已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 )Cl>% 9
A<ds+0
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw `UTPX'Vz
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min mUa#sTm
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m &h0LWPl
2、根据负载选择电动机。 T@tsM|pI
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 4AS%^&ah
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw l! f_ +lv
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。 +Yc^w5 !(
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 /[< F
f
3、传动比分配： v-tI `Qpb
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 SO=gG 2E
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 `9co7[Z
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 T82 `-bZ
V
9Qt;]mQ
!?nO0Ao-$
} B f@69
高速级锥齿轮设计计算： 1ysfpX{=
NX& d J
6a
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC )&@YRT\c?8
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS YGJ! !(~r
Vr
EGR$
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ENuL!H>;*
按齿面接触强度初步估算： "[N2qJ}p
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) ENZym
载荷系数k=1.2 ryL1 <u
~
齿数比u=i1=3 '4 *0Pw
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 5vyg-'
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ^OKm (
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm h m RmU{(Y
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 &DWSf`:Hx
则Z2=i1*Z1=19*3=57 QPVi& *8_
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Uj7Y TB
AioW*`[WjA
δ2=90°-δ1=71°33'54" VcrMlcnO
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm \>6*U r
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm W3,r@mi^s7
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm &<N8d(
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 6Qkjr</
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm F9
r5 Z
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm p(n0(}eVC'
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm <=NnrZOF
dm1=2.125*57=124.125mm gD9CA*
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Zi~.
Zv2=z2/cosδ2=180.25 5-X$"Z|@
变位系数为0 uOA/r@7I}S
8g0 #WV
其他结构尺寸（略） 3gUY13C}:p
VW*%q0i-
4、较核齿面接触疲劳强度（略） :^]Po$fl
6Cy Byj&
5、工作图(略） G3_7e A#;
ZWCsrV*;
圆柱齿轮传动设计计算： h"1}j'2>@
sWlxt q g
一、设计参数 H1k)ya x4_
传递功率 P=5.5(kW) ww{k_'RRJ
传递转矩 T=109.42(N·m) LA6XTgcu
齿轮1转速 n1=480(r/min) 4mDHAR%D
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) CH4Nz'X2
传动比 i=4.52 -dM~3 '
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 (2;Aqx5i
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ]Ozz"4Z
预定寿命 H=40000(小时) %$& eC
K6->{!8]k
二、布置与结构 C1 ;uAw?\
闭式,对称布置 u. 2X "
k M /:n
三、材料及热处理 NOTG|\{
硬齿面,热处理质量级别 MQ f/sz/KC]~
spA|[\Nl
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> &>c=/]Lop
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 :rr<#F
齿轮1硬度 HBS1=59 2?ue.1C
)zWu\ JRp
齿轮2材料及热处理 =45调质 %72# tY
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ":ey f 3 M
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ~;HASHu
w f ]Wm
|KJGM1]G
四、齿轮精度：7级 @{IX
do
h Wt_}'
五、齿轮基本参数 ikZYc ${
模数(法面模数) Mn=2.5 F7} yt
齿轮1齿数 Z1=17 &5HI
齿轮1变位系数 X1=0.00 46f- po_
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) w?D=
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 bzG vnaTt
GNW$:=0u
齿轮2齿数 Z2=77 F42^ Uoaz
齿轮2变位系数 X2=0.00 LiEEQ
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) htYfIy{5 w
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 &DQ_qOKD
]f Y:+Ru
总变位系数 Xsum=0.000 vm gd
标准中心距 A0=117.50000(mm) 7 :\J2$P
实际中心距 A=117.50000(mm t,Tq3zB
/\ fR6|tJ
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) M7qg\1L
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) d1yLDj?
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ]#N8e?b,
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) =n.&N
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) }G(#j OYk
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) k Jz^\Re
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) vmxS^_I
*[>{ 9V
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) D8k >f ]
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) o JV dFE
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 1&h\\&ic
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) Qfj oHeG7
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) tv-S X=T
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Z2;~{$ &M+
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) J iqhCt\
rXSw@pqZ&
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) B z{"K
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) [g= =#[
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) `MT.<5H
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) B8wGWZ@
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ?5G; =#I
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) # - L <
f !7fz~&Sh
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) a uB+ g'l
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) uEsF 8
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) [$6YPM>Ee
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) fG?a"6~
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 E?&YcVA
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 55b/giX
$U&p&pgH=W
齿顶高系数 ha*=1.00 Ut%{pc 7^F
顶隙系数 c*=0.25 a/CY@ V-
压力角 α*=20(度) a U<+ `
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Ga ^:y=m
端面顶隙系数 c*t=0.25000 1U ah IePf
端面压力角 α*t=20.0000000(度) p;%5 o0{1
E.B6u, Te
?J|
六、强度校核数据 O*F= x G
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) M )v='O<H8
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) 5IgO4 <B
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) N5MWMN[6aP
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) e6y!,My<
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) HKC&grp
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) DLq'V .M:
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Nb f >Y
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) {rF9[ S"h
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Ix @nRc'
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 A )#Fyde
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) T7Y+ WfYh
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 qus %?B{b}
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 1Si$Q
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) l?X)]1
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 z2A,*|I
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 X=jD^"-
5o^\jTEl^
##"
Hui
_GoFwVO
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 ,{'ZP_
xjYH[PgfX
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 -|:mRAe
6,l5Q
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
