已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 v {HF}L
!vu-`u~86
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw -Z ,r\9d
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min #
f-hI
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m iEtR<R>=
2、根据负载选择电动机。 @~ke=w6&pe
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 Fik ;hB
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Ep./->fOA
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。 h ]&
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56
p )JR5z
3、传动比分配： 2H9hN4 N
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 !|4]V}JQ
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
+\_\53
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 d"-I^|[OM
Ij4q &i"
-avxH?;?7
Ss 5 @ n
高速级锥齿轮设计计算： '1 b8>L
aIa<,
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ZJ2
MbV.6
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS VZcW
3/Y
5Q8 H8!^
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Ojl X<y.
按齿面接触强度初步估算： +jB;
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) !zOj`lx
载荷系数k=1.2 [#@lsI
齿数比u=i1=3 X5.9~
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa w#A\(z%;x
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 7M~ /
q.
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm MFa/%O_*
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 NCi~. I
则Z2=i1*Z1=19*3=57 2=K|kp5
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" !^F_7u@Q
BSHS)_x s
δ2=90°-δ1=71°33'54" AzJ;E tR
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 3^
UoK
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm tTTHQ7o*BD
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm (kY 0<
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm hL/u5h%$
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm =6ru%.8U,
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm jcj8w
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm J7",fb
dm1=2.125*57=124.125mm $[`rY D/.
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 O(%6/r`L,k
Zv2=z2/cosδ2=180.25 Am@Ta "2
变位系数为0 *Lz'<=DLoW
L%$ -?O|
其他结构尺寸（略） n7;jME/!
dO z|CfUhI
4、较核齿面接触疲劳强度（略） sk9Ejaf6>
!? ZR_=Y%
5、工作图(略） E@k'uyIu
S{l)hwlE
圆柱齿轮传动设计计算： deYv&=SPl
VS ECD;u4c
一、设计参数 7NT}
Zwf
传递功率 P=5.5(kW) oZ/"^5
传递转矩 T=109.42(N·m)
G-1qxK
齿轮1转速 n1=480(r/min) _PPC?k{z !
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ~x9J&*zxM
传动比 i=4.52 ?F]P=S:x
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 z6J12tu
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 0|-}>>qb\
预定寿命 H=40000(小时) c"kB @P
NX%1L!
#
二、布置与结构 BQWg L
闭式,对称布置 &D[M<7T
}a!|n4|`
三、材料及热处理 ,sc#l<v
硬齿面,热处理质量级别 MQ 53aJnxX
M x, 5
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ?,riwDI 2
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 rG~W=!bj
齿轮1硬度 HBS1=59 + pT;;
9
%Bm{ctf#)
齿轮2材料及热处理 =45调质 +-;v+{
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS .?g=mh79(
齿轮2硬度 HBS2=230HBS qk'&:A
N
e{=KdzT
dL4VcUS.
四、齿轮精度：7级 0B9FPpx? :
Jgr;'U $
五、齿轮基本参数 }*9F `=%F
模数(法面模数) Mn=2.5 jbe:"S tw
齿轮1齿数 Z1=17 B=>Xr!pM!
齿轮1变位系数 X1=0.00 |7,$.MK-@
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) XN
t` 4$L
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 -eV*I >G
Ygg+=@].@
齿轮2齿数 Z2=77 (T2HUmkQ6
齿轮2变位系数 X2=0.00 ) C~#W
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) ~2hzyEh
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 )Rb t0
c %Y *XJ'
总变位系数 Xsum=0.000 [ V?HK_~
标准中心距 A0=117.50000(mm) rC|nE =i
实际中心距 A=117.50000(mm yO8@ .-j b
z"7?I$N Q
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) AX{<d@z`j
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) LC=M{ \
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) N4VZl[7?
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) w-)JCdS6Tb
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) lgVT~v{U`n
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) *$VeR( QN
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) Tg@G-6u0c
-ys/I ,}<
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) Vo{
~D:)
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) {c?{M.R
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) o\W>$$EXD
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) !}P^O (oY
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) MTE 1\,
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) R=R]0
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) | uFb(kL[U
0 nI*9
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) T<nK/lp1t
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ^o Ds*F
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) !T)_(}|6}
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) jZ5ac=D&I
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 ?t\GHQ$$?
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) rFC9y o
c3fi<?0&|
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) \C;Yn6PK0
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) K-*ZS8
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) po ]<sB
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 90J WU$K
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 h
}&d vd
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) >3 p8o@:
[}Rs
齿顶高系数 ha*=1.00 ""V\h Hdp
顶隙系数 c*=0.25 (NnE\2
压力角 α*=20(度) Y~( 8<`^
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 gQhYM7NP{5
端面顶隙系数 c*t=0.25000 qa: muW
端面压力角 α*t=20.0000000(度) |,.1=| &u
GmU m?A@B
[UdJ(cGf
六、强度校核数据 `t H F}
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) rWM5& M
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) %dmQmO,
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) vsA/iH.
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ZZxt90YR'5
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ]U4C2}u
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) DeN2P
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Frx_aGLH1
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 8*VQw?{Uee
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 N^[MeG,8
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 44^jE{,9
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) /^si(BuC^*
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ffOV7Dxy
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) h}m9L!+n8
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 7|ACJv6%9
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 *m&'6qsS
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #cJ1Jj $
c;
1 f$$>b
@Ko}Td&E(
[4])\q^q
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 =jG." o
qssK 0!-
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 =':SOO7
|hvclEu,
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
