已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ;Mc }I f*
m-:k]9I
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw tP UQ "S
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min >&TktQO_T
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m }5gQZ'ys'
2、根据负载选择电动机。 cb+!H>+
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 @1pdyKK
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ^ZsME,
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。 P_;oSN|>
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 nL$tXm-x
3、传动比分配： BBX4^;t
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 {|fA{ Q_R
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 1Dbe0u
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 c}Qc2D3*
*?uF&( 0
F' K{ =
1 +^c3Dd`
高速级锥齿轮设计计算： k;)L-ge9
Lh+^GQ
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC :KFhryN
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS UY== 1\
?TXFOr]g]2
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m PU8R
0r2k\
按齿面接触强度初步估算： k`?n("j
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) oyHjdPdY#
载荷系数k=1.2 m'S-h'a
齿数比u=i1=3 H dGy$m`
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa @/9>
/?JP
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) {>i'Pb0mG|
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 6V8"[ 0U
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 f; 22viE
则Z2=i1*Z1=19*3=57 DCNuvrZ
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" B!5gD
'
ft
|
δ2=90°-δ1=71°33'54" fF9vV. }
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 0I.7I#'3O
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm .8,l hcpY
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm m^ ILcp!
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm 0]Li "Wb
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm { d/k0H
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm <%!@cE+y
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm GUK/Xi u
dm1=2.125*57=124.125mm @M(vaJB8u
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 Z6Mh`:7
Zv2=z2/cosδ2=180.25 )qKfTt N`
变位系数为0 ak'RV*>mT
$`uL^ hlj]
其他结构尺寸（略） ~h1'_0t
|ey6Czm
4、较核齿面接触疲劳强度（略） vX{]_
m\Dbb.vBvW
5、工作图(略） F`3I~(
6l50IWj,T
圆柱齿轮传动设计计算： 1|zo -'y
:+u?A
一、设计参数 O=yUA AD$
传递功率 P=5.5(kW) <AB]FBo(
传递转矩 T=109.42(N·m) U#Ud~Q q
齿轮1转速 n1=480(r/min) Oh|Hy/&6W
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) {AB0 PM;-
传动比 i=4.52 !#>{..}}3
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 N! ,@}s
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 FzNs >*
预定寿命 H=40000(小时) P2lj#aQLS
9XS'5AXN
二、布置与结构 Fd3V5h
闭式,对称布置 2?HL EiI1
oJ 5V^.
三、材料及热处理 l wa
硬齿面,热处理质量级别 MQ Yw./V0Z{@
"*?^'(yA@
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> ? -6oh~W<
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 HogT#BMs
齿轮1硬度 HBS1=59 kMK-E<g
@c5TSHSL.
齿轮2材料及热处理 =45调质 's JYt^
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS Q q>M}
齿轮2硬度 HBS2=230HBS v\& Wb_;A
X+iUT
mI}1si=$
四、齿轮精度：7级 m&fm<?|
YX- G>.Pc
五、齿轮基本参数 rIy,gZr .U
模数(法面模数) Mn=2.5 \= i>}Sg
齿轮1齿数 Z1=17 w; )@2}
齿轮1变位系数 X1=0.00 .h{`e>d
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) 06L/i,
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 SxH b76 ;
rtC.!].;%
齿轮2齿数 Z2=77 .I<#i9Le
齿轮2变位系数 X2=0.00 `Fnt#F}
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) u|i.6:/=
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 aO6w :IO
}fdo
Ai d~
总变位系数 Xsum=0.000 :IvKxOv
标准中心距 A0=117.50000(mm) BlM c<k
实际中心距 A=117.50000(mm hj s[$ ,1
r,a V11{
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) fn]f$n*`
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) % ,1bh
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) CB\E@u,
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) Ar,B7-F!
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) ?u/RQ 1
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) >Ta|#]{
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) (w `9*1NO
DavpjwSn
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) M |6 l
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) `2( )Vf
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Y?ouB
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) =*_ T;;E
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ?%(:
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) fI WOo >)D
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) K`Vi5h R~c
Pm*FA8 a7
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) .0}]/%al
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Z]jm.'@z@
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) 2guWWFS
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) _vr> -:G
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 3+ JkV\AF
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) q &]I
3\JEp,5
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ~|QhWgq
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) $qO%lJ:
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) s"gNHp.oF
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) jbZ%Y0km%
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 |L%}@e
Vw_
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ?%K7IJ%
q y|[V
齿顶高系数 ha*=1.00 Ti:PKpc
顶隙系数 c*=0.25 2SVBuV/R
压力角 α*=20(度) Hwiw:lPq`E
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ,}?x!3
端面顶隙系数 c*t=0.25000 '~{bq'7`m
端面压力角 α*t=20.0000000(度) aGSix}b1P
7.}Vvg#G
F`))qCgg]
六、强度校核数据 \2]M &n GT
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) WOkAma-
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) M5\$+ Tu
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) #$-{hg{
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) awu18(;J
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) >JVd L\3
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) x)GpNkx:
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) .0 }eg$d
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) [C@ |q Ah
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 $DS|jnpV
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 *,az`U
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) lW6$v*
s9
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ,y5,+:Y
~
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) we?#
Dui
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) VCf/EkC
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 [0>I6Jl
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 GoSdo
z.Y`"B'j`
2;2FyKF (
:}0>IPW-V
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53
@'IRh9
6 rp(<D/_
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 +V
Oczl=
Bl$Hg,in-
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
