已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 W$Q)aA7
aU<D$ I
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw 3p
1EScH
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min =>}.W:=
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m (<R\
2、根据负载选择电动机。 4 Re@ QOZ
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 %>9+1lUhV
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Y:!/4GF
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。 T ~~[a|bLa
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 1;:t~Y
3、传动比分配： |8qK%n f}
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 j)tC r Py
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 =#Cf5s6qt
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 h9BD
^j
Hl2f`GZ
U]! .~ji3
x"l lX
高速级锥齿轮设计计算： N[x@j)w-`
RTgA[O4J
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC
J"Y
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS Bw]L2=d
O`[iz/7m
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m @6YBK+"
按齿面接触强度初步估算： q"LJwV}W
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) T5dUJR2k$
载荷系数k=1.2 #ON#4WD?
齿数比u=i1=3 @>#{WI:"~
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa &!DZW 5
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ,hTwNVWI9
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm n:*_uc^C
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ?dKa;0\
则Z2=i1*Z1=19*3=57 aEEz4,x_
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" N5f0| U&
qaMZ fA
δ2=90°-δ1=71°33'54" 9oj e`Ay
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm przubMt
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm ),;D;LI{S
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm Ck3QrfM
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm N(_
.N6
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Q k;Kn
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm jV4hxuc$
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm xOV A1p b,
dm1=2.125*57=124.125mm dI_r:xN
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 t(j_eq}J
Zv2=z2/cosδ2=180.25 8_<&f%/
变位系数为0 uP(B<NfL:'
cVB |sYdf
其他结构尺寸（略） 4j.
|Y
>w2Q 1!
4、较核齿面接触疲劳强度（略） z)&na w.
x5fg F;
5、工作图(略） k(-Z@
sP6 ):h
圆柱齿轮传动设计计算： %$ir a\
sM
6^] `-4*W
一、设计参数 192 .W+H<
传递功率 P=5.5(kW) nIV.9#~&
传递转矩 T=109.42(N·m) h9<mThvgn
齿轮1转速 n1=480(r/min) Mt[Bq6}ZD
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) g{A3W) [ b
传动比 i=4.52 ~+pg^ en
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ~']&.
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 : k M E
预定寿命 H=40000(小时) ] r/(n]=(
x 1m8~F
二、布置与结构 qPXA Nx<^
闭式,对称布置 FG>;P]mvp
Pn'`Q S?
三、材料及热处理 /'&.aGW4%
硬齿面,热处理质量级别 MQ ";)r*UgR{B
I" 8d5a}
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> Ynv 9&P
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 *D=K{bUe'
齿轮1硬度 HBS1=59 6 9[V < 1
_l#3]#
齿轮2材料及热处理 =45调质 | `_ < @b
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS $kxu;I
齿轮2硬度 HBS2=230HBS )3]83:lD2
lSn5=^]q
kF(Ce{;z
四、齿轮精度：7级
UfK4eZx*`
d3EjI6R*z
五、齿轮基本参数 2j8Cv:{Nn%
模数(法面模数) Mn=2.5 X+`ddX
齿轮1齿数 Z1=17 V~ 'k1P4
齿轮1变位系数 X1=0.00 -d|BO[4j
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) ?- pxte8
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 9"WRI Ht'c
a);O3N/*I
齿轮2齿数 Z2=77 " t5
+*
齿轮2变位系数 X2=0.00 ?g d'M_-J,
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) f*{M3"$E
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 sT d}cP
x9xzm5
总变位系数 Xsum=0.000 $!3gN%
标准中心距 A0=117.50000(mm) 8_"3Yb`f
实际中心距 A=117.50000(mm hf_R\C(c
R&NpdW N
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) r@|R-Binz
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) H,(F1+~d
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 6b% `^B\
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) !?BW_vY
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) kj x>
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) @kwLBAK}@
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) b HO7* E
fkW3~b
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) ^Lsc`<xC
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) (3AYy0J%
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) d>YmKTk"
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) q |n97.vD
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ])N|[ |$
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) `ifb<T
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) h^['rmd
XXXl jh6
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) :L]-'\y
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) =8O}t+U
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) i B%XBR
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) !-KCF MvT
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 j?=V tVP
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 63.( j P1;
*]FgfttES
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) n49;Z,[~
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) fG<Dh z@
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) xy2\'kS`G
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) j -#E?&2
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 D`V6&_. p
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) SrSG{/{
+:}kZDl@ X
齿顶高系数 ha*=1.00 k - FB
顶隙系数 c*=0.25 "P M O
压力角 α*=20(度) g+igxC}2z
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 +I vNyj|
端面顶隙系数 c*t=0.25000 <sa #|Y$
端面压力角 α*t=20.0000000(度) 1d`cTaQ-
kl| g
F@g17 aa
六、强度校核数据 KCE=|*6::|
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) 2 >g^4(
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) Og +)J9#
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) S3ErH,XB.
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) {&E?<D2_&
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) _0 w 1 kqW
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) z3clUtC+
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) \e_IFISC
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) -jFP7tEv
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 d60c$?"]a(
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 2v4W6R
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) N5yJ'i ~,M
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 X| ,["Az
8
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) 5Wo5 n7o
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ;;M"hI3@
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 \Ps5H5Qk;
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 tbg*_ZQO u
^ s=*J=k
2_ wv C
VXA[ TIqp
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 ka/nQ ~_#<
?5`{7daot
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Zgy7!A F!
aFyh,
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
