已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 za l]t$z>
}"Y<<e<z:
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw eg mUUuO
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min W5j wD
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m YMGy-]!o
2、根据负载选择电动机。 .j6udiv5
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 G T>'|~e
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw wG3 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。 E4# { &sRT
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 +cpb!YEAb
3、传动比分配： ci,( ]T +!
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 h y rPu_
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 7KtU\u
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 O7.V>7Y9H
31n"w;
$-_" SWG.
)1 <0c@g=
高速级锥齿轮设计计算： )! [ B(
goM;Pf
"<
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC B<W}:>3
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS 3j#VKj+Uc
#1 YMpL
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ODJ"3 J
按齿面接触强度初步估算： 4+olyBht
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) :kZ]Swi 5
载荷系数k=1.2 ^&3 vGu9
齿数比u=i1=3 *0 U#Z]t
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa gx\V)8Zr
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) }OkzP)(
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm YznL+TD
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 32GI+NN
则Z2=i1*Z1=19*3=57 %PW-E($o<
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" b[vE!lJEq
-]EL|_;
δ2=90°-δ1=71°33'54" vuQA-w7
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm l|g*E.:4
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm /N0m F< P
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm TtJX(N~
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ,Csdon
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm OPvPP>0*8
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm BK FO^
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm Z<U,]iZB
dm1=2.125*57=124.125mm NT6jwK.?)?
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 cT(nKHL
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ^ C gg1e1
变位系数为0 0GMb?/
3qV^RW&
其他结构尺寸（略） 'm0WPS/6E
rpk8
4、较核齿面接触疲劳强度（略） Z@Rqm:e
G > ~/
5、工作图(略） U<6)CW1;
^P^"t^O
圆柱齿轮传动设计计算： _ $PeFE2
rEr=Mi2
一、设计参数 ^%oH LsY9
传递功率 P=5.5(kW) H c/7x).
传递转矩 T=109.42(N·m) 2e6P?pX~2
齿轮1转速 n1=480(r/min) 6>?qBWW
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) \ :'GAByy
传动比 i=4.52 j ,rc9
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ~HY)$Yp;
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 Dw=L]i
:0v
预定寿命 H=40000(小时) mbAzn
#m#IBRD :
二、布置与结构 fMw F|;
闭式,对称布置
dX\OP>
5?3 v;B6
三、材料及热处理 mmQC9nZ
硬齿面,热处理质量级别 MQ uVY n,DB`
&4E|c[HN
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> X&Oo[Z
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 03?ADjO
齿轮1硬度 HBS1=59 :M6|V_Yp
h `Jc%6o
齿轮2材料及热处理 =45调质 2
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS b $w66q8
齿轮2硬度 HBS2=230HBS s=$xnc}mf
/5%'q ~
'4{@F ~fu
四、齿轮精度：7级 /{({f?k<\/
Q3=X#FQ
五、齿轮基本参数 +R?E @S
模数(法面模数) Mn=2.5 [,&g46x22
齿轮1齿数 Z1=17 L^u|= 9
齿轮1变位系数 X1=0.00 4][VK/v+
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) S|d /?}C|e
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 A?tCa*b^
lf\"6VIsR
齿轮2齿数 Z2=77 ks$5$,^T2o
齿轮2变位系数 X2=0.00 Cpzd k~+H
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) T7YJC,^m
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 6oKlr,.
F_u ?.6e]
总变位系数 Xsum=0.000 bSM|"
标准中心距 A0=117.50000(mm) W)`>'X`
实际中心距 A=117.50000(mm |yN yk7~
4 JBfA,
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) oCwep^P(v
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) $_%
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) r:xg#&"*
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) @"cnPLh&
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 1`II%mf[
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) zt((TD2
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) mj9|q8v{+
4o''C |ND
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) WKr4S<B8mr
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) yR F+
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) n n[idw
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) 5 7 Vn-
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) h1)+QLI
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) <-d-.
8
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) zv1,DnkqF
KJn 3&7
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 9~,!+#
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) YC{7;=P f
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Jx 3a7CpX
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) yl <=_Q
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 YU 87l
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) aF=;v*
1_~'?'&^
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) E?0RR'
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) /|Gz<nSc
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) PH sM)V+
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) M c
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 G*v,-O
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) kSJ:4! lFU
L Gy!{c
齿顶高系数 ha*=1.00 M~sP|Ha"+
顶隙系数 c*=0.25 8BIPEY -I?
压力角 α*=20(度) 4 [0.M
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 s x9[#6~{Y
端面顶隙系数 c*t=0.25000 j{5oXW
端面压力角 α*t=20.0000000(度) jaTCRn3|<
a 0FU[*q
OUH d@up@n
六、强度校核数据 Gw D"j]
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) %MfT5*||f
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ^w
RD |
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) YkV-]%c
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) (w 'k\ y
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) 9/\=6v C|
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) !hPe*pPVV)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) qmpU{f s
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) a'@?c_y;$
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 7"_g X
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 6 d CqS
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) % 8L5uMx
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 LZ9IE>sj
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) cW $~86u"C
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) PI" )^`
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 wa9{Q}wSa
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 #`Et{6W S
|z%*}DPrpa
* r3u=oWb
|Oaj
Jux
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 "2/VDB4!FG
_nnl+S>K
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 dv \ oVD
(au 7w I{
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
