已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 Q;$/&Y*
nuv$B >
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw _jb"@TY
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min &4MVk3SLx#
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 48%a${Nvvj
2、根据负载选择电动机。 Ll &5#q
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 -p !KsU
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw p|%Y\!
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 >Q\H1|?
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ?t. ?f`(|
3、传动比分配： :S7yM8 b`
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 u=
+
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 .'AHIR&>
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 L@R%*- a
Js#c9l{{
)@`w^\E_~_
XWy
iS\
高速级锥齿轮设计计算： |V~P6o(/
&FvN z
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 8QZk0O
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Mw5 !9@Fc7
!%M-w0vC9
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m " Gn; Q-@
按齿面接触强度初步估算： )J88gMk+
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) R ;V (D3
载荷系数k=1.2 c!\y\r
齿数比u=i1=3 Q}.y"|^
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa K6oX n z}
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) LA@}{hU
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm +`Bn]e8O
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 s* YFN#Wuc
则Z2=i1*Z1=19*3=57 >a-+7{};
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" ng <`2XgU
ta 6 WZu
δ2=90°-δ1=71°33'54" 246lFx G .
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm =<_5gR
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm zXf+ie o
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm D\l.?<C
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm g4$%)0x%
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm +@qk=]3 a
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm A0 X 0t
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm < 5_Ys
dm1=2.125*57=124.125mm M2EN(Y_k0
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 7Y*m_AhxJ
Zv2=z2/cosδ2=180.25 | 8`;55G
变位系数为0 B+DRe 8
8k` zMT
其他结构尺寸（略） )?bb]hZg?O
\mu9ikZ<
4、较核齿面接触疲劳强度（略） jR kq^}
pz
IMj_
5、工作图(略） ^[Er%yr0
9iy|=
圆柱齿轮传动设计计算： Q%xY/xH]
|O9=C`G_
一、设计参数 2!3&Ub#FO
传递功率 P=5.5(kW) Yr= mLT|JN
传递转矩 T=109.42(N·m) fDqXM;a"
齿轮1转速 n1=480(r/min) @ty|HXW
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) uWInx6p
传动比 i=4.52 td&l T(7
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 D)sEAfvX
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 %UJ4wm
预定寿命 H=40000(小时) .>'Z9.Xnk
uRy6~'
二、布置与结构 y&Hh8|'mC
闭式,对称布置 Yc V ~S# b
LI<5;oE;
三、材料及热处理 Xh/av[Q
硬齿面,热处理质量级别 MQ fx-*')
5l}h8So 4
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> bN&da
[K
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 K)@}Ok"#\4
齿轮1硬度 HBS1=59 iP%=Wo.
rw2|1_AF
齿轮2材料及热处理 =45调质 w$ {
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 6v#G'M#r
齿轮2硬度 HBS2=230HBS R7{hoqI2
G]1pGA;
i?/?{p$#a-
四、齿轮精度：7级 UG_0Y8$
[AzN&yACE
五、齿轮基本参数 \(FD R
模数(法面模数) Mn=2.5 K-u/q6ufK
齿轮1齿数 Z1=17 6I#DlAU@v
齿轮1变位系数 X1=0.00 2AW{qwk7
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) kwR@oVR^
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ] O>7x
3p W
MS&
齿轮2齿数 Z2=77 b]#d04]
齿轮2变位系数 X2=0.00 8Q -F
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) AyO|9!F@A
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 6{X>9hD
hob$eWgr
总变位系数 Xsum=0.000 q)b?X
^
标准中心距 A0=117.50000(mm) CM1a<bV<
实际中心距 A=117.50000(mm gu[dw3L
r![JPhei
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) r&sOM_BU F
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) : Qo
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Y` ?X Fy:
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) u(Sz$eV
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ~{G: ,|`
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) F:S>\wG,
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) CH it
u g"<\"
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) veg!mY2&
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) !gHWYWu)!
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) <@2# VG
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) _l=
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) f94jMzH9z
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) D])YP0|}
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) gdE `UZ\
So.P @CCd
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) =Fy8rTdk6r
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) GTe:k
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) zN)\2
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) .{ a2z*o
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 {WeXURp&nF
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ko2j|*D6@~
ZCFf@2&z8
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) A=d$ir
K[
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) |;m`874
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) dHF$T3 3It
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) $YY)g$
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 CN~NyJL H
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) uo'31V0
ZNpExfGEU
齿顶高系数 ha*=1.00 tlL n
顶隙系数 c*=0.25 vSC0D7BlG
压力角 α*=20(度) uE#,c\[ 8
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 xf"5<PTW</
端面顶隙系数 c*t=0.25000 JOx ,19r
端面压力角 α*t=20.0000000(度) n,a5LR
!aw#',r8m
=Z .V+ 4+
六、强度校核数据 #lsh N,CPm
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) o?mXxL)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Tb1}XvZ
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) "E)++\JL
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) oA ;Ty7s
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) DwY<qNWT
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) .n&
Cq+U;
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ''OInfd?
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) WCmNibj
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 /E{dM2
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 G k"L%Zt)
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) YG 5Z8@kH
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ) Zb` ~w
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) }pE~85h4M
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) w-H%B`/
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 C nSX
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 (21 W6
'*N9 "C
EhIV (q 9x
A?IZ(
Zx(`
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 e4=FU&RpNH
SQt|(r)
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 BnaU)E h
?7kV+{.
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
