已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ` S"W8_m
F\>oxttS1
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw cy W;,uT)D
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min M'yO+bu
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 1#grB(p?
2、根据负载选择电动机。 wA?@v|,dZ
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 {mNdL J
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw o_iEkn
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。 f#@S*^%V$
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 H76E +AY
3、传动比分配： mO#I nTO
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 bfFmTI$,
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 ./$
<J6-J
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 K!GUv{fp
wD`[5~C{
2 =>*O
@4;&hP2Z:
高速级锥齿轮设计计算： +H7y/#e+3
E] NY
(1
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC { 5>3;.
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS d -~vR(tU
vCj4;P g
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 7'Lp8
按齿面接触强度初步估算： D L,[k
(
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) NdZ)[f:2
载荷系数k=1.2 <nBo}0O}
齿数比u=i1=3 AWO0 NWTB
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 9hy'DcSy,
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) tyB)HF
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 9qE OgJ
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 v{o? #Sk1
则Z2=i1*Z1=19*3=57 D - 6
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" oew|23Ytb
A^- iHm
δ2=90°-δ1=71°33'54" =nzFd-P
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm [ a@ B
=E
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm B~?c3:6
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm KGu= ;
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm >rKhlUD
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm ?9p$XG
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Mq@}snp"S
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm mmHJ h\2v
dm1=2.125*57=124.125mm gt/!~f0 r
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 gV|Y54}T
Zv2=z2/cosδ2=180.25 H<,bq*@
变位系数为0 M+0x;53nz
$.a|ae|K
其他结构尺寸（略） >PIPp7C
Xtkw Z 3
4、较核齿面接触疲劳强度（略） u#FXW_-TK
&3 I$8v|!?
5、工作图(略） /_q# a h
BhLZ7 *
圆柱齿轮传动设计计算： gGI8t@t:
(etUEb^}T
一、设计参数 ` y2ljIWJ
传递功率 P=5.5(kW) eES'}[W>
传递转矩 T=109.42(N·m) wlr Ign%
齿轮1转速 n1=480(r/min) *Rq`*D>:U}
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ^7Lk-a7gp
传动比 i=4.52 #& V5H{
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 t@)my[ !
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 .a,(pq Jg
预定寿命 H=40000(小时) 9<l-NU9 _
4: U0f;Fs
二、布置与结构 @bT3'K-4
闭式,对称布置 i S
j7}lF?cJ2
三、材料及热处理 D^u\l
硬齿面,热处理质量级别 MQ q!&B6]
V9 T
4 +
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Fj^AW v^/
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 gLD{1-v
齿轮1硬度 HBS1=59 Ff<) 4`J
4{Udz!
齿轮2材料及热处理 =45调质 ;g9% &
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS i=L8=8B`
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Hd 0Xx}3&
* Tp]h 0
@8zT'/$
四、齿轮精度：7级 < Y>3
W`x)=y]Z
五、齿轮基本参数 C_G1P)k
模数(法面模数) Mn=2.5 e!Br>^8l
齿轮1齿数 Z1=17 nLJBq )i
齿轮1变位系数 X1=0.00 bnr|Y!T}Bi
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) BFh$.+D
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 U
Du~2%
$)*xC!@6X
齿轮2齿数 Z2=77 Lm|al.Z
齿轮2变位系数 X2=0.00 6vobta^w
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) "0-y*1/m
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 R hio7C
O>AFF@=
总变位系数 Xsum=0.000 H) 5Qq Z8
标准中心距 A0=117.50000(mm) =/9<(Tt %m
实际中心距 A=117.50000(mm y]'CXCml)
p=B?/Sqa
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) -k{ Jp/-D
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) @9vvR7{P
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) oLS7`+b$
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) !M (:U,?B
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) r6t&E %b
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ~z iexZ=N
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) SF< [FM%1
\Y e%o}.{
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 4SR(->@
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) J3=BE2L
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) $<OhGk-
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) GNU;jSh5
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) m7m
\`;
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) E[?kGR[
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) )gXT Rkmw
a$m_D!b~_
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) _- %d9@x
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) %F J#uQXZ
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ~`R 1sSr"
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ~@P )tl>
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 wmYvD<
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) |$e: *
Ttv'k*$cP
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) WZ?!!
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) *j F# ^=
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) +< KNY
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) }V]eg,.BJ
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 R 1'`F{56
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 1;Xgc@
TyOH`5 D
齿顶高系数 ha*=1.00 ^>m^\MuZ
顶隙系数 c*=0.25 ({ M?Q>s
压力角 α*=20(度) [5Y<7 DS
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 a)S7}0|R
端面顶隙系数 c*t=0.25000 GuO`jz F
端面压力角 α*t=20.0000000(度) =M<z8R
lIh[|]
wL2XNdo}<
六、强度校核数据 ,4Y*:J U4
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) QlD6i-a
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Q4wc-s4RN
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) &&PgOFD
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) #C\4/g? =,
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) uRQ_'l
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) &p "( -
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) m:{tgcE
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) g j+3y9
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 *{5>XH{
x
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 c_1/W{
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) ~>%DKJe
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 <v$QM;Ff
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) Gzm$OHbn
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 84M3c
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 & iSD/W
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 =nVmthGw
>&Fa(o;*
rkYjq4Z@
B*@6xS[IL
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 |Td5l?
;&?pd"^<_Z
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 O3%[dR
daX*}Ix
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
