已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 %.Fi4}+ O
O-~ 7b(Z
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw K>r,(zg Vc
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min )72+\C[*~r
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m N~d ?WD\^
2、根据负载选择电动机。 Ym{tR,g 7
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 EQ yC1j
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw AOWmzu{z w
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。 % X+:o ]T
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 B=yqW
3、传动比分配： ?'Xj
g#}<
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 H* QIB_
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 +xSHL|:b
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 m!4ndO;0vh
}QcCS2)Ud
S)k*?dQ##R
~xfP:[u
高速级锥齿轮设计计算： !M]uL&:
udF~5w
H
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC f/NH:1)y
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS BNl5!X^{
HU }7z K2
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 7 60Y$/Wz
按齿面接触强度初步估算： ^ f
&XQQY
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) L9 \1+rq
载荷系数k=1.2 k\YG^I
齿数比u=i1=3 yw [g!W
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa t#/YN.@r
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) a
%'the
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm u\x}8pn
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ? )?Ng}
则Z2=i1*Z1=19*3=57 Ic:(Gi- %
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Un(aW=PQ0
/y#f3r+*2
δ2=90°-δ1=71°33'54" f ue(UMF~
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm }6 }l7x
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm '&R2 U_
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm OU(8V^.
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm u+e{Mim
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Y3 cMC)
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm D|L9Vs`
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Nw/ ku
dm1=2.125*57=124.125mm "f 2$w
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Lpz>>}
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ?.-wnz
变位系数为0 g i-$Z FzB
|`,2ri*5A
其他结构尺寸（略） :WS@=sZN
V-2(?auZd
4、较核齿面接触疲劳强度（略） Bz-c$me1
gH Eu/8E
5、工作图(略） cJ
n=
Y>T-af49
圆柱齿轮传动设计计算： K Hu+9eX
\?ZB]*Fu
一、设计参数 Q&ptc>{bH6
传递功率 P=5.5(kW) wn, KY$/
传递转矩 T=109.42(N·m) !r8 `Yr n
齿轮1转速 n1=480(r/min) D~iz+{Q4
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ]e^&aR5f"
传动比 i=4.52 ]BZA:dd.G
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 &|ex`nwc 0
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Jbg/0|1
预定寿命 H=40000(小时) t?&|8SId
"'.UU$]d
二、布置与结构 7 \[@ m3s
闭式,对称布置 ;_I8^? d
2'\H \|
三、材料及热处理 oj< gD
硬齿面,热处理质量级别 MQ SrJGTuXg
cN6X#D
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> uc\Kg1{
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 {.|CdqwY
齿轮1硬度 HBS1=59 ~.nmI& 3
aEWWP]
齿轮2材料及热处理 =45调质 P%VSAh\|n
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS }W8;= $jr
齿轮2硬度 HBS2=230HBS nYSiS}?S .
cn3\kT*
3m)0z{n
四、齿轮精度：7级 gp?uHKsM
2tEkj=fA-
五、齿轮基本参数 EU;9 *W<
模数(法面模数) Mn=2.5 y u|8_<bq
齿轮1齿数 Z1=17 :#ik. D
齿轮1变位系数 X1=0.00 u@M,q o`
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 0<@KG8@hI;
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 uym*a4J
1#2 I
齿轮2齿数 Z2=77 = zPCrEk0
齿轮2变位系数 X2=0.00 (OL4Ex' ]
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 6l1jMm|=
X
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 |F[+k e
djG*YM\B
总变位系数 Xsum=0.000 }?i0
I
标准中心距 A0=117.50000(mm) 69NeQ$](
实际中心距 A=117.50000(mm pa3{8x{9m
7U"g3 a)=
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) *#|&JIEsi
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) p38-l'{#
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) C2I_%nU Z1
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ~jk|4`I?T
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ie95rZp
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) p27~>xQ
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ZJJY8k `
`UaD6Mc<Mz
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ZvX*t)VjTz
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 2MIi=c:oqK
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ;`{H!w[D
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) fU}ub2_in
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) [ l??A3G
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) B d fwa
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) MJO-q $)c
@b%=H/5\
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) /C:g Ky4
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) yx[/|nZDC4
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) |syR6(U}
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) v n8aFA
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 U '_Q>k
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm)
Pmx -8w
v!-pSa)3
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) pah'>dAL
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) z&\a:fJ &
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) `/+>a8
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) v ;{#Q&(
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 [|$h*YK
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) n( yn<
Nh|uO?&C 6
齿顶高系数 ha*=1.00 uH^-R_tQ
顶隙系数 c*=0.25 &r /Mi%
压力角 α*=20(度) eo?bL$A[ s
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 _|2:_N=
端面顶隙系数 c*t=0.25000 O0v}4 3J [
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ]F~dlH1Wp
?l{nk5,?-Y
t3_O H^
六、强度校核数据 M|h3Wt~7
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) \gaw6S>n}
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ]%H`_8<gc
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) >+1duAC
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) U7F!Z(
9
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) tcI*a>
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) !e<^?
r4
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) vvMT}-!
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa)
UI0VtR]
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 2%m B K
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 LEdh!</'24
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) b8UO,fY q
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 <%eG:n,#
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 4+8@`f>s
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) cm+Es6;
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 {!L~@r
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ^n z.j
va@Lz&sAE%
=;
Ff4aF
vk^xT
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 2[W&s&
ZY+ qA
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 5t]H?b8
Jn ov<+
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
