心距 A=117.50000(mm z.\[Va$@l
~P_d0A~T
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) |M0,%~Kt
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) '44nk(hM69
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) aL$c).hq0
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) eo}S01bt
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) RF\1.HJG
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ML9T (th6v
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 4YB7og%P
Y+Q,4s
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 5i
wikC=y
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 8[{0X4y3
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 8u~\]1 (
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) kAKqW7,q"
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) _|Kv~\G!
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Z-;uzx
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) M,v@G$pW
&t =>:C$1Y
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) J 6d n~nPK
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Du o# WtC
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) D2wgSrY
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) qS[p|*BL
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 cq+ M
*1;
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) t h>yi)m
V HY<(4@
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) MjF.> 4
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) Cg%I)nz
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ~Hs]} Xo
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) :4L5@>b-
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 :Y)kKq d
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ,uD*FSp>
h" Yqm"U/
齿顶高系数 ha*=1.00 +#*z"a`
顶隙系数 c*=0.25 {Z{NH:^
压力角 α*=20(度) Q ak@~b
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 dXcMysRc%&
端面顶隙系数 c*t=0.25000 8T1DcA*
端面压力角 α*t=20.0000000(度) {G*:N[pJp
(nZ=9 +j]d
TB3T:A>2
六、强度校核数据 cB"F1~z
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 0 ?*I_[Y
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Q; /!oA_
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) GLcZ=6)" '
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) f"=4,
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) n N]vu
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) eVK<%r=
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) YKS'#F2
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) D+U/ ]sW
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 y:`` |*+
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 'krMVC-
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) %'~<:>:"E
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 KD3To%
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) YQ`#C #Wb
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) n^(yW
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 +(k)1kCMn
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 <{).x 6
)A+j
(7#lN
>wm$,%zk
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53
O ,,n
[/,6O
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Fea\ eB
hADb]O
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
