已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 IN),Lu0K
V<P@hAAr
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw )";g*4R[
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ^P(HX
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m Aln \:1MU
2、根据负载选择电动机。 k2p{<SO;
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 < dh7*M
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ;%hlh)k$
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。 MZ 6?s(mkx
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 rEz=\yY^j'
3、传动比分配： ,]1K^UeZ
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 FtT+Q$q=
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 [P,1UO|$B
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 tb^3-ZUb
4: 5 CnK
{BDp`uZ
sf@g $
高速级锥齿轮设计计算： Z#nj[r!l}
ES<"YF
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC kMf]~EZ?
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS \c_1uDRoUn
Ri " 3o
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m -D`*$rp,
按齿面接触强度初步估算： 7Oru{BQ">
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) =0MW+-
载荷系数k=1.2 {{SeD:hx
齿数比u=i1=3 Oy&Myjny<
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa jx+%X\zokA
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) Nq"/:3@4
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm Cj31'
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 G<Z|NT
则Z2=i1*Z1=19*3=57 < pK 72
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" \:'=ccf
5kofO
δ2=90°-δ1=71°33'54" Tmg~ZI:MW
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm / ~K-0K#w
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm uy9k^4Cqa
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm x$cs_q]J
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ~Q0gSazXFt
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm 6 dt]$
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm a#nVRPU8m
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm {r#2 X1
dm1=2.125*57=124.125mm 2fu|X#R
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 I;S[Ft8d
Zv2=z2/cosδ2=180.25 2a3h m8%U
变位系数为0 Vp .($
.#2YJ~
其他结构尺寸（略） S>Z V8
QU2 \gAM
4、较核齿面接触疲劳强度（略） L
5J=+ k,
z)='MKrEt-
5、工作图(略） R+
lw OVX
2M3.xUS
圆柱齿轮传动设计计算： Dt0S"`^=k
bJj <xjBM
一、设计参数 Xm8
1axyf
传递功率 P=5.5(kW) TL ;2,@H`
传递转矩 T=109.42(N·m) a;|C51GH
齿轮1转速 n1=480(r/min) RY2`v
pv
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) zRbooo{N
传动比 i=4.52 O,>1GKw"\
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 6q RZ#MC
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Ad xCP\S&
预定寿命 H=40000(小时) .?UK`O2Q
@C{IgV
二、布置与结构 % <
D
闭式,对称布置 /Y_F"GQ
7^P!@o$v!
三、材料及热处理
a1R2ocC
硬齿面,热处理质量级别 MQ RbKAB8
)eop:!m
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ^o}!=aMr
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 &2C6q04b
齿轮1硬度 HBS1=59 *T'
/5,rX2
1H`T=:P?
齿轮2材料及热处理 =45调质 rs2G{a
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS r T9<_<
齿轮2硬度 HBS2=230HBS
s. &ewf\
i$gm/ZO
Vb *q^
v
四、齿轮精度：7级 ES p)%
0l#gS;
五、齿轮基本参数 0i/l2&x*k]
模数(法面模数) Mn=2.5 Z?
u\
齿轮1齿数 Z1=17 S7&w r@
齿轮1变位系数 X1=0.00 *@[DG)N
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) h^h,4 H\r
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 V1 T?T9m
S e/VOzzg
齿轮2齿数 Z2=77 H'|b$rP0@
齿轮2变位系数 X2=0.00 j H#Tt;
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) rlTCVmE8[
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 @9 ~a3k|
yo]!Zn
总变位系数 Xsum=0.000 |fnP@k
标准中心距 A0=117.50000(mm) CnyCEIO-
实际中心距 A=117.50000(mm U/'"w
v1 y
T[*1*303
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) TD:NL4dm
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) Lh.?G#E M
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) COPH)Bd q.
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ;/?M &rX
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 1H sfCky{
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) Si#I^aF`%
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) oe,I vnt
@b[{.m U
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) j}R!'m(P'
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) iIWz\FM
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) d l_ h0
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 0G`_dMN
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) |h BX"
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) d,kh6'g2@
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) A;~lG3j4
K%AbM#o<
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) Hl`S\
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) K;,zE6WD$$
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 48;6C g
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ~ [L4,q
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 U9k;)fK
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) K.3)m]dCl
J2A+x \{<
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) )I7~ <$w
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) N- XOPwx'
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) k?r -%oJ 7
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) & o{=
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 {O FbU
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 0($@9k4!/
>6fc` 3*!
齿顶高系数 ha*=1.00 |'@c ~yc
顶隙系数 c*=0.25 B~S"1EE[
压力角 α*=20(度) ) 0p9I0=
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 Bw5zh1ALC;
端面顶隙系数 c*t=0.25000 $ =
uz
端面压力角 α*t=20.0000000(度) sEBZ- qql
s?qRy
2
#<_gY
六、强度校核数据 S"t6 *f Wr
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .KzGb4U
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) rByC6HV"
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) hN0Y8Ia/5%
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 8GRp1'\Hi
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) syuW>Z8s
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ?-'m#5i"
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) FE}!I
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) h8R3N?S3#
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 XwI~ 0
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 xZmO^F5KHj
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) r'!HWR
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 "EA6RFRD
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) X<pg^Y0
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 'brt?oZ%
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 )Dg;W6
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 JnC$}amr
(#|CL/ &
G~$.Af!9W
uc0 1{t0,
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 0F"W~OQ6
7(ni _|$|
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ,r=9$i_
hW^*b:v{
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
