已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 R] tHd=kf
mT
<4@RrB
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Qr D zf e[
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 22"M#:r$
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m W$ O^IC
2、根据负载选择电动机。 .h ~M&d!
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Qw!cd-zc
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ^>gRK*,
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。 p+ SFeUp
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 nyWA(%N1
3、传动比分配： -== @7*x!Z
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 +Pd&YfU9
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 ?7 e|gpQ|
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 B q+ RFo
i[`n u#n/
7(rTGd0
>*(4evU
高速级锥齿轮设计计算：
T8h.!Vef
=unMgX]$
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC
m(,vym t
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS |}b~ss^
ck>|p09q'9
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m */sVuD^b`
按齿面接触强度初步估算：
LKieOgX
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) dE!{=u(!i
载荷系数k=1.2 RXh0 hD
齿数比u=i1=3 7Te`#"
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa HK) $ls
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 5 gARGA
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm WCA`34 (
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 %_;q<@9)
则Z2=i1*Z1=19*3=57 }`&#{> ]2
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" &&4av*\I
JM!rop^
δ2=90°-δ1=71°33'54" W Y_}D!O
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 4j|]=58
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm eUPG) { "
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 'uBXSP#
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm -B fZ P5
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm FiMP_ y*S
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm e;~[PYeu
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm x^^; /%p
dm1=2.125*57=124.125mm O|m-Uz"+
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 z=<x.F
Zv2=z2/cosδ2=180.25 wvvMes X<L
变位系数为0 m:5 *:Ii.
FKY|xG9
其他结构尺寸（略） 3GUO
k<wX ? ?'
4、较核齿面接触疲劳强度（略） #x$.
:A
$%5;-kO
5、工作图(略） NX&mEz
"P\k_-a'
圆柱齿轮传动设计计算： i`Fg kABw
L3lf2 8W
一、设计参数 oNY;z-QK
传递功率 P=5.5(kW) }C! N$8 d,
传递转矩 T=109.42(N·m) | V Ps5
齿轮1转速 n1=480(r/min) g#ubxC7t<
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) z #c)Q
传动比 i=4.52 9:"% j
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 Ar7vEa81
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Os'
7h
预定寿命 H=40000(小时) Z7%
|'E R
h~{TCK+I
二、布置与结构 S~0 mY}
m
闭式,对称布置 ?VS (W
9$8 B)x
三、材料及热处理 ]n1@!qa48
硬齿面,热处理质量级别 MQ = zW}vm }
(|L0s)
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> )pLde_ k
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 Ql&5fyW
齿轮1硬度 HBS1=59 -8;U1 ^#
+168!Jw;
齿轮2材料及热处理 =45调质 XBe!9/'k>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ax0RtqtR&
齿轮2硬度 HBS2=230HBS s9svu Fb
&Q
7Q1`S
e}Cp;c]=
四、齿轮精度：7级 +F$c_
\>
4<fKB&
五、齿轮基本参数 } /q]:3M|
模数(法面模数) Mn=2.5 { \9vW; '
齿轮1齿数 Z1=17 f{MXH&d 1\
齿轮1变位系数 X1=0.00 pe$"
nUy|
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) XcB!9AIO
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 {j O:9O @
Wcd;B7OH
齿轮2齿数 Z2=77 T(zE RWo
齿轮2变位系数 X2=0.00 vp7J';
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) B'"(qzE-kM
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 hi4#8W
!PJD+SrG
总变位系数 Xsum=0.000 >utm\!Gac
标准中心距 A0=117.50000(mm) *-"DZ
实际中心距 A=117.50000(mm k2DT+}u7G
$}RB K'cr}
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) U86bn(9K
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Y1? w f.
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) L]I ;{Y
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ]pr( hk
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) _1_CYrUc
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ,?g}- >ZB
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) {#"[h1
k/bY>FY2r
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 6c H.s+
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) fvnj:3RK
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) w6 0I;.hy
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) H:byCFN-
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) at"-X ?`d
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) YLs%u=e($
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) T pXbJ]o9
uj#bK
7
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) :k9n
9
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Ve\^(9n
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) {`~uBz+dJq
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) <Vucr
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 6$]@}O^V
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) nv>|,&;
uFPJ}m[>5
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) _"Yi>.{]
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) 6i AHus-
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) &, E^ y,r
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ;s{k32e
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 sk* AlSlM
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) USB U?WDt
<NRW^#g<x
齿顶高系数 ha*=1.00 g=W1y
顶隙系数 c*=0.25 vzDoF0Ts*p
压力角 α*=20(度) PNVYW?l
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 S5B12P
端面顶隙系数 c*t=0.25000 W
&wqN
端面压力角 α*t=20.0000000(度) cb|cY Co5
*$+k-BV
UC&f
六、强度校核数据
%T9'dcM
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) IJX75hE0g
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) G-FeDP
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) O #[+=
^
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 9?M>Y?4
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) P]V/<8o.53
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa)
:)7{$OR&
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) J* V@huF
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) _ 19x `J3
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 |S0]qt?
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ~+ _|J"\
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Iu(j"b #
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 r(qA e{
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) VL6_in(
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 1 /@ lZ
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 )1de<# qM
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 VI:EjZ/|a
z +NxO !y
p\xi 5z
P|M#S9^]
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 :.xdG>\n3
C8^=7H EB
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 i
qLNX)
KBVW <;C$
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
