已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。
LI[ ?~P2\
2s 7mI'
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw '9qn*H`'
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min a\=-D:
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m J' W}7r
2、根据负载选择电动机。 XdpF&B&K7Q
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 $,TGP+vH
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw [FGgkd}
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 O@s{uZ|A6
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 Yv^p =-E
3、传动比分配： 1!!\+
c2*
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 3 4SA~5
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 `\!X}xiWd
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 i^W Ir h3a
rJ Dnu R
/|?F)% v\
*8PN!^
高速级锥齿轮设计计算： g Qy~kctQ#
c f)J )
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC > @ +#
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS y0<U u
}qAVN
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ?4 qkDtm
按齿面接触强度初步估算： ZRnL_ z~
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) [ (|^O>k8c
载荷系数k=1.2 GB>aT-G7q
齿数比u=i1=3 c`
,
2h#
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa [![ G7H%f
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Y9u;H^^G
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 77*qkKr
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 rnO0-h-;
则Z2=i1*Z1=19*3=57 '.Z4 hHX
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" OEnDsIhq
SauH>
δ2=90°-δ1=71°33'54" dCe X}Z
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm &Yf",KcL*I
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm T1W:>~T5#
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm @DuK#W"E u
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm D L {R|3{N
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm \tx% WC
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm vZu~ LW@1
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 1 {Jb"
dm1=2.125*57=124.125mm 7)^:8I(
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 #f*g]p{
Zv2=z2/cosδ2=180.25 rA1q SG~c
变位系数为0 ZB [ k{Y
,3HcCuT
其他结构尺寸（略） wzh ]97b
(#|{%4g@>
4、较核齿面接触疲劳强度（略） y bQP E/9
"'a* [%
5、工作图(略） Gf0,RH+
S@xXq{j
圆柱齿轮传动设计计算： nN aXp*J
R?pR xY
一、设计参数 jQ=~g-y
传递功率 P=5.5(kW) [A9JshMo
传递转矩 T=109.42(N·m) \:v$ZEDJ>
齿轮1转速 n1=480(r/min) a}gk T]
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 2r&R"B1`(
传动比 i=4.52 <&<,l58[c
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Y] N,.pv=
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ?D|\]0 eN
预定寿命 H=40000(小时) 1ibnx2^YB
!MVj= (
二、布置与结构 <G ~>~L.E
闭式,对称布置 p'f%%#I
r-IT(DzkD
三、材料及热处理 Quzo8 u
硬齿面,热处理质量级别 MQ u6 Je@e_!
fD4ICO @
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> .Cz %:%9
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 QI}E4-s8
齿轮1硬度 HBS1=59 Xsuwa-G!5~
Pc_VY>Ty
齿轮2材料及热处理 =45调质 2i7e#
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS m C[UXN/
齿轮2硬度 HBS2=230HBS 7dOyxr"H-
tX%`#hb?s
P0Z! ?`e=M
四、齿轮精度：7级 LL*mgT Q
-#s [F S
五、齿轮基本参数 M4m$\~zf
模数(法面模数) Mn=2.5 ymN!-x8q>'
齿轮1齿数 Z1=17 jrMe G.e=D
齿轮1变位系数 X1=0.00 LF*&(NC
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) )ev< 7g9*q
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 }
JiSmi6o
JC#> Td
齿轮2齿数 Z2=77 3c3OG.H$8
齿轮2变位系数 X2=0.00 $` VFdAe
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 9GLb"6+PK
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 <F=9*.@D
A,gEM4
总变位系数 Xsum=0.000 k`{7}zxS
标准中心距 A0=117.50000(mm) Wu1 {[a|
实际中心距 A=117.50000(mm I?Aj.{{$G%
nV_8Ke
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) fJAnKUF)
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) uz3 0_aH
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) M@Q3M(z
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) GV.A+u
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) #Q"O4 b:8
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) c iQZHH2
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Dw<k3zaW
u3 0s_\
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 2aN<w'pA
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) *QGm/ /b
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) ,u9M<B<F
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) |JF@6
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) qJ4T]FVN
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Zw1U@5}A
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) %@"!8Y(j
O1&b]C#
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) &opd2
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ZraT3
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ufV!+$C)is
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) A]0 :8@k5
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 8;14Q7,S
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 7R4 z}2F2
4QOEw-~w&s
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) D]G )j
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) VZ&
A%UFC
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 7JJ/D4uT
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) WI> P-D
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 .iMN ,+qP
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) $j}OB6^I
q#w8wH"
齿顶高系数 ha*=1.00 ^O(=Vry
顶隙系数 c*=0.25 u c7Eq45
压力角 α*=20(度) 9^Fz iM
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 BVsD(
@lX
端面顶隙系数 c*t=0.25000 Q6gt+FKU9
端面压力角 α*t=20.0000000(度) j]|U
%p^.|Me7
@yd4$Mv8%
六、强度校核数据 S"Lx%
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) =@2FX&&E_
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) <@wj7\ pQ
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) L( T12s
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) =OIw*L8C"I
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ui q^|5Z
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 3 >E%e!D%
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) sJwyj D$b
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) H{J'#
9H
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 GdV1^`M6
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ~qe%Yq
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) FR2=
las"z
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 cdqB,]"
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) dL7E< ?l
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) bVP"(H]
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 n
-(
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 JSh.]j<bJL
ljl^ GFo
K\"R&{+=
gs!(;N\j|
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 v8AS=s Y4r
F}Vr:~
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 zO g7raIa
qC
F5~ ;7
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
