已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 *f*o
,~8V1
%h^ f?.( :
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw >J['so2Bf
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min \ 0J &^C
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m {~0 r3N4Zl
2、根据负载选择电动机。 [:" 7B&&A
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 SMMvRF`7
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ^ - 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。 1c19$KHu
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 2)4oe
3、传动比分配： %1UdG6&J_
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 |<Rf^"T
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 3j } @}2D
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 #
M18&ld,r
Ef"M e(
fZNWJo# `.
<" Hb X
高速级锥齿轮设计计算： C/{%f,rU
LmjzH@3
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC t`
f.HJe
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Bf+7;4-
syB.Z-Cpd
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 2r*Yd(e
按齿面接触强度初步估算： l0@+ &Xj
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) TChKm- x
载荷系数k=1.2 :@c\a99Kx
齿数比u=i1=3 7
yp}
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa eU ZvJTE
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) L>>Cx`ASi
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm D)){"Q!b
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 0$1-5XY9
则Z2=i1*Z1=19*3=57 U{|WN7Q:A
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" gzd)7np B2
}N`m7PSf
δ2=90°-δ1=71°33'54" "inXHxqu/J
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ^wTod\y
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm HTw7l ]]
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm SXF~>|h5<
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm }MCJ$=5
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm %D
$+Z(
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm uYy&< _r
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm @/ G$
C9<
dm1=2.125*57=124.125mm /gUD!@
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 z]33_[G1U
Zv2=z2/cosδ2=180.25 SO8b~N
变位系数为0 I] vCra
bS"zp6Di
其他结构尺寸（略） yf@DaIG
Lq cHsUFj
4、较核齿面接触疲劳强度（略） jTE~^
S :%SarhBD
5、工作图(略） [ )KLmL%
H=1Jq
圆柱齿轮传动设计计算：
r]lPXj(`
WB(Gx_o3
一、设计参数 <o:|0=Sw b
传递功率 P=5.5(kW) J%SuiT$L&Y
传递转矩 T=109.42(N·m) EI!e0 V1!
齿轮1转速 n1=480(r/min) OK \F
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 'pQ\ BH
传动比 i=4.52 6>R|B?I%
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 V+- ]txu|
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 y>jP]LR4
预定寿命 H=40000(小时) ,,o5hD0V9
#s]'2O
二、布置与结构 *C"-$WU3o
闭式,对称布置 zM+eb| >cr
D5gDVulsh
三、材料及热处理 +x_9IvaW&?
硬齿面,热处理质量级别 MQ Z&[_8Y5j
hQPNxpe
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> N "Mw1R4
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ]46#u=y~3
齿轮1硬度 HBS1=59 ^mZ eAW
c
D0-g=&
齿轮2材料及热处理 =45调质 >2[nTfS
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS K%iA-h
齿轮2硬度 HBS2=230HBS HLsG<#
=&YhA}l\O
D g~L"
四、齿轮精度：7级 {IR -g,B
71(C@/J
五、齿轮基本参数 =}^J6+TVL
模数(法面模数) Mn=2.5 T=D|jt
齿轮1齿数 Z1=17 (>usa||
齿轮1变位系数 X1=0.00 <-rw> ,
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) uE%$<o*#
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 j| X>:!4r
yK" T5^o
齿轮2齿数 Z2=77 "CcdwWM
齿轮2变位系数 X2=0.00 Iy JHKDFk
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
##_Jz 5P
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 m2h@*
6tKCY(#oO+
总变位系数 Xsum=0.000 <yw(7
标准中心距 A0=117.50000(mm) MeMSF8zS Q
实际中心距 A=117.50000(mm E
Zh.*u@^r
W< sa6,$
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) (m% A>e
B
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) m. EIMuj
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) _&xi})E^O]
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) bWEti}kW
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 2T > K!jS
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) '7;b+Vbl#
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) DLBHZ?+!
_C nl| '
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) zC< k4[ .
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) K#_x.: <J
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) waRK$ /b
(
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) *s1^s; LR
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 'wm :Xa
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) &up M,Jsr*
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ;2\+O"}4H
BK ;Gh0mp
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm)
_ 0g\g~[
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) >A_:q yGk
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 6G0Y ,B7&
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) IVdM}"+
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 JDp{d c
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) n4%ZR~9WH
5%)<e-
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) |X6 /Y@N
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) p;0p!~F=49
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) mJN*D P{
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Md[M}d8
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 ^T&@(|o
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) {@YY8SKb9
OPe3p {]
齿顶高系数 ha*=1.00 mtd ,m
顶隙系数 c*=0.25 / ; {E}`
压力角 α*=20(度) l\t\DX"s_
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 rU!QXg]uD
端面顶隙系数 c*t=0.25000 mi]b S
端面压力角 α*t=20.0000000(度) F :p9y_W
R!Lh ~~@{(
'JK"3m}nT
六、强度校核数据 l2Pry'3
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ]:_s7v
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Q}6!t$Vk
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) @ ]F1J
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) h'm-]v
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) w 8B SY
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 0 * ^>/*
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) '
Ih f|;r
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) DV{0 |E
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 s{9 G//
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ^I y'G44
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa)
Swr
8
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 '^!#* O
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ;Y9-0W
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 7U647G (Sg
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
kJ[r.)HU
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 {16]8-pe
r?2EJE2{ V
{$xt.<
N5d)&a
7?
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 RIdh],-
XT%\Ce!
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 f1w_ Cl
j@u]( nf
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
