已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 .X'<
D*
O
k7zpq
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw P^[/Qi}j
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min [se^.[0,
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m Oq+E6"<y;?
2、根据负载选择电动机。 x U}M;4kH~
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 OCnF EX"
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw |pW\Ec#(
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。 l>&sIX
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 VT =K"`EpQ
3、传动比分配： fg&eoI'f
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 B4yh3 cf
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 =g~j=v ,e
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 D.*>;5:0'
</s,pe79B
i- lKdpv
[X/(D9J
高速级锥齿轮设计计算： r,xmEj0E
o| D^`Z
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 4 :1)~z
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS _k2w(ew?
Z L_[4 Y
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 'RT tE
按齿面接触强度初步估算： mqFq_UX/ T
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 'Kz9ygZy
载荷系数k=1.2 r]LCv sVa
齿数比u=i1=3 o8z)nOTO;
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 7[KCWJ
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 7=k^M, a
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm > I<PO.c!
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 SW9fE :v
则Z2=i1*Z1=19*3=57 B?6QMC;
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" u~F ~cDu
v0@) t&O
δ2=90°-δ1=71°33'54" R1%y]]*-P
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Qn=$8!Qqa
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm s".HEP~]=
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 1`-r#-M GG
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm NL!9U,h5|
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Gv~p
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm z~N a-N
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm lf$Ve
dm1=2.125*57=124.125mm !LIlt`ag9
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ::"E?CQLV
Zv2=z2/cosδ2=180.25 X9XI;c;b-
变位系数为0 Rs7 |}Dl}
D7 Zm2Kj
其他结构尺寸（略） 3?E}t*/
<z) E (J\
4、较核齿面接触疲劳强度（略） G r)-5qh
{THqz$KN
5、工作图(略） &s
VadOBQ
G]*|H0j
圆柱齿轮传动设计计算： 6 bO; &
U5+vN[ K
一、设计参数 {a "RXa
传递功率 P=5.5(kW) C-SLjJw
传递转矩 T=109.42(N·m) )2.)3w1_4
齿轮1转速 n1=480(r/min) .
/m hu
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) c K <)$*
传动比 i=4.52 +m /,,+4
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 V#^ yX%
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 12( wj6Q
预定寿命 H=40000(小时) !B^K[2`)N
o4Q3<T7nI
二、布置与结构 >i~^TY-&
闭式,对称布置 fL6e?\Pw
Yc#IFmC}
三、材料及热处理 #n7Yr,|Z
硬齿面,热处理质量级别 MQ T V :<TR
AH d-
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> DW2>&|
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 5D' bJ6PO
齿轮1硬度 HBS1=59 D}{b;Un
f)6))
齿轮2材料及热处理 =45调质 !j^ &gRH
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 6|= j+rScv
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ;j'Daupt;=
|wp ,f%WK
_\zQ" y|G
四、齿轮精度：7级 3S"] u}
d3^7ag%
五、齿轮基本参数 IeTdN_8
模数(法面模数) Mn=2.5 sb.J
bE8
齿轮1齿数 Z1=17 AsxD}Nw[Z*
齿轮1变位系数 X1=0.00 qd6fU^)i
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) =m tY
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 n- afDV
+ ^ yq;z
齿轮2齿数 Z2=77 id,NONb\
齿轮2变位系数 X2=0.00 )K0i@hM(n
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) p>kq+mP2bc
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ^ jyD#
x;#zs64f
总变位系数 Xsum=0.000 S!Jh2tsg`-
标准中心距 A0=117.50000(mm) ' Q 7Y-V
实际中心距 A=117.50000(mm jRQ+2@n{E
1oY^]OD]W
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) $8 =@R'
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) !Q %P%P<$
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) K+d2m9C =
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ]?< n#=eW
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) Vxdp|
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) }iww:H-1
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) bB 6[Xj{
Qn+:/ zA;
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) zx%X~U
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) X 0$@Ik
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) = r4!V>
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 4s. ]M>Yb
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ;L"!I3dM)
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) cxP&^,~
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) #&Is GyU
?IhB-fd>@
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) %&+59vq
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) nC njq=
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ]r/^9XaqtA
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Fo|xzLm9*|
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 m $dV<
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) _D;@v?n6!O
mG2'Y) S z
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) W>-B [5O&[
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 0^l%j 8/
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) fi%r<]@
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Fx W&8 9G
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 QU5Sy oL[
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) .#w6%c@
oy\B;aAK
齿顶高系数 ha*=1.00 H[WQ =){
顶隙系数 c*=0.25 -n))*.V
压力角 α*=20(度) h5~n 1qX
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ?=On%bh
端面顶隙系数 c*t=0.25000 3Qn!y\#
端面压力角 α*t=20.0000000(度) H Sz"
tN
2U$"=:Cf
LR&_2e^[
六、强度校核数据 D4Nu8 Wr$
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) {^ec(EsO#
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) -,# +`>w
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) QwW W! 8
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ,T5u'";
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) r@} bD kx
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 0!GAk
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 5J .0&Dda
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) F jrINxL7^
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 &"E
lm
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 oh-|'5+,;h
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) w=_Jc8/.
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Lxe^v/LsT
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Oe !6){OG)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) @!%n$>p/V
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 :1wr VU-?h
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 HEF?mD3h
#/-_1H
p3x?[ Ww
4Y ROB912
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 EtJ8^[u2J
l*
dV\ B
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 On_@HQ/FI
blt'={Z?.x
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
