已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 pz&=5F
Eq8OAuN
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw @&Nvb.5nT
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min KFZ[gqW8YY
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 1= ;QWb6
2、根据负载选择电动机。 7%E1F)%
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 =O;SXzgE
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw I
}/Oi]jA6
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。 <y.D0^68
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 ^X&9"x)4
3、传动比分配： *b)b#p
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 /B!m|)h5~
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 fiZv+R<x1
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 8zc!g|5"
'.K,EM!-~h
-1_Z*?=-
^ Wl/
高速级锥齿轮设计计算： b;t]k9:"L
lXPn]iLJ
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC UeICn@)\y
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS v)d0MxSC
!X8UP{J)L
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m /J+)P<_ A
按齿面接触强度初步估算： r{Q< a
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) zOE6;c8 1
载荷系数k=1.2 %8*d)AB:
齿数比u=i1=3 )j6>b-H
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa \Zv =?\
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) q8h{-^"
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm >ek%P;2w >
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 cik@QN<[0
则Z2=i1*Z1=19*3=57 'sF563kE
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" yo.SPd="Vx
{^f0RGJg9
δ2=90°-δ1=71°33'54" =| !~ 0O
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm m6x. "jG
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm Qf|}%}% fp
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm K D-_~uIF
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 7:L~n(QpP
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 4sj %:
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 1Q J$yr
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm ~yi&wbTjM
dm1=2.125*57=124.125mm |+:ZO5Fa O
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Gx!RaZ1
Zv2=z2/cosδ2=180.25 5 WppV3;
变位系数为0 ]R{"=H'
Rdg0WT*;j
其他结构尺寸（略） H ZLOn
D&r8V;G[[
4、较核齿面接触疲劳强度（略） ~|9LW p_
zsXH{atY
5、工作图(略） YhT1P fl
9,5II0N L
圆柱齿轮传动设计计算： 93Gur(j^
Qiw eM?-
一、设计参数 ijqdZ+
传递功率 P=5.5(kW) ^R7z LHU;
传递转矩 T=109.42(N·m) :UcS$M1LE
齿轮1转速 n1=480(r/min) #=H}6!18
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) 3Gl]g/
传动比 i=4.52 g$"eI/o
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 E@jl: -*E
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 d95N$n
预定寿命 H=40000(小时) e-cb?.WU?
pIn WKj[y1
二、布置与结构 _*$B|%k
闭式,对称布置 thPH_DW>eb
px>> ]>ZMH
三、材料及热处理 JGDUC b~
硬齿面,热处理质量级别 MQ 6J- }&U
i>Bi&azx
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> /e sk
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 J8v:a`bX&
齿轮1硬度 HBS1=59 ;v +uv f
6 +;2B<II
齿轮2材料及热处理 =45调质 9T,QW k
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS TJ[jZuT:
齿轮2硬度 HBS2=230HBS :5K ~/=6x
:
|*,Lwvd
P>T*:!s ;
四、齿轮精度：7级 @!a]qAt
/ N ]Ow
五、齿轮基本参数 sR>;h /
模数(法面模数) Mn=2.5 . 02(O
齿轮1齿数 Z1=17 g}
~<!VpX
齿轮1变位系数 X1=0.00 ;k&k#>L!K
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) (bFWT_CChz
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ,c7 u
y]pN=<*h5
齿轮2齿数 Z2=77 =E}% >un
齿轮2变位系数 X2=0.00 yFU2'pB
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) qv*uM0G6i
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 v6P~XK}G
YNJpQAuSn)
总变位系数 Xsum=0.000 uU ?37V
标准中心距 A0=117.50000(mm) @j\?h$A/
实际中心距 A=117.50000(mm ;Jbc'V'fm
g . Caapy
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) x$5nLS2.
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm)
)47j8jL
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) LJNie*
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) \eMYw7y5 M
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) .xz,pn}
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) K?Xo3W%K
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) p-yOiG8b}
k`7.p,;}U
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) :Y J7J4
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) [5p7@6:$u
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) KB,~u*~!
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) BtpjQNN
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) qtwT#z;Y
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) /romTK4
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) >.O*gv/ _
_KM $u>B8
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) {c\oOM<7
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) ,'1Olu{v[s
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) (:y,CsR}4
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) bDZ K Q&
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 l\sS?
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) -0KbdHIKb'
Wq{d8|)1
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) o3i,B),K
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) L VU)W^
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) -l40)^ E}
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) /_:T\`5uO
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 SZK )q
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) UE&C
V6z@"+
齿顶高系数 ha*=1.00 3!"b
guE
顶隙系数 c*=0.25 YM`:L
压力角 α*=20(度) D*XZT{1g
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 -l P )
端面顶隙系数 c*t=0.25000 '? `@7Eol
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ER;lkF`RF
h=K36a)
Rg8m4x w
六、强度校核数据 ^z *):e
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ~E<PtDab
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) (?!(0Ywbg
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) ebO`A2V'(
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) z|G|Y 22
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) o8};e
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) <=)D=Ax/_[
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) 7z/(V\9B
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ^&`sWO@=
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 WbC0H78]
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 -T K|Y"
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) xs2,t*
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 f%Z;05
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) T bKP8zw{
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) vgh ^fa!/
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 gqP -E
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 H9Y2n 0
VjA wn}eO
v+!y;N;Q
S+) l[0
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 SE,o7_ k'S
zz(!t eBC
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 :rz9M@7
}
*
?n?'
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
