已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 yRQR @
=
;sEi:HC
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw >h3r\r\n3
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min oi P8~
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m S4RvWTtQV
2、根据负载选择电动机。 0i }4T:J@`
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 w_3 0g6tA
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw r &AX
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。 3e UTV<!
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 { 3=\x
3、传动比分配： 6< x0e;>
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 7. 4Q
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 ]"SH
pq
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 s jOyg!e
19od#
d3+
neW_mu;~Z
e(/~;"r{
高速级锥齿轮设计计算： G #.(% ,
Uf^zA/33
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC !a&@y#x
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Kp")
%p#
s^KUe%am0
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m m=&j2~<i
按齿面接触强度初步估算： 0RY{y n3
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) i3I'n*
载荷系数k=1.2 (fON\ )l
齿数比u=i1=3 +RexQE
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa xEBiBsk d
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) k)D:lpxv
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm O_8ERxj
g]
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 {~DYf*RZ
则Z2=i1*Z1=19*3=57 %MyA ;{-F6
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 3nt&Sf
r(` ;CY]@
δ2=90°-δ1=71°33'54" j&(2ze:=*$
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm D8P<mIu}Y
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm &0*l=!:G^
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm '0g1v7 Gx
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm KE\p|X i
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm &wR dUIc
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm *<*{gO?Q4
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm -|^}~yOx0=
dm1=2.125*57=124.125mm *z4n 2"<l
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 L-_dq0T
Zv2=z2/cosδ2=180.25 5Cxh >,k
变位系数为0 BC V<( @c
W jZJQK
其他结构尺寸（略） =T5vu~[J/e
)&di
c6r
4、较核齿面接触疲劳强度（略） wH1 E7LY|R
xq_%|p}y
5、工作图(略） xlVQ[Mt
i:`ur
圆柱齿轮传动设计计算： lcgT9 m#
MdK!Y
一、设计参数 .+3= H@8h
传递功率 P=5.5(kW) GSg|Gz""J0
传递转矩 T=109.42(N·m) Z qX U
齿轮1转速 n1=480(r/min) FUzIuz 6
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 6GCwc1g
传动比 i=4.52 BQVpp,]
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 b_Ns
Ch3@
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 4kGA`Xh S*
预定寿命 H=40000(小时) \KfngYD]W
"pq# A*
二、布置与结构 Saa# Mj`M
闭式,对称布置 ! *\)7D
xkR--/f
三、材料及热处理 y
X ZZ)i_
硬齿面,热处理质量级别 MQ FRI<A8
8[(eV.
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ]k Ls2? \
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 jLC,<V *
齿轮1硬度 HBS1=59 ~k+"!'1
1 GUF,A+_O
齿轮2材料及热处理 =45调质 .>>@q!!s!
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ?RGL0`Lg
齿轮2硬度 HBS2=230HBS b?7?iV 4
pc&/'zb
aNb=gj Lpt
四、齿轮精度：7级 B&A4-w v
LFy5tX#
五、齿轮基本参数 }Q_IqI[7
模数(法面模数) Mn=2.5 g#~ jF
齿轮1齿数 Z1=17 `L`*jA+_
齿轮1变位系数 X1=0.00 9 m&"x/k
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) / 3:R{9S %
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 Ous[{" -J
(V @g?|LZ
齿轮2齿数 Z2=77 4xhV
+Y
齿轮2变位系数 X2=0.00 QQP bKok>
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) rz+G] J
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 %@q52ZQ
YI b5jK `
总变位系数 Xsum=0.000 bs
U$mtW
标准中心距 A0=117.50000(mm) yCkfAx8 ]
实际中心距 A=117.50000(mm ,GXwi|Y
:FwXoJc_+5
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) ntkTrei
]
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Yo;/7gG>
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) G_z JuE$V
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) k\|G%0Jw
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) wl2rw93
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) :gDIGBK,
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) QE}S5#_"
uS bOGhP
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ,@%1q)S?A
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) r~F T,
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) GdEkA
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) '#$% f
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) G40,KCa
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) ??12
J#
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) K"VphKvR
Q6Y1Jr">X
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) w_pE up\`
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) MBs]<(RJZ
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) -[i9a:eRM
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) %]nY v#K
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ZT4._|2
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) >8Z z<S&z
7&X U]I
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) K@U"^
`G2
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ^"v~hjM#
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 5tHv'@
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) *D
#H-]9
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 [ik D4p=
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) &>0= v
#rMMOu9r2
齿顶高系数 ha*=1.00 4ao
oBY$
顶隙系数 c*=0.25 \lCr~D5
压力角 α*=20(度) m'Z233Nt"
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 }Xyu" P
端面顶隙系数 c*t=0.25000 1c&/&6 #5
端面压力角 α*t=20.0000000(度) Ttn=VX{
\
uzG<(Q pu
]0by6hQ
六、强度校核数据 iI+ kZI-
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) }cgEC-
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) WqqrfzlM
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) H)t YxW
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) uljd)kLy4O
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 9X,dV7 yW
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ;[0<QmeI!
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ,$Qa]UN5Q
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) d~C
YZ
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 ncb?iJ/b^
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 .
l RW
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) f"xi7vJv!f
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ':!w%& \
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) `j0T[Pi
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) Y fk[mo
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 Z}f$ KWj
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 H:#b(&qw2
tS#EqMf&o
w4:S>6X
d{hb gUSj
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 5g&.P\c{
s6OnHX\it7
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Mr <2I
~
6 1?nu
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
