已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ULq#2l
=FkU: q$
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw {c|=L@/
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min .` z](s
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m N`7) 88>w
2、根据负载选择电动机。 V 45\ .V
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Y4]USU!PA
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw d^"<T z!
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。 iq> PN:mr
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 >1[ Hk0 <x
3、传动比分配： tH0=ysf
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 "oX @Z^
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 9*gD;) !
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 "wi=aV9j
Jrp{e("9
y jUSM}$
hX\z93an
高速级锥齿轮设计计算： sM)n-Yy#9
|tC`rzo
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC `<>Emc8Z
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ZzA4iT=KO
9/[3xhB4
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m HE911 l c:
按齿面接触强度初步估算： b&BSigrvou
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) f!;4 -.p`
载荷系数k=1.2 RkVU^N"
齿数比u=i1=3 &D, gKT~
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa "V!y"yQ
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) rWKc,A[
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm zG|}| //}
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 @ }:}7R6
则Z2=i1*Z1=19*3=57 f(Q -W6
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 4R5+"h:
1?\ # hemL
δ2=90°-δ1=71°33'54" 6 <JiHVP7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm \(U w. ri
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ~W'>L++
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm MsMNP[-l
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ,>X
+tEgR
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Q70LQCms
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm - g'[1
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm bV_@!KL$
dm1=2.125*57=124.125mm m\~{l=jIS
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ^ sxcBG
Zv2=z2/cosδ2=180.25 hO3>Gl5<
变位系数为0 #A ox$[|@
VmM?KlC
其他结构尺寸（略） !\.%^LK1
|) {)w`
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 5 3=zHYQ
M&Aeh8>uX
5、工作图(略） @Y":DHF5q
zmk# gk2H
圆柱齿轮传动设计计算： fI@4 v\
=ja(;uC
一、设计参数 Id3i qAL
传递功率 P=5.5(kW) J8[N!qDCj
传递转矩 T=109.42(N·m) X PnN"Y"y
齿轮1转速 n1=480(r/min) 4%/iu )nx
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) /*DC`,q
传动比 i=4.52 C
FY 3D|
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 SS; [{u !
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 K@u\^6419
预定寿命 H=40000(小时) dx{ ZG'@aH
9$F '*{8
二、布置与结构 Qzbelt@Wx
闭式,对称布置 KTX; x2r
]i\C4*
三、材料及热处理 >q0c!,Ay
硬齿面,热处理质量级别 MQ 6 |*em4
^i}*$ZC72
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> |7XV! D!\g
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 zb/w^~J _i
齿轮1硬度 HBS1=59 ^ s< p5V
cl s-x@
Kd
齿轮2材料及热处理 =45调质 L7i^?40
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ?0HPd5=<v
齿轮2硬度 HBS2=230HBS _:|/4.]`_
^DZ(T +q,
/(-X[[V
四、齿轮精度：7级 p:]k H
NYb eIfL
五、齿轮基本参数 -x i]~svg
模数(法面模数) Mn=2.5 <a_Q1 l
齿轮1齿数 Z1=17 f(Jz*el
S
齿轮1变位系数 X1=0.00 Y/Yp+W6n
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) z Q tg]@S
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 G
@ib
p7y8/m\6
齿轮2齿数 Z2=77 'LY.7cW
齿轮2变位系数 X2=0.00 tm27J8wPzV
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ?Y4$
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 RM2<%$
:BFecS&i5
总变位系数 Xsum=0.000 Aa^%_5
标准中心距 A0=117.50000(mm) @ %L rpD
实际中心距 A=117.50000(mm u
Ey>7I
z& !n'N <C
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) Ar@"
K!TS
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) f g1_D
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) *,B o $:(n
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) f"emH
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) R<>ptwy
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) rOC2 S(m
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) f,utA3[
"W:#4@
F
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) S i[:l
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) A*)G . o:
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) go^?F-
dZ
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) Ra%" +=
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) g~EJja ;
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) /Q
Xq<NG
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ~Dsz9 f
wGf U@!m
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 4Eq$f (QJ
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) md8r "
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Kts #e:k@
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) -X#Zn>#
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 Kfho:e,
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) E3X6-J|
z:C
VzK,
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) fh rS7f'Zd
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) /ekeU+j
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) gWcl@|I;\
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) s&-m!|P
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 a#i;*J
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) mx`C6G5
HFV4S]U=
齿顶高系数 ha*=1.00 V[&4Km9C
顶隙系数 c*=0.25 ,'~8{,h5
压力角 α*=20(度) *$uj)*5,
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Er; @nOyD
端面顶隙系数 c*t=0.25000 tBSHMz
端面压力角 α*t=20.0000000(度) y_bb//IAG
i|zs
Li/
|TCHPKN
六、强度校核数据 *`
}Rt
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .<Y7,9;YEF
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) r dK=f<I]
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) VFUuG3p)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ~y@,d
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa)
WW5AD$P*
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) SyHS 9>
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) &_mOw.
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 3<:(Eda}
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 >s3H_X3F
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 G&i<&.i
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) k@HV
wK'y
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 7A!E~/nSC
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) rkw^ RW^
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) KW^#DI6tr
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 :by EXe;3
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ;0j 8Xj
S!*wK-
BEn,py7
[l;9](\8O
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 i9KQpWG:
4`(b(DL]
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 !JZ)6mtlr
_ ^5w f
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
