已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 B}04 E^
f8-`bb
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw e^ *&&
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min h_ t`)]-
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m pq0Z<b;2
2、根据负载选择电动机。 >C,0}lj
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Gw) y<h
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw /[ m7~B]QE
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。 Fq Jd
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 kVLZdXn,q2
3、传动比分配： 3F, M{' q
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 6c+29@
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 FTUfJIVN(
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 r~=+>,
_
G>p edE\
?n<F?~
W.4R+kF<
高速级锥齿轮设计计算： P_b5`e0O
iAe"oXK|
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC =X(N+(1~
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS w5q6c%VZ
12i` 82>;
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m <nJGJ5JJ
按齿面接触强度初步估算： F$>#P7ph\a
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 9V)c f
载荷系数k=1.2 _ 9D]1f=&
齿数比u=i1=3 Hd4 ~v0eS
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ~7aD#`amU
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) CXn?~m&K
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm X,@nD@
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 1<h@ ^s ;
则Z2=i1*Z1=19*3=57 x=0Ak'1M
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" q h bagw~
_&(Wz0
δ2=90°-δ1=71°33'54" dDiy_Q6
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm PU ea`rE?R
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm <O)
if^
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 5<X"+`=9
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm W' Y<iA
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm j* 2/[Eq
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ,6y.wNb :F
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ,PpVZq~
dm1=2.125*57=124.125mm Af]BR_-
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 gs}&a3d7k
Zv2=z2/cosδ2=180.25 V B ^1wm
变位系数为0 gT[] "ZT7
CWZv />,%
其他结构尺寸（略） e8SAjl"}
+ d >2 '
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 6k')12~'
% eF=;q
5、工作图(略） O|m-[]
p8]X Ne
圆柱齿轮传动设计计算： 11S{XbU
R(>
oyxA[F
一、设计参数 |@rf#,hTDp
传递功率 P=5.5(kW) 3#fg
2
传递转矩 T=109.42(N·m) U &^(%W#
齿轮1转速 n1=480(r/min) &B8x0 yi
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) (CDh,ZN;|
传动比 i=4.52 WO69Wo\C
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 j~rW
2(
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 3-y2i/4}$
预定寿命 H=40000(小时) cgcU2N6y;
`j2|aX
%Z*
二、布置与结构 ,~ =+]9t
闭式,对称布置 QeQw mI
4M$"0}O;[h
三、材料及热处理 }lkU3Pf1U
硬齿面,热处理质量级别 MQ &mJm'Ks
(=%0 x"'
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> *Ta
{
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 gW G>}M@
齿轮1硬度 HBS1=59 7O r?$
'uqY %&U
齿轮2材料及热处理 =45调质 7CU<R9Kl
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 0CeBU(U+|R
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ]7,0}q .
o
-x=/b
h ^zcM_
四、齿轮精度：7级 w V v@
T~lHm
五、齿轮基本参数 yBqK ldl
模数(法面模数) Mn=2.5 BC%V<6JBu(
齿轮1齿数 Z1=17 Y,KSr|vG
齿轮1变位系数 X1=0.00 nqY arHi
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) \!)1n[N
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 i:R_g]
hs)_h^P
齿轮2齿数 Z2=77 gE&83 i"
齿轮2变位系数 X2=0.00 ,PWMl [X
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) P1q nU
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 #9(iu S+BU
E zU=q
E
总变位系数 Xsum=0.000 R"`<ZY6(Ou
标准中心距 A0=117.50000(mm) H"JzTo8u
实际中心距 A=117.50000(mm mj& 4FQ#O*
n~yhX%=_Du
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) K}dvXO@=|c
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) |r`0< `
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) \S#![NC
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) lt C
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ;: ~-=\
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) VPDd*32HC
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) I(Q3YDdb
$=!_ !tr
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) rV/! VJ6x
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [ @/x
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) KF HcHz
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) | /RZGC4
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) c sv;u'
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) PAjH*5I A
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) $2v{4WP7G
U'xmn $ O
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) uWr vkLGN
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) tb'O:/
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) X./7b{P ax
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) V%w]HIhq
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 X|p Ow,"
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) \ci[<CP
";/,FUJJ
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ?wj1t!83
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) `yua?n
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) >KCnmi
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) D]5cijO 6
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 |s[k= /~"
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) {# TZFB
F@@6D0\X?
齿顶高系数 ha*=1.00 tq8rG@-C
顶隙系数 c*=0.25 0bI}
s`sr
压力角 α*=20(度) E<4'4)FHuQ
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 r=^ ?
端面顶隙系数 c*t=0.25000 hT$/ B|
端面压力角 α*t=20.0000000(度) %b3 s|o3An
:"~n`
Q2[
wD`jks
六、强度校核数据 |7E1yu
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 5>"X?U }He
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Hyz:i) 2
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) #bdSH) V
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ;{K/W.R
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) >_LZD4v! <
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) Z E0D=
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ;=E!xfp5U
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) t8upS
u|
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ~{gV`nm=J
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 D eM/B5qw
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) xe!6Pgcb
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 C:@JLZB
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) `l`)Cs;a
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 4l pkq
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 dG*2-v^G
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 &!
MV !9$
md`"zV
3!0~/8!f@
DmpG35Jk
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 -k"5GUc|
?*2Uw{~}
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 8 UN7(J
E)utrO R
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
