已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 TwKi_nh2m
rnBp2'EM
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw y8 dOx=c
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min @QF;m
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m Nop61zj
2、根据负载选择电动机。 DkW^gt
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 C2 yJ Xi`$
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw T N F
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。 )*aAkM
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 qf{HGn_9~1
3、传动比分配： kA9 k^uR/
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 zO0K*s.yK
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
#p-\Y7f
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 gOy{ RE
+R"n_6N
OXbC\^qo@
t;_1 / mt
高速级锥齿轮设计计算： lHE+o;-
EB p g
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC { a(<E8-^
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS }Ggn2 X
Is9.A_0h
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m @2TfW]6
按齿面接触强度初步估算： (R(NEN
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) )M@^Z(W/a
载荷系数k=1.2 ^1Bk*?Yx\x
齿数比u=i1=3 vgi` .hk
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Uh'W d_?
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) X7?j90tH
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm Cj J n
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 7**zO3
H
则Z2=i1*Z1=19*3=57 n ;y[%H!g
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" S KGnx
kH=qJ3Z
δ2=90°-δ1=71°33'54" ] (`:<>c
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm ;HiaX<O!
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm r>G||/Z
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm BL%3[JQ
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm zR?1iV.]
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm
_w
FK+>
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 1;v wreJ
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm S5~(3I
)v
dm1=2.125*57=124.125mm C}\kp0mz
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 JC}T*h>Ee
Zv2=z2/cosδ2=180.25 %h
v -3L#V
变位系数为0 EW/N H&{
ML%JT x0+Z
其他结构尺寸（略） |RD E/
#*3 vE& p
4、较核齿面接触疲劳强度（略） +y][s{A
%m$t'?
5、工作图(略） sR| /s3;
:)Da^V
圆柱齿轮传动设计计算： 4 &0MB>m
)2r_EO@3HP
一、设计参数 am/D$ (l1
传递功率 P=5.5(kW) w<Iq:3
传递转矩 T=109.42(N·m) =UxKa`
齿轮1转速 n1=480(r/min) fqn;,!D?9
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 'Y/8gD~.
传动比 i=4.52 [ *
!0DW`
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 $=T q<W*c
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 {<i(aq?
预定寿命 H=40000(小时) y/+y |.Xg
_HkQv6fXpE
二、布置与结构 |xp OU*k
闭式,对称布置 vb`:
qnO/4\qq
三、材料及热处理 S f
t,$
硬齿面,热处理质量级别 MQ (AHTv8
uFaT~ 4
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> l!IN #|{(
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 P +,YWp
齿轮1硬度 HBS1=59 nDNK}O~'
>,f5 5
齿轮2材料及热处理 =45调质 e(9K.3 @{
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS G ahY+$L,
齿轮2硬度 HBS2=230HBS )XYCr<s2"
ZV[-$
u#0E Z2 >#
四、齿轮精度：7级 ##U/ Wa3
1c`Yn:H^
五、齿轮基本参数 pH0MVu(W
模数(法面模数) Mn=2.5 :{?P q8jP
齿轮1齿数 Z1=17 a( x#6
齿轮1变位系数 X1=0.00 TH+TcY q O
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 07Oag q(
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 R I]x=
Hlj3z3
齿轮2齿数 Z2=77 RG- ,<G`
齿轮2变位系数 X2=0.00 C(}Kfi@6N
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) oSP^
. BJ$
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 Qq\hD@Z|
Rz33_ qA
总变位系数 Xsum=0.000 ~bfjP2
g
标准中心距 A0=117.50000(mm) kqLpt
实际中心距 A=117.50000(mm 9A}nZ1Y
5 ~"m$/yE
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) xic&m5j
m
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) ;AT~?o`n
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) !XY}\zKq
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) N0fmC*1-
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 3
FLht
L
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) j g_;pn
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) dj3E20Ws
2X=*;r"{J
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) m_UzmWF
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 5I5#LQv0
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) -yY]0
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) I0sw/,J/Z
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) `~LaiN.
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ~-NlTx
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ,
ins/-3
7[(<t +
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) </qli-fXB}
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) MG$Df$R
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) tEllkHyef
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) {^Q1b.=
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 o]0\Km
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) SY+$8^
0EU C8Ni
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) q7zHT =@$
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) pg4jPuCM
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) (M,*R
v
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) -}Gk@=$G
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 9 icy&'
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) zA&]#mc
wTVd){q`.
齿顶高系数 ha*=1.00 t8S,C4
顶隙系数 c*=0.25 U\;mM\2rE
压力角 α*=20(度) @ {8x L
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 N x/_+JWje
端面顶隙系数 c*t=0.25000 9'h4QF+Y
端面压力角 α*t=20.0000000(度) UC?i>HsJrX
> ^d+;~Q;
= p$:vW
六、强度校核数据 O%busM$P)/
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) EP]O J$6I
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) (1;%V>,L
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) ,F0bkNBG
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) {@3p^b*E)1
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) LF_am*F
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 3AarRQWsn
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Z~ {[YsG
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Xq.G vZS`
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 PD@@4@^
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 /Wm3qlv
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) +L<x0-&
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 Y1U\VU
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) YBY!!qjPx
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) <Z9 N}wY,8
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 (Qz|
N
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 I=wA)Bli1p
? Eh)JJt
"(SZ;y
j{;IiVHnR
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 5SmgE2 }
@`#"6y?
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 aT%6d@g
%%Z|6V74
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
