已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 #$-z g^
sBN"eHg
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw wSy|h*a,
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min } MUQO<=*
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m O4)'78A Tp
2、根据负载选择电动机。 B^7B-RBi0
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 2p^Jqp`$
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw _*K=Z,a;\
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。 wwvS05=[T
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 yj:<3_-C*
3、传动比分配： ^bD )Tg5 K
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 9Dat
oi
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 `_MRf[Z}
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ";kwh8wB
[6ycs[{!
1
N{unS
^ gy"$F3{`
高速级锥齿轮设计计算： TnuaP'xZ
QPD[uJ(I
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC ]'.D@vFGO
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ",v!geMvu
K2Z]MpLD
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m \!51I./Q/
按齿面接触强度初步估算： 0Z.X;1=
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) -`f 1l8LD2
载荷系数k=1.2 s%bm1$}
齿数比u=i1=3 b] EC+.
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ' ?4 \
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) :@~Nszlb
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm e) \PW1b
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 TPBL|^3K
则Z2=i1*Z1=19*3=57 Eo)
#t{{
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" Z wFVtR
s ahXPl%;U
δ2=90°-δ1=71°33'54" lH% %iYBM
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm Ii.?|
u
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm s u}n3NsJ
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm P&sn IJ
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm iB XS
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm "<N 2TDF5
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm -f-@[; D
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 6 ) ]zt
dm1=2.125*57=124.125mm s7Z+--I)L
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 S^c; i
Zv2=z2/cosδ2=180.25 )N'-A p$g
变位系数为0 `Eg~;E:
U
=i= E}'
其他结构尺寸（略） ;irAq|
6k=*O|r
4、较核齿面接触疲劳强度（略） o>l/*i0I
lf9mdbm
5、工作图(略） Gbwq rH+
U/s! Tb>`
圆柱齿轮传动设计计算： xTGdh
A xAbU7m
一、设计参数 E4cPCQyeH
传递功率 P=5.5(kW) U)J wo O
传递转矩 T=109.42(N·m)
PKg>|]Rf.
齿轮1转速 n1=480(r/min) && >Tfzh
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) j U}iQ M
传动比 i=4.52 K/l*Saj
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 qa>H @`P
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 GlOSCJZ
预定寿命 H=40000(小时) 0%
zy 6{
kQ99{l H,5
二、布置与结构 dr gCr:Gf
闭式,对称布置 A|`mIma#
L;i(@tp|v
三、材料及热处理 `L
m9!?
硬齿面,热处理质量级别 MQ ^//`Dz
O$(#gB'B
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> K 9tr Iy$v
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 WzqYB a
齿轮1硬度 HBS1=59 (&!x2M
<i ";5+
齿轮2材料及热处理 =45调质 K}( @Ek
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS j2`%sBo
齿轮2硬度 HBS2=230HBS l_ i&8*=Px
FT
Ytf4t
[;pL15-}4
四、齿轮精度：7级 ^u+#x2$Mg
~F.kgX
五、齿轮基本参数 zF@ /8#
模数(法面模数) Mn=2.5 _ W
齿轮1齿数 Z1=17 zrL +:/t
齿轮1变位系数 X1=0.00 y41~
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) gXvE^fE
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ly::?
#: xv]qb`k
齿轮2齿数 Z2=77 sP@7%p>wt
齿轮2变位系数 X2=0.00 62 9g_P )
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) K)#6&\0tT
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 BV)) #D9
&l~9FE *
总变位系数 Xsum=0.000 & R,QJ4L
标准中心距 A0=117.50000(mm) PB;j4
实际中心距 A=117.50000(mm c@x6<S%*
H+5S )r
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) )S^[b2P]y_
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) U gTgva>?
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) f>[{1M]n\
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ?D+H2[n\a
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 8<=]4- X@
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) nP+jkNn3
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) @e2P3K gg
M:t"is
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ttY[\D&ZS
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 9.wZhcqqU
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Vx%!j&
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) D77s3AyHK
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) Iwe Ne`Z
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) qHu\3@px
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) v9 8s78
i>
dLp
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) :KI0j%>2y
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) &F.L*M
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm)
o('6,D
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ^!Tq(t5V
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 q{XeR Q'/
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) d Z x
=%d.wH?dZ/
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) &#;lmYyaui
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm)
rw#?NI:
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 5P[urOvV
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) {yM@3v ~
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 k1fX-2H
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) N~%~Q
>/'/^ h
齿顶高系数 ha*=1.00 bd&N f2
顶隙系数 c*=0.25 VgO.in^q
压力角 α*=20(度) ?:3rVfO
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 hR,5U=+M7
端面顶隙系数 c*t=0.25000 I\f\k>;
端面压力角 α*t=20.0000000(度) &R3#? 1,
(^$SM uC
MPMAFs
六、强度校核数据 /\U:F
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) fJ;1ii~
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) |u.3Tp|3W
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) (H-kWT
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) s lYC\"$
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) WfYC`e7q
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) z
q@"qnr
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) `.F3&p A
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) ~8Ez K_c
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 P9M. J^<
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 6*s:I&
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) vAzSpiv-
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ^ 4=%~Yx
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) O5ZR{f&
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) sV`p3L8pl
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 Rw|P$dbu
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 W_[ tdqey
R_Uy.0=4
N a<);Pg
Wux[h 8G
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 L/)Q1Mm
V L;< +C~
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ORhvo,.u
I~ e,']
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
