已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 l,k.Jo5
QR\2 %}9b
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw m0,TH[HWGF
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min x4CSUcKb
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m R/\ qDY,@
2、根据负载选择电动机。 u):Nq< X
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94
X?z
CB
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw L Jw y,-
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。 ;XI=Y"h{%
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 !a7 YM4 D
3、传动比分配： }PX8#C_P
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 KN:V:8:J
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 /_V4gwb}|-
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 'R
nvQ""
| E\ u
2Xqa?ay0>
jMP;$w
高速级锥齿轮设计计算： ,xg(F0q
[u;>b?[{
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC X8 A$&
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS _m#P\f'p
6Zmzo,{
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 4p&YhV7j)o
按齿面接触强度初步估算： ,H@ x.
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) }UWi[UgA
载荷系数k=1.2 Tilw .z
齿数比u=i1=3 ;tWi4iT+.
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa Gf<%bQ E
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) h9cx~/7,_)
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ,L;%-}#$
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 I6Oc`S!L
则Z2=i1*Z1=19*3=57 |Li9Y"5
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" B i`m +ob
HEs .pET\
δ2=90°-δ1=71°33'54" R[!%d6jDE
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm a9p6[qOcd
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm 3|vZ `}
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm ]Vd1fkXO0
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm {TC_
4Y|8
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm qR^i5JH}u
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm DC,]FmWs!+
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm GQ1m
h*4$
dm1=2.125*57=124.125mm )'e9( 4[V1
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 wiM-TFT~
Zv2=z2/cosδ2=180.25 +5ue) `
变位系数为0 1V;m8)RF
ke5_lr(
其他结构尺寸（略） M*<Bp
V w5@)l*f
4、较核齿面接触疲劳强度（略） K~jN"ev
csms8J
5、工作图(略） "kg?O r.
b-)3MR:4
圆柱齿轮传动设计计算： #W[C;f|,
c3|/8
一、设计参数 ufXU
传递功率 P=5.5(kW) 6a* OQ{8
传递转矩 T=109.42(N·m) rtk1 8U-
齿轮1转速 n1=480(r/min) o;J_"' kP
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) C:P.+AU"`
传动比 i=4.52 ~n 9-
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ~w}Zv0
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 B {- +1f 4
预定寿命 H=40000(小时) zK ir
@+ ^5z e\
二、布置与结构 (# VF>;;L
闭式,对称布置 -% g{{'9B
82~ ZPZG
三、材料及热处理 m; m4/z3U
硬齿面,热处理质量级别 MQ Y )9] I6n7
`yWWX .`
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> H_+ !.
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 Czt>?8x`
齿轮1硬度 HBS1=59 ^]1M8R,
#>(h!lT_
齿轮2材料及热处理 =45调质 A]mXV4RmI
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS P1}Fn:Xe%7
齿轮2硬度 HBS2=230HBS { -kV~p
]QK@zb}x
D4W^{/S
四、齿轮精度：7级 2_#V w&v
, K[}Bz
五、齿轮基本参数 Q.`O;D}x
模数(法面模数) Mn=2.5 o9D] \PdL>
齿轮1齿数 Z1=17 qaN%&K9F8
齿轮1变位系数 X1=0.00 } l4d/I
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 4.0JgX
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 > aV
Q
K#oF=4_/|
齿轮2齿数 Z2=77 UXN!iU)
齿轮2变位系数 X2=0.00 mtu`m6Xix
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) z4[S 02s
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 )4/227b/(
dr8`;$;G*
总变位系数 Xsum=0.000 Kg MW
标准中心距 A0=117.50000(mm) iPoDesp
实际中心距 A=117.50000(mm jM DG
; \N${YIn
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) X1{U''$
K
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) >"q~9b
A
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) )./'`Mx?
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) nkvkHh
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) X6lR?6u%|
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) .ko}m{
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) 6 su^yt
60u}iiC@
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ;wkoQ8FD9
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) _laLTP*
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) A(>kp=~
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) #aV2+ `d
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) crdp`}}
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) Yh} F
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) E6NrBPm
&\ 0V*5tI
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) C3
m#v[+
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) v<qiu>sbz}
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) fm%1 vM$[J
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) W~&PGmRI
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 M;i4ss,}!
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) (YJ]}J^
{} 11U0
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) i+z;tF`
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ? <. U,
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Tpv]c
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) mjd9]HgN
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 -bHfo%"^TT
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 4l~0LdYXKm
] EzX$T
齿顶高系数 ha*=1.00 JyBsOC3
顶隙系数 c*=0.25 8VwByk8
压力角 α*=20(度) +|w-1&-
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 jJmg9&^R
端面顶隙系数 c*t=0.25000 1 JU1XQi
端面压力角 α*t=20.0000000(度) nPj+mg
@?GOO D_i
?*~Pgh >uL
六、强度校核数据 I=,u7w`m
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 2@ (Qd3N(
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) _/)?GXwLn
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) H...!c1M@
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) +=y kt f
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) T&2aNku G
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) Wkk=x&
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) U 6y
;V
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) B(GcPDj(K
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 hupYiI~
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 #]yb; L
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) a?IL6$z
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 psg}sl/
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ZR3x;$I~4
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) i8`&XGEd
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 XMM@EN
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 tVN #i
&S.zc@rN
E6-alBi %
z 90=,wd
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 I499 Rrw#E
1f 0"z1
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 VxOr rs7Z
T~k5` ~\(
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
