已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 g75)&U`>}
pg [F{T<
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw B XnSkT7
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min g3Xq@RAJ c
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m v<HhB.t.
2、根据负载选择电动机。 VSL6tQp
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 D42Bm&JocO
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw E#Smi507p
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。 Z)~.OqRw]
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 )apqL{u:=
3、传动比分配： ?m}vDd
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 r**u=q %p
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 N3!x7J7A
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 `lRZQ:27X
Dny5X.8
FrIgu k1
\ /xWsbG\
高速级锥齿轮设计计算： Pe EC|&x
Pe6MDWR
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC 4nN%5c~=
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ' jf$3
J 'G 6 Z7
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m RLu y;z
按齿面接触强度初步估算： \25 Rq/&w
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) W>.KV7
载荷系数k=1.2 /bjyV]N
齿数比u=i1=3 w4\b^iJ z
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 5A g 4o
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) NuRxk eEO
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ,ed X;`#
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 Uf}s6#
则Z2=i1*Z1=19*3=57 xX.fN7[
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" |JC/A;ZH
D1}Bn2BM$
δ2=90°-δ1=71°33'54" P:eY>~m< ;
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm jQxv` H
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm $!h 21
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm O8%+5l`T!
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm -aK_
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm oKLL~X>!U
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm Rf||(KC<
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm W3 Oj6R
dm1=2.125*57=124.125mm Q*u4q-DE
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 A>8"8=C
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ;7Cb!v1
变位系数为0 kTZ`RW&0
aKkL0 D
其他结构尺寸（略） j
qfxQ
# EQwl6
4、较核齿面接触疲劳强度（略） "xe % IS
KAVe~j"
5、工作图(略） Wnm?a!j5
\ bNN]=
圆柱齿轮传动设计计算： #usi1UWB#Q
R >f$*T
一、设计参数 .aTu]i3l_
传递功率 P=5.5(kW) 8,d<& 3D
传递转矩 T=109.42(N·m) Ih oV80b
齿轮1转速 n1=480(r/min) SEu1M}+E
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) sH(@X<{p
传动比 i=4.52 Q}zAC2@L
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 MHar9)$}
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 yE1M+x./
预定寿命 H=40000(小时) pxy=edd
TJjcX?:(
二、布置与结构 //T1e7)
闭式,对称布置 E:'TZ4Z
]Y@Db5S $T
三、材料及热处理 wq+% O,
硬齿面,热处理质量级别 MQ {/d<Jm:
^oaFnzJdf
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> M#ED49Dh>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 k@vN_Un
齿轮1硬度 HBS1=59 0wL-Ak#v
r1dP9MT\8
齿轮2材料及热处理 =45调质 [\+"<;m$
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 2
u:w
齿轮2硬度 HBS2=230HBS B SU%.tmI
&ig6\&1
1o5n1
A
四、齿轮精度：7级 j_YpkKh en
\[u7y. b
五、齿轮基本参数 %N``EnF2
模数(法面模数) Mn=2.5 ?5@!r>i=<
齿轮1齿数 Z1=17 %A_h!3f&
齿轮1变位系数 X1=0.00 5A^$!q P
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) mY!os91KoO
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 G?Fqm@J{XT
kC:GEY<N:Q
齿轮2齿数 Z2=77 Fb8~2N"3
齿轮2变位系数 X2=0.00 ;;|S
QX
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) OAx5 LTd
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 "` WcE/(
}_,1i3Rip
总变位系数 Xsum=0.000 .%Pt[VQ
标准中心距 A0=117.50000(mm) YK Cd:^u
实际中心距 A=117.50000(mm fH{ _ X
fviq }.
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) j'xk [bM
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) woI.1e5
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) )o4B^kq
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) +q*Cw>t /
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) !mX-g]4E
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) ' 8RBR%)y
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) $"#2hVO
V AGQR&T?
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) E(%_aFx>/
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) Y7 q=]
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) X1LwIa>
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) c_p7vvI&c0
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 1^R[kaY
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) {c|{okQ;Q
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 6sE%] u<V
PRT n~!Z0
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) p1} m_
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) CGYZEP RR
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 5}v<?<l9\
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Xu[(hT6
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 XXwe/>J
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) ,\".|m1o.
CN(}0/
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) Uxll<z ,
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) G&7!3u
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ON( )2@Y4
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 9?xD"Z
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 d<,'9/a>
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) hv4om+
V$OZC;4
齿顶高系数 ha*=1.00 v%|S)^c?:
顶隙系数 c*=0.25 F0i`HO{
压力角 α*=20(度) } ={T Vs^
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 #.KVT#% ~{
端面顶隙系数 c*t=0.25000 =e HoJq
端面压力角 α*t=20.0000000(度) V DN@=/
k/lU]~PE
8?
U! PW
六、强度校核数据 m
N&G
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 8gI f
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) mBtXa|PJ
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) kiP-^Wan
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 16cc9%
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 78u9> H
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) D~^P}_ e.
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) |<2g^ZK)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) YU]|N 'mL2
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 j92X" yB
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 X"sc'#G T
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) vAV{HBQ*
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 AJJa<c+j
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ^J]_O_ee$
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) To!`
T$Xh
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 cOa){&u
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 &%=]lP]
Yvn*evO4
-u nK;
Quts~Q
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 {0Jpf[.f
Y<WA-dYoF
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 +9f Q YJBA
wRj||yay#-
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
