已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 =o~GLbsER
=29IHL3
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw Fq@ o_bI
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min !R"W2 Z4h
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m _ i}W1i
2、根据负载选择电动机。 tqZ+2c<W3
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 *y!O\-\S#>
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw xwf-kwF8^
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。 ,-4NSli
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 $2Whb!7Z(
3、传动比分配： 6e%@uB}$
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 EUi 70h +
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 [/ CGV8+
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ,^1zG
Lr:Qc#2
m{/(
3
#cu{AdK
高速级锥齿轮设计计算： =FrB{E u
3R3H+W0{
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC d_,5;M^k
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS t$18h2yOL
ZpV]X(Px(o
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m wSN 9`"
按齿面接触强度初步估算： x9v SekV
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) @PEFl"
载荷系数k=1.2 c3^!S0U
齿数比u=i1=3 @ph!3<(In,
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa OT%E|) 6'
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ?T/]w-q>
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm z3jk xWAZ
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 UqOBr2 UmG
则Z2=i1*Z1=19*3=57 X.eOw>.
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" _&uJE&xl}
m&:&z7^ p
δ2=90°-δ1=71°33'54" L"qJZU
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm x
b"z%.j
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm :V(LBH0
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 5#,H&ui\
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm qq/ > E*~
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm QB*,+ u4
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm !6 KX^j-
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm
/MGapmqV9
dm1=2.125*57=124.125mm {^WK#$]
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 c ZY y+
Zv2=z2/cosδ2=180.25 &-3 e 3)
变位系数为0 Xp:A;i9
)G/bP!^+(
其他结构尺寸（略） &h-_|N
R2,9%!iiX
4、较核齿面接触疲劳强度（略） g2vm ] j
<]qNjsdb9"
5、工作图(略） um.ZAS_kmc
Q K]P=pE'C
圆柱齿轮传动设计计算： {821e&r
,/\`Rc^n
一、设计参数 jeu'K vhe
传递功率 P=5.5(kW) )9YDNVo*-
传递转矩 T=109.42(N·m) g :o/^ _
齿轮1转速 n1=480(r/min) l<v{8:,e #
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) Lce,]z\ _
传动比 i=4.52 }r: "X<`
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 |+ Y-i4t
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 .xT?%xSi/
预定寿命 H=40000(小时) sL$sj|" S
WqeWjI.2
二、布置与结构 T: za },-
闭式,对称布置 :Y99L)+ =/
JW
D`}
三、材料及热处理 T
lXS}5^
硬齿面,热处理质量级别 MQ %xk uW]xk
U% h .l
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> oGcgd$%ZB
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 ~7: q+\
齿轮1硬度 HBS1=59 + - < 8^y
! db=Iz5)
齿轮2材料及热处理 =45调质 D!`[fjs6A
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS |]&3*%b@
齿轮2硬度 HBS2=230HBS )s!A\a`vEd
ug9Ja)1|
7X$CJ%6b
四、齿轮精度：7级 3H#,qug$
'V&g"Pb
五、齿轮基本参数 K)'[^V X h
模数(法面模数) Mn=2.5 Y=XDN:
齿轮1齿数 Z1=17 3r~8:F"g
齿轮1变位系数 X1=0.00 8-;.Ejz!\A
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) x6/u +Urn
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 $bE" 3/uf
.x=abA$!9
齿轮2齿数 Z2=77 f7&ni#^Ztj
齿轮2变位系数 X2=0.00 O60T.MM`
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) OLG)D#m(4/
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 $O |Xq7dp
*d8
%FQ
总变位系数 Xsum=0.000 nAP*w6m0j
标准中心距 A0=117.50000(mm) Es[3Ppz
实际中心距 A=117.50000(mm a j?ZVa6
%DttkrhL
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) L` [iI
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 3 ~sV-
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) > )4~,-;k
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) R~=c1bpdq
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 6nA9r5Ghv
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) _N5pxe`
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) dw6ysOR@
,zjz "7'
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) gbdzS6XW~
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) M&iXdw&
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Y M o 8C(
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) %R5- 6
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) T$kuv`?
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) TFHYB9vV
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) U%F a.bL~
x}ZXeqt{ {
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) rw)!>j+&A
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) 3uw3 [
SR1
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) l9QI lTc7
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) IfH/~EtX
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 92j[b_P
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) UK6x]tE
U2`:'
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) tO &n$$
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) m2m
;|rr
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) j~ b NH~3
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) n%WjU)<
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 5Y;&L!T
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) C#[P<= v
ea{zL
齿顶高系数 ha*=1.00 PC5$TJnj3
顶隙系数 c*=0.25 =Fe4-B?I
压力角 α*=20(度) iklZ[G%A0
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 hc W> R
端面顶隙系数 c*t=0.25000 y=Eb->a){
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ?0 cv
~APS_iG[
< XrX s
六、强度校核数据 _k}Qe ;
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) _rSwQ<38>
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) |a) zuC
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) r7R39#
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 44 8%yP
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ~|<'@B!6
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) 0OlT^
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) P\@kqf~p C
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) zv"N bN
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 {.U:Ce
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 X6}W]
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) o]I8Ghk>/z
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 I@qGDKz;
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) qQf NT.
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) JS03B Itt
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 O=LW[h!
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 le_a IbB"P
l_;6xkv4
u[SqZftmO
;wJe%Nw?
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 {ZdF6~+H(!
+mft
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 k{{
Y2B?C
Cj }H'k<B
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
