已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 C:J;'[,S
Y7}>yC /GY
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw _AX 9 Mu]
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min =*,SD
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m :DN!1~ZtW
2、根据负载选择电动机。 w== BSH[
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 e,p"=/!aY
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw l' +3
6
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。 C 5.3[
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 C$y6^/7 )
3、传动比分配： 1VX3pkUET
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 xP m. TPj
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 ,&t+D-s<f
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 EMmgX*iu@
*DF3juf~
9* )&hhBs,
6 Xvpk1
高速级锥齿轮设计计算： _
>O P
RPz[3y
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC \HeJc:^
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS d/7fJ8y8
p&<Ssc
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m cfLLFPhv)
按齿面接触强度初步估算： 1X?ro;
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) (0$~T} lH
载荷系数k=1.2 n1f8jS+'}
齿数比u=i1=3 &G P(yj]
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa =A"Abmx|
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) }Ce9 R2
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm (g##wa) L
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 H bK E;N
则Z2=i1*Z1=19*3=57 @j46Ig4~b
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" <XdnVe1
,-pE/3|(
δ2=90°-δ1=71°33'54" :;k?/KU7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm B]rdgjz*
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm }% < ?]
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm /G||_Hc
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm -/Q5?0z
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Qd} n4KF\
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm >ED;_L*_o
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Y <6|z3
dm1=2.125*57=124.125mm CsO! Y\'FY
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 7 ~h 3B<
Zv2=z2/cosδ2=180.25 LE\*33k_
变位系数为0 jl, gqMn"V
n ay\)
其他结构尺寸（略） 6$`< Y?
&`^(dO9
4、较核齿面接触疲劳强度（略） jB LTEb
L AQ@y-K3
5、工作图(略） 7) rQf{q7
'n &p5%
圆柱齿轮传动设计计算： t>bzo6cj
iQG!-.aX
一、设计参数 x93@[ B*%
传递功率 P=5.5(kW) .n 9.y8C
传递转矩 T=109.42(N·m) ;d?BVe?
齿轮1转速 n1=480(r/min) 'P.y?
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) >q}3#TvP@
传动比 i=4.52 i).%GMv*r
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 y,D9O /VP
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 X`8<;l
预定寿命 H=40000(小时) '}OdF *L
'@n"'vks(\
二、布置与结构 )UR$VL
闭式,对称布置 omfX2Oa2
FnGKt\
三、材料及热处理 uo:RNokjJ
硬齿面,热处理质量级别 MQ e@'x7Z zh
!wYN",R-
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> wT@Z|.)
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 9ihg[k
齿轮1硬度 HBS1=59 {j wv+6]U
< a R
齿轮2材料及热处理 =45调质 ;}B= g/C
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS q!z?Tn#!jd
齿轮2硬度 HBS2=230HBS @-q,%)?0}=
,:S#gN{U
` m 5\
四、齿轮精度：7级 ?eJ' $
2[lP ,;!
五、齿轮基本参数 B:zx 9
模数(法面模数) Mn=2.5 v`h>5#_[
齿轮1齿数 Z1=17 X@~/.H5
齿轮1变位系数 X1=0.00 1jC85^1Taq
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) )<x9 t@$
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 F8%^Ed~@
4 H 6t" X
齿轮2齿数 Z2=77 @]Q4K%1^"
齿轮2变位系数 X2=0.00 S^s-md>
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) !}=eXDn;A_
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 <"Y>|X
cS.@02~f"
总变位系数 Xsum=0.000 G4
7^xR
标准中心距 A0=117.50000(mm) > ?+Rtg|${
实际中心距 A=117.50000(mm o[;P@F
|$
PA
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) :(q4y-o6
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) FK BRJ 5O
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) -Mo4`bN
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) Uw4 iWcC
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) c!@|y E,
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) {aE[h[=r
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) EW$drY@
O_ #++G
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ZK4V-?/[6
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) L,zx\cj?z
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) aT^
$'_ G
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) DY `0 `T
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) U&"L9o`2
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) +v/y{8Fu
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度)
Gs#9'3_U5
|QS|\8g{0V
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) $NCvF'
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) f@sC~A. 9\
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) q}i#XQ U
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ?g1eW q&
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 \BBs;z[/
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) Y6wr}U
ij:xr% FJ
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) iv`G}.Bo
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) c@>ztQU*
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) wPI!i K@Ro
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) t %u0=V
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 o?]Q&,tO
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) MTt8O+J?P~
C.4(8~Y=~
齿顶高系数 ha*=1.00 wQW` Er3w
顶隙系数 c*=0.25 Bc!<!
压力角 α*=20(度) Gd!_9S`68
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 G=qlE?j`j
端面顶隙系数 c*t=0.25000 pg5W`4-F
端面压力角 α*t=20.0000000(度) M8lw;
(
` U0XvWPr[
(6c/)M H
六、强度校核数据 q?frt3o
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) gZHgL7@
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) p#c41_?'e
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 4UbqYl3 |a
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) P^o@x,V!&
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) |i
B#
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) e!Z}aOeE
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ")ys!V9
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) )h ,v(Rxa
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 6b*xhu\
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 &fRz6Hd
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) z81dm
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 i&(1 <S>P
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) FVNTE +LW
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) HH6n3c!:mm
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 vo E t\H
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 v2gk1a &
a / ]FlT
u ^#UsOt+
uPho|hDp
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 L'Iw9RAJ
T5 `ML'Dej
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 nh7_
jEX
F<h+d917
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
