已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 |P =-m-W
nrZZk QNI
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw \ N]2V(v
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min XCZNvL G
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m LT '2446
2、根据负载选择电动机。 "M :0l Uy
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 r7 :4| 6E
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw 4}HY= 0Um
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。 /4 -6V
d"8
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 -6>T0 -
3、传动比分配： eN ]9=Y~-K
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 #ANbhHG
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 V> @+&q
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 _0e;&2')
*U^7MU0
io(Rb\#"
L YyOcb[x
高速级锥齿轮设计计算： ).1 F0T
q'[q]
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC loFApBD=$^
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS m'.y,@^B
<C,lHt
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m V0!$k.Wk
按齿面接触强度初步估算： u' +;/8
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) Gg=Y}S7:
载荷系数k=1.2 z 8\z`#g!
齿数比u=i1=3 f/NfvLi(AU
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa %ryYa
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Pwg? a
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm || t"}Y
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 E2~&GkU.UN
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ' (1`iQ;
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" yvp $ s
MYVgi{
δ2=90°-δ1=71°33'54" V 0M&D,
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm VuWBWb?0Q
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm HX p $\%A)
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm AeN$AqQd/
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm \DC0`
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm +<o}@hefY2
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm
Hlj_oDL
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm `8sC>)lrwu
dm1=2.125*57=124.125mm 'Wz`P#/
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 1 ms(03dp
Zv2=z2/cosδ2=180.25 gJC~$/2
变位系数为0 z IT)Hs5
he\ pW5p
其他结构尺寸（略） }a?( }{z-
GI _.[
4、较核齿面接触疲劳强度（略） e"O c
"F+m}GJ=a
5、工作图(略） { usv*Cm
wX Kg^%t\
圆柱齿轮传动设计计算： DP5}q"l
_ ,~D]JYE
一、设计参数 bD ADFitSo
传递功率 P=5.5(kW) w1J%%//(h
传递转矩 T=109.42(N·m) o@47WD'm
齿轮1转速 n1=480(r/min) ,?/AIL]_
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) v g;9"A!(
传动比 i=4.52 >o,l/# z
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 & \>. j|
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 :-)H
ty zf
预定寿命 H=40000(小时) Zv& <r+<g
] b'" l
二、布置与结构 Or<OmxJg
闭式,对称布置 |$+
xVi8
f{+n$ Cos
三、材料及热处理 &Fy})/F3v
硬齿面,热处理质量级别 MQ X-k$6}D
=+AL h-
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> 94Q?)0W$
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 'Hv=\p4$1
齿轮1硬度 HBS1=59 /w
"h'u
" rU
2g
齿轮2材料及热处理 =45调质 iOXs j
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS aaRc?b'/
齿轮2硬度 HBS2=230HBS < VrHWJo
MN<uIqG
%@'[g]h k
四、齿轮精度：7级 =QS%D*.|D
KybrSa
五、齿轮基本参数 [oD u3Qn
模数(法面模数) Mn=2.5 kO/]mNLG
齿轮1齿数 Z1=17 hOj(*7__
齿轮1变位系数 X1=0.00 aW*8t'm;m'
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 9^g?/8
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 [
~:wS@%
^u-;VoK
齿轮2齿数 Z2=77 iCIU'yI
齿轮2变位系数 X2=0.00 ]US
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ?5j} &Y3
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 P-?R\(QYtR
R
"qt}4m
总变位系数 Xsum=0.000 p(fL'
J
标准中心距 A0=117.50000(mm) Rj!9pwvT
实际中心距 A=117.50000(mm LO@o`JF
s_
%LU:WC
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) g). IF.
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) "U|u-ka8B
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) IN?6~ O
p
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) S<81r2LT
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) g=e~YM85
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ) QW
p[bV
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) {4>N2mP{M
MQMc=Z4d
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) mGh8/X t
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) UO4z~
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) GQ6~Si2
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) K;*B$2Z#k
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) &0RKNpw g
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 'Esz #@R
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) IVso/!
(05a 9
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) '}9 %12\^h
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) YQ`8 8 z
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) p%-;hL!
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) G]T&{3g-.
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 7`HKa@
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) %mRnJgV5k
>6gduD!6I
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ~\u~>mtchu
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) qPn!.m$/
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 8qwPk4
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 4F,RlKHBl
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 Ws:+P~8
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) '5\?l:z
8Ud.}<
Zi
齿顶高系数 ha*=1.00 Erm]uI9`
顶隙系数 c*=0.25 q OV$4[r
压力角 α*=20(度) q3ebps9^
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 }[: i!t.m
端面顶隙系数 c*t=0.25000 Z9 zsvg
端面压力角 α*t=20.0000000(度) TRFza}4:i
& sgzSX
N3ccn
六、强度校核数据 OQ+kOE&
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) Vo 9Fl Yj
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) .e|\Bf0P
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) KNSMx<G P
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) !-tVt
D
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) })C}'!+]
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) &Y-jK <
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) bf/z
T0
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) x d!GRJ<I
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 A[H"(E# k
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ?-=< 7
~$
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) R2y~+tko?
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ms#|Y l1/|
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) e84O
6K6o
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ~\u?Nf~L
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ?{r -z3@ N
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 -~]]%VJP|
4^k+wQU
zRgl`zRE r
M!
uE# |
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 l:j>d^V*&x
c> ":g~w
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 .<Jq8J
GhW{6.^
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
