已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 tD=@ SX'Y
z !wDpG7b
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw v4vf }.L]
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min !X^Ce)1K
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m n(ir[w#,]"
2、根据负载选择电动机。 9q[;u[A8^
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 ]/2T\w.<
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw _=f=f cl
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。 z}4L=KR\v
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 8 ;g Xg
3、传动比分配： +b$S~0n
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 Gpj* V|J
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 @E9" Zv-$
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 E9 fxjI%1
t;qP ']2
h) (* q+a
\}*k )$r
高速级锥齿轮设计计算： P7 y q^|
$9!D\N,}]C
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC w`HI]{hE~N
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ub :ly0;t
/%rq
hHs
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m #& .]"
d
按齿面接触强度初步估算： Ww3wsy x
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) VRng=,
载荷系数k=1.2 i?@ M
齿数比u=i1=3 @J 'YV{]
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa ;iYff N
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) -b;|q.!
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm 5N7H{vT_
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 JgRYljQi2
则Z2=i1*Z1=19*3=57 |+,[``d>"
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" n`7f"'/:
u eb-2[=
δ2=90°-δ1=71°33'54" afEF] i
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm NaU r!s
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm g(x9S'H3l
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm N5U)*U'-u
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ;T +pu>)
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm `RRE(SiKU
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 4$6T+i2E
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm B~o-l*
dm1=2.125*57=124.125mm my FAKRc
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 h11.'Eej`
Zv2=z2/cosδ2=180.25 d'
>>E
变位系数为0 ,YYVj{~2
|`d0^(X
其他结构尺寸（略） v;1F[?@3Y
q%YV$$c
4、较核齿面接触疲劳强度（略） XL}"1lE
W-~n|PX8+
5、工作图(略） (7FW9X;
RI n9(r
圆柱齿轮传动设计计算： G[Lpe
tB7}|jC
一、设计参数 GwU?wII j^
传递功率 P=5.5(kW) (oz$B0HO:
传递转矩 T=109.42(N·m) vdDludEv
齿轮1转速 n1=480(r/min) ;
0v>Rf a
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) $:s`4N^
传动比 i=4.52 \00DqL(Oj`
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 u+t$l^S
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 E.bi05l
预定寿命 H=40000(小时) nKr9#JebRC
_6@hTen`
二、布置与结构 `lDut1 J5n
闭式,对称布置 WG71k8af
5~sx:0;
三、材料及热处理 |R/.r_x,V?
硬齿面,热处理质量级别 MQ I`(l *U
ykg# {9+
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> (h-*_a}F4
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 BG&cQr
齿轮1硬度 HBS1=59 `?(Bt|<>
$!@\
齿轮2材料及热处理 =45调质 >ydRSr^
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS #EGA#SKoq
齿轮2硬度 HBS2=230HBS h0vob_Fdl
RC#C\S6
:wqC8&V
四、齿轮精度：7级 S8Fmy1#
LA3<=R]
五、齿轮基本参数 Uh1NO&i.W
模数(法面模数) Mn=2.5 C Wo1.pV w
齿轮1齿数 Z1=17 rZPT89M6
齿轮1变位系数 X1=0.00 [k$*4 u >
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) T^<>Xiam
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 ^rl"rEA
Q:C$&-$
齿轮2齿数 Z2=77 S{Hx]\
齿轮2变位系数 X2=0.00 )2q~u%9n
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) AwUi+|7r])
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ?rX]x8iP
nwt C:*}
总变位系数 Xsum=0.000 RPnRVJ&"Z
标准中心距 A0=117.50000(mm) d'6|: z9c
实际中心距 A=117.50000(mm ma$Prd
nz1'? _5
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) #3= P4FUz.
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 2f`nMW
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) Dm V P
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ^\:8w0Y^
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) 2 !"
XzdD
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) KfCoe[Vv
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) &5{xXWJK
dBV7Te4L
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm)
}}<Z,/O
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) $QEilf;E
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 2g9 G{~,@g
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) q}BzyC=:n
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) 3=Ec "
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) dUznxZB
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 5Ky#GuC
jeyLL<
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) l=N2lHU
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) [
=x s4=
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) v4miU;|\
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) C${ S^v
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 E@ 05e
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) mV73
\P6K
3 cS2gxF
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) o'~5pS(wq
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) gG%V 9eOQ
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) Ch()P.n?
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) $GQ`clj<
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 [a o
U5;7
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) h0oMTiA
?; YC'bF
齿顶高系数 ha*=1.00 "jecsqCgK0
顶隙系数 c*=0.25
B<8N96fx
压力角 α*=20(度) '$As<LOEd/
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 "TV(H+1,z
端面顶隙系数 c*t=0.25000 GhY1k";
端面压力角 α*t=20.0000000(度) }ZSQ>8a
-5>-%13
K'iIJA*S n
六、强度校核数据 / : 6Wzj
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) U`Jy!x2m
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) g>d;|sK
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 2-zT$`[]J
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) /<CSVJ_r
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) GBFw+v/|4
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) ) yY6rI;:
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) xCzebG["
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) 6ZgU"!|r
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 Glq85S
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 kY,U8a3!
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) }7G8|54t
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 =K&\E2kA 4
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) #zrTY9m7
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) Z34Wbu n4
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 M'`;{^ <
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 O9'x -A%
IvpcSam'
%;D+k
! / y!QXj
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 M@P 1, Y
%d Ernc$
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 G Ejd7s]C
FLoNE>q
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
