已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 |wv+g0]Pg^
r2+ZxMo|
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw ysK J=
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min Ewr2popK
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 2e1%L, y{W
2、根据负载选择电动机。 oY0b8=[
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 $dKf UlO
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 1)h<)
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 aW dI
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 iOEBjj;C
3、传动比分配： ' D`lVUB
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 GqsV 6kH
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 8g)$%Fy+N
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 AEnkx!o
@0P Wbs$
6?%$e$s
R\3v=PR[
高速级锥齿轮设计计算： tlD^"eq4:
7K.],eo0
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 7J5jf231
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS klAlS%
xLFMC?I
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m J`0dF<<{[y
按齿面接触强度初步估算： [Q8Wy/o
Q
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) +{ =U!}3|
载荷系数k=1.2 >f Hu
齿数比u=i1=3 z7XI`MZN^
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa [^}bc-9?i
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1)
Nb3O> &J
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm *a\x!c"
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 9]ZfSn)
则Z2=i1*Z1=19*3=57 W0mvwYON[
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" e<=Nd,v4;
ltk ARc3
δ2=90°-δ1=71°33'54" ,Nw2cv}D
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm $-pijBiz_
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm }jC^&%|
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm f
]_ki
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm l x5 .50mI
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm XY6Sm{
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm EX!`Zejf
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm G#`
dm1=2.125*57=124.125mm 2i #Ekon
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Z-4/xi 7
Zv2=z2/cosδ2=180.25 =2( 52#pT
变位系数为0
Hp ;$fQ
seAPVzWUU
其他结构尺寸（略） \}n_Sk
ct=K.m@E%X
4、较核齿面接触疲劳强度（略） ,d lq2
C F-tod
5、工作图(略） (U$;0`
XABP} |aWK
圆柱齿轮传动设计计算： gzvgXZ1q"
x;:jF_
一、设计参数 ep},~tPZn
传递功率 P=5.5(kW) < 3j`Z1J
传递转矩 T=109.42(N·m) X efmC6X
齿轮1转速 n1=480(r/min) fD \Fq'29{
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) t OJyj49^a
传动比 i=4.52 bFL2NH 5
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 0Ba]Zo Z
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 N8kNi4$mp=
预定寿命 H=40000(小时) iyR"O1 ]
A\9LJ#E
二、布置与结构 =~W=}
闭式,对称布置 JJg;X :p
Ylu\]pr9|C
三、材料及热处理 nTtEv~a_n
硬齿面,热处理质量级别 MQ Ja&S_'P[
` s+kYWg'Z
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> t~4Cf] )
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 =E!Y f#p+q
齿轮1硬度 HBS1=59 #ucb
p {ZyC
齿轮2材料及热处理 =45调质 mqsAYzG
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS %LmsywPPp
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 8Ed axeDq
F(lJ
.I#_~C'\
四、齿轮精度：7级 +G"YQq' b
+`1~zcu
五、齿轮基本参数 tEo-Mj5:
模数(法面模数) Mn=2.5 ]2|fc5G'
齿轮1齿数 Z1=17 &\c S{35
齿轮1变位系数 X1=0.00 A*/8j\{n
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) za 7+xF
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 .:S k=r4u\
R)SY #*Y
齿轮2齿数 Z2=77 b]xoXC6@ t
齿轮2变位系数 X2=0.00 #M'V%^x P
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 1/;E8{
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 :06.b:_
zv/dj04>
总变位系数 Xsum=0.000 }><[6Uz%
标准中心距 A0=117.50000(mm) uH'? I kx"
实际中心距 A=117.50000(mm CDuA2e
}hg2}g99
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) %-K 5sIz
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 0&Ftx%6%
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) #6D>e~>n
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) KDP4 7A
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ,:'JJZg@
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) gzat!>*
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) a 8Xwz@ M
;; Z'd@
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) (5th
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) )Qe]!$tqfD
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) jpZq]E9`P
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) IDos4nM27]
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 's5rl
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) < Mu`,Kv*
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Jn | i!
]yqE6Lf9
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) }
d8\ Jg
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) QZ;DZMP
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) <~w 3[i=
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ]e"!ZR?XJ
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 6dz^%Ub
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) emrA!<w!W
puW Mgvv
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) SVd@-
'-K
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) QE) zH)(
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) , u %V%
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) OyK#Rm2A=
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 z8{-I@+`
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) Tl[*(| /C
8{i}^.p
齿顶高系数 ha*=1.00 4~FRE)8
顶隙系数 c*=0.25 0 pEM0M
压力角 α*=20(度) 55$';gh,9
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 d-tg^Ot#
端面顶隙系数 c*t=0.25000 S|LY U!IWZ
端面压力角 α*t=20.0000000(度) (F.w?f4B3
Qf ~$9?z
>s"/uo
六、强度校核数据 E7@Gpu,o
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) k[a<KbS
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ?(K=du
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) q<z8P;oP^
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ^QJJ2 jZ
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) >ZG$8y 'j
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) rrj.]^E_~
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Mb\(52`)Q
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) m9:ah<
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 \**j \m
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 } -;)G~h/"
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) eQ8t.~5;-
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 S`FIb'J
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) SN L-6]j
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) g<0K
i^#
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 l,l6j";ohd
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 c6c@ Xd V
9609
eXK3 W2XF
Xz)F-C27h
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Ny/eYF#
5<v1v&
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 +ls`;f
Vym 0|cW
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
