已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 wI><kdz
ma9q?H#X
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw r8g4NsRVtv
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min pd{W(M78g
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m 6r!
Y ~\@
2、根据负载选择电动机。 J ^gtSn^
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 =+5 z;3
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw qX{"R.d
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。 E BlfwFd
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 #<0Yx9Jh.
3、传动比分配： Cw42bO
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 c.-h'1
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 E
.^5N ~.
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 _Z?{ &k
_J(n~"eR
2 w\$}'
P y7!_TX
高速级锥齿轮设计计算： b ?9c\-}
DTmv2X
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC WeDeD\zy
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS aEU [k>&
BCsz8U!
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Y$xO&\&)
按齿面接触强度初步估算： .{sKEVK
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) R}Pw#*B
载荷系数k=1.2 ^2f'I iE
齿数比u=i1=3 L[l ?}\
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa j1 _ E^
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) 7pM l:\
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm r@N 0%JZZ
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 !w iW#PR
则Z2=i1*Z1=19*3=57 h 'VN& T,
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" = | >CB
A{\#.nC/z
δ2=90°-δ1=71°33'54" @(>XS Th9
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm
aEUC
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm VD[x}8ei
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm @sQ^6FK0G
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm X-1<YG
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm MuNM )pyxp
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm H`u8}{7
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm )E;+C2G
dm1=2.125*57=124.125mm Y `4AML
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 3t<XbHF9
Zv2=z2/cosδ2=180.25 +|}R^x`z
变位系数为0 tHNvb\MR$
7sP;+G
其他结构尺寸（略） z_%G{H+:l
dw
%aoe
4、较核齿面接触疲劳强度（略） ' JHCf
<p@c %e,_
5、工作图(略） *M5 : \+
{ 3``T o$
圆柱齿轮传动设计计算： !0ly1T 9
;>^oe: @
一、设计参数 wMy$T<:
传递功率 P=5.5(kW) _;mN1Te
传递转矩 T=109.42(N·m) tX;00g;U.
齿轮1转速 n1=480(r/min) kPwgayz
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) fDc>E +,
传动比 i=4.52 _\E{T5
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 8r
'
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 6BIP;, M=
预定寿命 H=40000(小时) d,=Kv
rkhQoYZ[
二、布置与结构 xe^*\6 Y
闭式,对称布置 CU =}]Y
!:e|M|T'I*
三、材料及热处理 >cwyb9;!kK
硬齿面,热处理质量级别 MQ }* iag\
B{|g+c%
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> | \ Nj
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 a%*l]S0z"
齿轮1硬度 HBS1=59 VM{`CJ2
u2HkAPhD
齿轮2材料及热处理 =45调质 i^P@?
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS $>E\3npV
齿轮2硬度 HBS2=230HBS %bf+Y7m
xGbr>OqkTX
a] :tn:q
四、齿轮精度：7级 ||v=in
<% eY>E
五、齿轮基本参数 kg[u@LgvoN
模数(法面模数) Mn=2.5 'Z2:u!E
齿轮1齿数 Z1=17 EM/NT/
齿轮1变位系数 X1=0.00 y7SOz'd
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) jB }O6u[%
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 7t-j2 n`<
{9TWPB />
齿轮2齿数 Z2=77 ^}; 4r
齿轮2变位系数 X2=0.00 ToNi<~
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 'G6TS l
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 CCKg,v
$mm =$.
总变位系数 Xsum=0.000
?7-#i C`
标准中心距 A0=117.50000(mm) ~45u
a
实际中心距 A=117.50000(mm Myss$gt}
!f_GR P j'
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) dJ\6m!Mp
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) /H.QGP r
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) !8 &,GT
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ^|}C!t+
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) k*|dX.C:
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm)
.fcU&t
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) j`Lf/S!}
O;M_?^'W
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) |Hn[XRsf
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) ^ )N[x''a
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) Bc}<B:q%b
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) P
Y
+~,T2
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) >V(>2eD'S
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) 475y X-A
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) YVVX7hB
;a!o$y
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) Y0BvN `E
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) lp[3z& u
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) VL5kjF3/
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) )DMu`cD
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 qGkrG38K
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) (PGmA>BT
x6HebIR +
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) $N;!. 5lX3
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) t )Z2"_5
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) 3DK^S2\zBm
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) V2es.I
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 %9M ; MK
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) 1W~-C B>
+C;ZO6%w
齿顶高系数 ha*=1.00 Y=X"YH|
顶隙系数 c*=0.25 OdQ >h$ gZ
压力角 α*=20(度) <0P `ct0,i
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 ,- ]2s_
端面顶隙系数 c*t=0.25000 "W6 nW
端面压力角 α*t=20.0000000(度) *p?b "{_a
==x3|^0y
CkoPno
六、强度校核数据 7tAWPSwf
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) ~ p; <H
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) X1<)B]y
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) }=A6Jv(j
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) >|0yH9af
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) #BS]wj2#
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) |L;'In
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) ?Z4& j'z<
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Oi
BK
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 (/YC\x?
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ?d +B]VYw
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 4NR,"l)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 rShi"Yw
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ?]fBds=
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) u
MzefRN
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 Aog 3d\1$
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 ';aPoaO %
I-/PzL<W P
5[l3]HOO
8YkP57Y%[Z
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 gEKJrAA
WY 2b
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ) 2S0OY.
_?G\^^
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
