已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Cdi u*#f
uKh),@JV
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw j0o_``
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min /bVU^v o
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m W*-+j*e|_P
2、根据负载选择电动机。 -U"(CGb5
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ?`,UW; Br6
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw $t-HJ<!
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 bWwc2##7jo
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 c^UG}:Y
3、传动比分配： j; 1X-
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 fT/;TK>z>
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 k5=0L_xc
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ;-@^G
3C:
2@1A ,
(2QFwBW]
N(]6pG=
高速级锥齿轮设计计算：
6I72;e ^!
A%oHx|PD
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC P$ Xi g
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS e! ar:>T
r3/ H_Z
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Tw`^
按齿面接触强度初步估算： <y \>[7Y
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) uOs
8|pj,
载荷系数k=1.2 jUZ84Gm{
齿数比u=i1=3 ?W9$=
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa mE%H5&VSI
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) {*`qL0u]^
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 6jiVz%`=Z
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 :Y0*P
则Z2=i1*Z1=19*3=57 -2w\8]u
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Obrv5 %'
l^%Ez?-:s
δ2=90°-δ1=71°33'54" :U0z;
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm W7S`+Pq
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm <E|i3\[p
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 7<mY{!2iF?
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 7*M+bZ`x
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm c#
U! Q7J
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Aj;Z
&
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm x;99[C!$
dm1=2.125*57=124.125mm =" #O1$
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 u8v;O}#
Zv2=z2/cosδ2=180.25 U{} bx
变位系数为0 PiM h]
0
ux& WN ,
其他结构尺寸（略） AwAUm 2^
0[7\p\Q
4、较核齿面接触疲劳强度（略） HO/Ij
[:
5、工作图(略） Z[R E | l{
:,Q\!s!
圆柱齿轮传动设计计算： "H" 4(3
SHOg,#m V
一、设计参数 0+}42g|_ Z
传递功率 P=5.5(kW) b<P9@h~:
传递转矩 T=109.42(N·m) U
]`SM6
齿轮1转速 n1=480(r/min) BRPvBs?Q,{
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 75u/'0~5
传动比 i=4.52 4`yCvPu
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ) kfA5xi[
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 U} ~SY
预定寿命 H=40000(小时) L%}k.)yev
lRF04
二、布置与结构 k(pI5N}pJZ
闭式,对称布置 J70#p F
--4,6va`e
三、材料及热处理 P%A;EF~ v
硬齿面,热处理质量级别 MQ 7I B<0
s { p-cV
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> OS;qb:;
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 vxhs 1vh
齿轮1硬度 HBS1=59
s!X@ l
T!0o( Pp<
齿轮2材料及热处理 =45调质 }><Vc ouJ[
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS _CO?HX5ek
齿轮2硬度 HBS2=230HBS !K-lO{Z^
47 xyS%X
[APwHIS
四、齿轮精度：7级 0+L:+S
FNL[6. !PV
五、齿轮基本参数 T2<?4^xN
模数(法面模数) Mn=2.5 1O] 'iS"
齿轮1齿数 Z1=17 2#1"(m{
齿轮1变位系数 X1=0.00 dmI~$*
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) [-5%[ty9X
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 OJ^kESrm8
H X%l L }E
齿轮2齿数 Z2=77
V` 7
齿轮2变位系数 X2=0.00 \ {` `r
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) : 8dQ8p;
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 XHs> Q>`
+ z}O*,M"q
总变位系数 Xsum=0.000 s.7\?(Lg
标准中心距 A0=117.50000(mm) @SeInew;`l
实际中心距 A=117.50000(mm "Zm**h. t
B3|h$aKC
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) 9'nM$ a
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 6a6;]lsG
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 1Tl^mS~k
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) XrP 'FLY o
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) h,%`*Qg6
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Sggha~E2s
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) }p,#rOX:A
_ 3@[S
F
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) `o/G0~T)
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) -' : ;0
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) E)w6ZwV
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) +g %h,@
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) WXHvUiFf
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) X!H[/b:1O
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ]JDKoA{S0
^4MRG6G
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) QguRU|y
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) (<GBh Nj=c
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) qZQB"Q.*
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ~dc
o
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 @M( hyS&on
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 7`xeuK
U$,-F**
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) &<nj~BL
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) PmjN!/
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ycD.X"
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ^*?mb)
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 *2,tGZ
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) % 9 Jx|
g \.O5H9Od
齿顶高系数 ha*=1.00 ]?p 9)d=%<
顶隙系数 c*=0.25 ,zF^^ ,lO7
压力角 α*=20(度) Q*jNJ^IW
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 N[=c|frho
端面顶隙系数 c*t=0.25000 'kuLk M,
端面压力角 α*t=20.0000000(度) TmviYP gb
*ggai?
H8!;
XB
六、强度校核数据 < @.!\
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .gQYN2#zb
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) i<\ WRzVT
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) =Ju%3ptH0
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) :,Zs {\oI3
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) z:1"d
R
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) } "QL"%
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) )L+>^cJI<
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) R6cd;| fan
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 \Gl>$5n p
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 aM5Hp>'nI
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) <nvzNXql
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 yDapl(
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) zp'Vn 7
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa)
E !EENg
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 d DrzO*a\
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #1)#W6 h\
Hb&C; lk
Zdfruzl&`
A)9F_;BY
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Zjkg"
vu@@!cT6e
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 )BeB xo7lv
4k_y;$4WN
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
