已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 8Ud.t =2
*} * HXE5
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw '3^_:E5y
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min $lB!Q8a$
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m NjS<DzKhK
2、根据负载选择电动机。 % A
5s?J?
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 rG-x 3>b
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw e]1) _;b*
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。 7.{+8#~nV
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 UptKN|S&V
3、传动比分配： lx$Z/f
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 aIT0t0.
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 s'/_0
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 CZy!nR!
M+-odLltw
JWu0VLo
kFQo[O]
高速级锥齿轮设计计算： 1OY
5tq
!*^+7M
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC aa]|
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Lz9|"F"V
=H-BsX?P
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m r
'ioH"=
按齿面接触强度初步估算： ?/3{gOgI$`
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 1"A"AMZf
载荷系数k=1.2 9~ V(wG
齿数比u=i1=3 t`6~ ud >
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa =f=> buD
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) v*y,PY1*
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ` )=sQ 2P
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 QeQw mI
则Z2=i1*Z1=19*3=57 z\k 6."e_&
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 3DjX0Dx/l
CW@EQ3y0
δ2=90°-δ1=71°33'54" |em_l$oGc
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm gBgaVG
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm gW G>}M@
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 7O r?$
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 'uqY %&U
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm OS~Z@'Eg
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm t:'^pYN:g
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm |Ntretz`\
dm1=2.125*57=124.125mm .4z_ohe
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 +s+E!= s
Zv2=z2/cosδ2=180.25 [2!?pVI
变位系数为0 Np
opg1Gv>
9j5k=IXg#a
其他结构尺寸（略） /jc;
2
WD8F]+2O\
4、较核齿面接触疲劳强度（略） -<\hcV`&
Zh:@A Fz:R
5、工作图(略） /KgP<2p
cW{ Bsr
圆柱齿轮传动设计计算： [r1 \FF@v,
E_xCRfw_i]
一、设计参数 s|Vbc@t
传递功率 P=5.5(kW) bhjJH,%_>
传递转矩 T=109.42(N·m) n7#}i2:
齿轮1转速 n1=480(r/min) Nk\/ l K\
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) n~yhX%=_Du
传动比 i=4.52 yEL5 U{
原动机载荷特性 SF=均匀平稳
? D@WXE0a
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 NW*$+u%/R
预定寿命 H=40000(小时) J.,7d ,
L# .vbf
二、布置与结构 d-UQc2r
闭式,对称布置 $Ehe8,=fj
}(UU~V
三、材料及热处理 CVgVyy^
硬齿面,热处理质量级别 MQ dJ,,yA*
G $iC@,/
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> @ ojV8
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 8Vm)jnM
齿轮1硬度 HBS1=59 I|P#|0< 2
y =e|W=<D&
齿轮2材料及热处理 =45调质 \BdQ(r m
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS \avgX ndI
齿轮2硬度 HBS2=230HBS O&PrO+&
\4 hB1-
s+ ] 6X*)
四、齿轮精度：7级 lDtl6r/
&Ht5!zuW,
五、齿轮基本参数 U NescZ
模数(法面模数) Mn=2.5 ?wj1t!83
齿轮1齿数 Z1=17 `yua?n
齿轮1变位系数 X1=0.00 BWG#W C
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) k%sh ;1.
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 idP2G|Z
.^FdO$"
齿轮2齿数 Z2=77 |D[4 G6&
齿轮2变位系数 X2=0.00 ":Ll. =!
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) s#C~HK
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 sxn^1|O;m
l%xjCuuhU
总变位系数 Xsum=0.000 _*d UH5
标准中心距 A0=117.50000(mm) A:Kit_A
实际中心距 A=117.50000(mm H.s:a#l?
5wy3C
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) %D<>F&h
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) N:e5=;6s
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) (Q][d+} /
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) K Fn [
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) {P
$sQv
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) !:<n]-U
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 6 #Afj0
&-M}:'
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) lX|d:HFtP
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) : x@j)&
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Jhr3[A
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) \6c8Lqa
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) i.6+ CA
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ]='z Y3
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) )2y#
cM*
j21nh > d
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) z !:%Hbh=
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) KM ogwulG
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) t73" d#+
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) -_"6jU
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 je^=g nq
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) "1%YtV5R{
0l>4Umxr{J
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) `\5u/i'Ca!
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) t7qY!S (
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Jde@T h
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) A1V^Gi@i
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 }2~$"L,_
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) @Xj6h!"R
AvEd?
齿顶高系数 ha*=1.00 %[H|3
顶隙系数 c*=0.25 ^OnZ9?C{R
压力角 α*=20(度)
]pP:
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 !;s5\91
端面顶隙系数 c*t=0.25000 ] B3\IT
端面压力角 α*t=20.0000000(度) >7I"_#x1:
aX{i
2
rx``,7Q
六、强度校核数据 &d/x1 =
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ),]XN#jp(u
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) xN=:*#Z"pb
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) E-J<%+
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) On4tK\l @
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) >,)tRQ S
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ur A
kV#d#
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) |w w@V<'/#
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Q/< ?v! h{
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 2UJj Yrm
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 y=spD^tM8
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) )=@ SA`J
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ]'!$T72
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ( !=^ (Nd
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) n/jZi54gO
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 l0-zu6i w
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 5svM3 #
`37$YdX
iX\]-_D
:#& Y
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 0$A7"^]
A4` 3yy{0-
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 oQ"J>`',
r }Ec_0_lt
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
