已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 *w 1R>
</qli-fXB}
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw BR0P :h
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min - [7S.
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ]ov"&,J
2、根据负载选择电动机。 R<ZyP~
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 -) E6{
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw S&~;l/
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。 *l'5z)]
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 s=)1:jY k
3、传动比分配： @. KFWAm
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 2tdr1+U?g
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 X6o
iOs
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 T28Q(\C:}
](^BQc
S d]`)
8MCSU'uQ
高速级锥齿轮设计计算： ]a\HgFp@
U9yR~pw
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC (k>I!Z/&2
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS fvw&y+|y!
|FZIUS{]
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m (\$=+' hy
按齿面接触强度初步估算： = k>ygD_
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) mV'^4by
载荷系数k=1.2 [214b=
齿数比u=i1=3 Ec|5'Kz]
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa __,}/|K2
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) +FtL_7[v
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm qvN 5[rb
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 !8OUH6{2
则Z2=i1*Z1=19*3=57 JJE 0q5[
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" -'::$
{
aZYs?b>Gm
δ2=90°-δ1=71°33'54" l|~SVk|
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm |PW . CV0,
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm d i#:KW
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm Ih5F\eM
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm <}^l MBa
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm YD o,9
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 4Awl
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm <!.Qn
Y
dm1=2.125*57=124.125mm rTL o6wI
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ~0XV[$`L
Zv2=z2/cosδ2=180.25 FR 1se
变位系数为0 a gxR
V
Rac 4a@hZ
其他结构尺寸（略） s4Y7 x.-
ttC+`0+H
4、较核齿面接触疲劳强度（略） BX6]d:S
,[0rh%%j
5、工作图(略） i xI fJ
\H$j[" 3
圆柱齿轮传动设计计算： CGN:=D<
dEM=U;
一、设计参数 $4*k=+wS
传递功率 P=5.5(kW) t(?tPt 4zp
传递转矩 T=109.42(N·m) \Dn
an5H/
齿轮1转速 n1=480(r/min) Na2n 4x!
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) yW)X
asn
传动比 i=4.52 )nJh) {4\
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 by%k*y
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 6 N.+
预定寿命 H=40000(小时) 7 e
D<(
} X [wWH
二、布置与结构 e4?p(F-x(
闭式,对称布置 G%RhNwm
$mp'/]
三、材料及热处理 $f]dL};
硬齿面,热处理质量级别 MQ jFM f=u&U
.ITR3]$
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> .~Z@y #
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 t=$Hv
齿轮1硬度 HBS1=59 0"to]=
2 Sg,b8
齿轮2材料及热处理 =45调质 -THU5AB
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 1P+Te,I
齿轮2硬度 HBS2=230HBS qC aM]Y
V[N4 {c
@$(@64r
四、齿轮精度：7级 N 3}jL l/
)dgo oq
五、齿轮基本参数 j?
P=}_ Ru
模数(法面模数) Mn=2.5 EZvf\s>LT
齿轮1齿数 Z1=17 C%y!)v_x
齿轮1变位系数 X1=0.00 96$qH{]Ap
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) p&~= rp`E
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 YKT =0
@on\@~Ug
齿轮2齿数 Z2=77 Ei[>%Ah
齿轮2变位系数 X2=0.00 f~NGIlgR
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) (jY -MF3
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 N }tiaL4
g`Bt G
总变位系数 Xsum=0.000 B Ctm05
标准中心距 A0=117.50000(mm) \P` mV9P
实际中心距 A=117.50000(mm -h/KrB
rFPfT pS
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) {v >orP?
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) hRvj iK\
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Y uo
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm)
xfyUT^
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) v!EE[[
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) vtS [Tkk|A
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) sjISVJ?
;.<0ln V
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) (?7=$z!h
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) 7CKh?>
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) c<gvUVHIxR
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ZdP2}w
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) g,N"o72)
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) }L1 -2
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) f*}H4H E O
LYv$U;*+
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) i!jR >+
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) %w YGI
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) k5%:L2F O
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) *75?%l
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 e+t2F
|xDh
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) z` :uvEX0
yA/b7x-c
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) '&.QW$B\B_
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) )K0BH q7r
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) "7*cF>FE 8
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 0Q1s JDa.
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 8"\g?/
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) [e:mRMi
DgQw9` W A
齿顶高系数 ha*=1.00 itmdY!;<
顶隙系数 c*=0.25 P,ox) )+6
压力角 α*=20(度) &Jr~ )o
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 vZQ'
端面顶隙系数 c*t=0.25000 >lRa},5(
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 9n tXLWK7e
#$GDKK
FYe(S V(9
六、强度校核数据 Ris5) *7
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) nM)q;9-ni
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) _p~lL<q-K[
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) G:]w
UC\
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) <3;Sq ~^
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) BN?OvQ
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) D- [` wCa,
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) w1je |Oil
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) |G5Me
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 g)<t=+a
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 0t-! 6
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) "1P>,\Sjg
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 J8T?=% ?=
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) c:/ H}2/C
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) Wq+6`o
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 m{/?6h 1
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 <3wfY
#;><
RE72%w(oM
n6 PXPc
J~6-}z
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 4&Q.6 HkL
tntQO!pM
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 uIG,2 u,
Wgt[ACioN
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
