已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ZT@=d$Z&t
$1 "gFg
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw hcj]T?
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min J}&U[ds p
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m n<bU' n
2、根据负载选择电动机。 "o+?vx-
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 W03mdRW
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw *ma
w`1
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 ]}PXN1(
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 X5YOxMq
3、传动比分配： :Rb\Ca
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。
Nd RcA
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 i_Hm?Bi!F
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 triU^uvh
+HBizJ9K
},j |eA/W
jQ;/ =9
高速级锥齿轮设计计算： cN0
*<
)I[f(f%W7
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 3 nG.ah
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS PkrVQH9^w
a51e~mg Z`
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 2L1y4nnbwo
按齿面接触强度初步估算： ns%gb!FBJX
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ;O%
H]oN
载荷系数k=1.2 CdF;0A9 .3
齿数比u=i1=3 ]CF-#q}'
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Ny2
Z
<TW
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) F< k+>e
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm KR#,6
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 z^U+ oG
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ?)|}gr
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 9^W7i]-Z
{/]2~!
δ2=90°-δ1=71°33'54" f-en F)z
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Q__CW5&'u
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm F*[E28ia&
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm uVU U1@
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm x6`mv8~9Db
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm U;#KFZ+~
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm -n.m "O3
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ,fp+n u8 ,
dm1=2.125*57=124.125mm PP$sdmo
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 n7fhc*}:`
Zv2=z2/cosδ2=180.25 HpEd$+M z
变位系数为0 6ieul@?*u*
6?F88;L
其他结构尺寸（略） 6p4BsWPx
YSeH;<'
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 7 A\`
= g{I`u
5、工作图(略） bI &<L O
bFX{|&tHU
圆柱齿轮传动设计计算： 0~fjY^(
D{N8q^Cs9
一、设计参数
^wolY0p
传递功率 P=5.5(kW) h p|v?3(
传递转矩 T=109.42(N·m) #@B"E2F
齿轮1转速 n1=480(r/min) G 1 "QX
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) :')[pO_FW*
传动比 i=4.52 Bib<ySCre
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 L*Z.T^h
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 f256;3n
预定寿命 H=40000(小时) -x+3nb|.
#SHeK 4
二、布置与结构 [Kwj
7q`
闭式,对称布置 G1z*e.+y
pX_#Y)5
三、材料及热处理 \Osu1]Jn>
硬齿面,热处理质量级别 MQ ,G H` tK_
& IQ=M.!r
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> U*[E+Uq}:N
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 8:{id>Mm^
齿轮1硬度 HBS1=59 F-/z@tM
j+_fHADq
齿轮2材料及热处理 =45调质 J 6KHc^,7
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS L[Vk 6e
齿轮2硬度 HBS2=230HBS [h3xW
G\gjCp?!
|/gt;H~:
四、齿轮精度：7级 E%`J =C}
Bz ;r< Kn
五、齿轮基本参数 13s/m&
模数(法面模数) Mn=2.5 x]c8?H9,&
齿轮1齿数 Z1=17 N_c44[ z 1
齿轮1变位系数 X1=0.00 2$M nwxfk
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) <c}@lj-j
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 UGPDwgq\v
}Z"iW/?"
齿轮2齿数 Z2=77 FW |&
iS$
齿轮2变位系数 X2=0.00 P 1mg;!tq
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) % Ln`c.C
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 {U=J>#@G
%l7[eZ{Y
总变位系数 Xsum=0.000 DC8#b`j
标准中心距 A0=117.50000(mm) 0#]fEi
实际中心距 A=117.50000(mm a#j,0FKv
tY)L^.* 7
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) }:# W jH^
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) wm`<+K
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Nj>6TD81 u
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 0z r27ko
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) { ptd OrN
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) eg;7BZim{
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) lMY\8eobcB
! UT'4 Fs
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) 8o5[tl
?w
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) FHOw ]"#
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) dOeM0_o
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) cLZ D\1Mt
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) |o5eG><
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) @Go_5X(
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) $wUYK%.
J p=qPG|
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) *I]]Ogpq=
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ,R{&x7
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) &O' W+4FAc
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) A%8
Q}s$<s
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 *O_fw 0jV
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) z0}j7ns]
P)Adb~r
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) =<n ]T;
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) xk,Uf,,>
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Clum
m@z;#
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) C7%R2>}?f
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 (e7!p=D
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) oYu xkG
FSEf0@O:
齿顶高系数 ha*=1.00 =7Ud-5c
顶隙系数 c*=0.25 l?m"o-Gp3
压力角 α*=20(度) W22S/s
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 /!H24[tnk1
端面顶隙系数 c*t=0.25000 ) ;0
端面压力角 α*t=20.0000000(度) Nh!`"B2B
f+ r>ur}\)
CPJ <A,V
六、强度校核数据 ..`c# O&
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) <X8Urum
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Ux_ tzd0!
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) lM\dK)p21O
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) i<ES/U\
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) :4{
`c.S
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) HJl?@& l/
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) [edF'7La
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) )O[8 D
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 u2#q7}
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 qR@ ES J_
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) ']nIa7
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 .V;,6Vq
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) \tgY2 :
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) )g :5} +
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 d4b !
r
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 -m`|S q
+~"IF+T RH
( :bf m
v^&HZk=(
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 Mk*4J]PP
o9xc$hX}
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 [Hx}#Kds
?AFb &
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
