已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 >x:EJV
,je`YEC
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw IF
k
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min *j) M]
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m x ;BbTBc >
2、根据负载选择电动机。 }U yQ# U
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 b 1^n KB
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Y\/gU8w/
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。 ?T:
jk4+
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 nw'-`*'rj
3、传动比分配： "u' )g&
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 u~ F ;x Q
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 WN a0,
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 s0LA^2U
T*q" N?/4
`m%dX'0 E
DhKr;e
高速级锥齿轮设计计算： #'o7x 'n^
Vj^dD9:
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC U_z2J(e~
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS EH9 Hpo
)xl6,bq3
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m nZvU 'k:
按齿面接触强度初步估算： f_ r0})
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) T.?k>A k
载荷系数k=1.2 .5tg4%l
齿数比u=i1=3 j=sBq.S
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa CUmH,`hu
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ]gd/}m)1
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm DR+,Y2!_GT
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ,=w!vO5s
则Z2=i1*Z1=19*3=57 {/M\Q@j
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" }#N]0I)JI
s^|\9%WD
δ2=90°-δ1=71°33'54" =q
CF%~
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Q^h5">P
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm #+sF`qR,
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm jq oPLbxT
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm >2- F2E ,
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm (ppoW
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 2)LX^?7R
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Q9y*:
dm1=2.125*57=124.125mm @5Q oi~o
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 w6,*9(;$Pk
Zv2=z2/cosδ2=180.25 B \<ydN
变位系数为0 /mbCP>bcG
1i?=J AFfM
其他结构尺寸（略） ~w.2 -D
#vnT&FN0[
4、较核齿面接触疲劳强度（略） U~QMR-bz
kO3 `54
5、工作图(略） U )Zt-og
8 lS($@@{
圆柱齿轮传动设计计算： #MM &BC
,t~sV@ap
一、设计参数 G,DOBA
传递功率 P=5.5(kW) !k h{9I>M
传递转矩 T=109.42(N·m) 1i,4".h?M
齿轮1转速 n1=480(r/min) @\!!t{y
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) Y+|PY?
~
传动比 i=4.52 Dc:DY:L^
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 PNmF}"
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 6&],WGz
预定寿命 H=40000(小时) KM5 JZZP
{} )y^L
二、布置与结构 X% J%A-k]
闭式,对称布置 \!PV*%P
G2@KI-
三、材料及热处理 v7 2,h
硬齿面,热处理质量级别 MQ J k*QcEE=
6UB 6;-
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> \dNhzd#
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 h ]}`@M"
齿轮1硬度 HBS1=59 q!2<=:f
YX `%A6
齿轮2材料及热处理 =45调质 C9Wojo.
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS %MNk4Us V
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ]PVt o\B=
@U7Dunu*f
syMm`/*/G-
四、齿轮精度：7级 }bgo )<i
9RcM$[~
五、齿轮基本参数 rIPl6,w~
模数(法面模数) Mn=2.5
S-P{/;c@
齿轮1齿数 Z1=17 YAMfP8S
齿轮1变位系数 X1=0.00 l'2H 4W_+
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) J" wKR y
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 %# 4 +!
P8]ORQ6 ZF
齿轮2齿数 Z2=77 g
2#F_
齿轮2变位系数 X2=0.00 yjv&4pIc1
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) TMtI^mkB:
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 V
Q h/
pg5&=
总变位系数 Xsum=0.000 eEie?# Z/6
标准中心距 A0=117.50000(mm) q-uLA&4
实际中心距 A=117.50000(mm R }.3|0
>DS}#'N4l
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) .J:;_4x
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) |Ib.)
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) ,N;v~D$Y
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) U_}hfLILi
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) "_oLe;?$c
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) nO}$ 76*'0
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) J QH7ZaN
QP<FCmt8
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) r?]%d!
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) z^9E;
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) (6o:4|xl0
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) }2mI*"%)\u
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) [^Q&suy
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) $&Ac5Zo%}
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) Bj+wayMi
79a9L{gso
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) g X8**g'
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) p&m
^IWD
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ~Q_F~ 0y
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) o B3q AP
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 \E~Q1eAJT
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) uh1S
7!^
y78z>(jV
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) 2 $
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) @,GjeF]!
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) =_uol8v
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) Slo9#26
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 u5/t2 }^T
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) <qr^Nyo4
v/ eB,p
齿顶高系数 ha*=1.00 =J`gGDhGY-
顶隙系数 c*=0.25 a\>+=mua
压力角 α*=20(度) ;i/"$K
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 { q})kO
端面顶隙系数 c*t=0.25000 aDXpkG0E
端面压力角 α*t=20.0000000(度) >b 3@>W
Q^vGj</u
` v>/
六、强度校核数据 Z%KL[R}^w;
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) C1n? ?Y[
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) e{:86C!d)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) S'|lU@P Cl
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) B U'Ki \
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) q $3HvZP
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) sN;(/O
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ;r%<2(
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) n}+wd9J*!2
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 3g^IXm:K$
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 d8D yv#gT
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) cgzy0$8dj\
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 B*32D8t`u
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) %bEGv:88s
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) >s44
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 |G>q:]+AV
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 Y=hP Erw
t `)
'LT
bGhhh/n
Q3(hK<Qh;
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53
o.p+j
$U\!q@'$
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 "sdcP8])d
o`oRG)QC
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
