已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ([tbFI }A
6'+3""\
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw _ z{:Q
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ~48Uch\LG:
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m |4ONGU*`E
2、根据负载选择电动机。 gKn"e|A
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 %0$$tS +
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw OAR#* ~q
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。 *d?,i -Q.+
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 :a[L-lr`e
3、传动比分配： 1[:?oEI
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 qZG "{8
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 ^szCf|SM
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 5e6]v2 k
v; &-]ka
kd 9hz-*
28>gAz.#
高速级锥齿轮设计计算： H '&x4[J:
i|)<#Ywl
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ?b:l.0m
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ^e8~eL+
9JJ(KY
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 89k9#i X
按齿面接触强度初步估算： '
DCrSa>
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 3a"4Fn
载荷系数k=1.2 7r bl+:y2
齿数比u=i1=3 |Q?IV5%$
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa {ajaM'x
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) gle_~es'K
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm uIiE,.Uu}
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 jDqe)uVvtV
则Z2=i1*Z1=19*3=57 \%K< S
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" {%)bxk 6
aP>%iRk'J!
δ2=90°-δ1=71°33'54" @M?;~M?B]J
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm r**u=q %p
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm N3!x7J7A
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm &S>m +m'
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm `lRZQ:27X
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Dny5X.8
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm FrIgu k1
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm C C;T[b&
dm1=2.125*57=124.125mm 2E9Cp
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 )}0(7z
Yu
Zv2=z2/cosδ2=180.25 N2 wBH+3w
变位系数为0
{F+7> X
WV]Si2pOZ
其他结构尺寸（略） vSb$gl5H
PmZ -H>
4、较核齿面接触疲劳强度（略） NldeD2~H
f R$E*Jd
5、工作图(略） [y7BHikX)
6FFQoE|n
圆柱齿轮传动设计计算： suC]
mJ2>#j; 5f
一、设计参数 *yN+Xm8o
传递功率 P=5.5(kW) &^= 6W3RD
传递转矩 T=109.42(N·m) P:eY>~m< ;
齿轮1转速 n1=480(r/min) jQxv` H
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) \DI%/(?
传动比 i=4.52 bS=a Fl#
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 JS]6jUB<B
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ] ?w hx &+
预定寿命 H=40000(小时) C_mPw
j"{|* _6E_
二、布置与结构 'H+H4(
闭式,对称布置 9 +k 7x,
2R66 WK Q
三、材料及热处理 tgCEz%
硬齿面,热处理质量级别 MQ ]a F,r"
2I(b ad
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> .Zv@ i L5
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 e <2?O
齿轮1硬度 HBS1=59 P1tc*2Z
FH:^<^M
齿轮2材料及热处理 =45调质 E%@,n9T~"
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS *8{PoD
齿轮2硬度 HBS2=230HBS A Ch!D>C1
SIQ 7oxS4
"Qj;pqR
四、齿轮精度：7级 s
tvI
b9b3 84Q1O
五、齿轮基本参数 `"`/_al^
模数(法面模数) Mn=2.5 ^NwXv p>7-
齿轮1齿数 Z1=17 \Jq$!foYx
齿轮1变位系数 X1=0.00 ~5g2~.&*
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) TJjcX?:(
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 //T1e7)
E:'TZ4Z
齿轮2齿数 Z2=77 O7 5^(keW
齿轮2变位系数 X2=0.00 E_k<EQ%r
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) mux_S2x9m\
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 M+4>l\
30cZz
总变位系数 Xsum=0.000 4&] Sb}
标准中心距 A0=117.50000(mm) ,v(K |P@
实际中心距 A=117.50000(mm /E8{:>2
GxjmHo
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) &ig6\&1
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) c4H5[LPF
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) u By[x 0
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) H809gm3(Z
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 0* 7N=
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) `P/ 7M f
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) P| c[EUT
B q/<kEgM
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ,c }R*\
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) #2AK O/
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) -!w({rP
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) wNQhz.>y
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 'VVEd[
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) "` WcE/(
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) -36pkC
6
\
_OR @S%$
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) pHO,][VZ
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) J4Yu|E<&
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Y'n+, g
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ;.dyuKlI
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 Yu1[`QbB
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) %<[?;
FZdZ GK
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) _p <]jt
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) u Uy~$>V
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Ky:y1\K1^K
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ~%.<rc0
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 uKOsYN%D
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) xc f`i:\
xhq-$"B
齿顶高系数 ha*=1.00 k F,_o/Jc
顶隙系数 c*=0.25 W.67};',
压力角 α*=20(度) ^)wTCkH&y
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 R# 8.]
端面顶隙系数 c*t=0.25000 SLGo/I*
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ~6bf-Wg'X
b"J J3$D
/^Ckk
六、强度校核数据 )7`2FLG
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 8 16OV
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) TA d~#jB9
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) %t. L;G
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) c}$C=s5 h}
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Qf=+%-$Y
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) '=eG[#gy
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) Y: ;]qoF
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) DERhmJ;>H
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 eG &3E`[
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 SAQ|1I#"/
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) =uG}pgh0
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 3_5]0:?]-
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) " bhF`,V
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) C*C;n4 AT
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 N?Nu '
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 _/\U
p$S\l] ,
q2SlK8`QJ
IH2V .>h
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 |``rSEXYs
+x L*`fn
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 4lCEzWo[/
iYPlgt/Y!
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
