已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 '[:].?M
; N!K/[p=
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw 9O P
d'f
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min v k.Y2
:
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m rcNM,!dZ
2、根据负载选择电动机。 Hya*7l']B
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 5v!Uec'+
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw +qjW;]yxP
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。 Yb414 K
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 4jO~kcad
3、传动比分配： ENjrv
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。
NAHQ:$
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 C6 Dq7~{B
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 m6a oh^I
r'w5i1C+
<)y'Ot0 y
,_P(!7Z8
高速级锥齿轮设计计算： Je+L8TB
Qa(u+
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC &UQKZ.
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS \ ssu O
Oj~k 1+*
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m R+rHa#M_
按齿面接触强度初步估算：
X!nI{PE
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) d ID] {
载荷系数k=1.2 :IbrV@gN{@
齿数比u=i1=3 |M0 XLCNd_
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa CK'C f{S
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) hq( 3%- 7&
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm dax|4R
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 ~d){7OG
则Z2=i1*Z1=19*3=57 irgj q/&d
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" [uZU p*.V
q>!T*BQ
δ2=90°-δ1=71°33'54" 9]7+fu
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm DlfXzKn ;
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm <f8@Qij
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm vWjK[5
M%
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm T|ZT&x$z
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm T JLz^%t
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm *E+) mB"~
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 5j,)}AYO
dm1=2.125*57=124.125mm C'*1 w
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 G@ed2T
Zv2=z2/cosδ2=180.25 r 3p fG
变位系数为0 {%b >/r
f5 mk\^
其他结构尺寸（略） -D38>#Y
y)Ip\.KV\
4、较核齿面接触疲劳强度（略） i|.!*/qF
*l_1T4]S
5、工作图(略） WNlWigwYl
T*|?]k
8@*
圆柱齿轮传动设计计算： )u3<lpoTy
;2#H M^Mu
一、设计参数 d=N5cCqq
传递功率 P=5.5(kW) kX5v!pm[
传递转矩 T=109.42(N·m) yd# 4b`8U`
齿轮1转速 n1=480(r/min) ?8 YHz
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) JFR,QUT
传动比 i=4.52 0`,a@Q4
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 "2Js[uf
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 _aa3Qw x
预定寿命 H=40000(小时) 78y4nRQ*
[< 8<+lH=P
二、布置与结构 1B,RRHXn6
闭式,对称布置 !\+SE"ml
Vk{0)W7
三、材料及热处理 NVJvCs)3f
硬齿面,热处理质量级别 MQ 0y2iS' t
2$\Du9+
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> B@.U \.
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 +% '0;
齿轮1硬度 HBS1=59 mZMLDs:
qhL e[[>
齿轮2材料及热处理 =45调质 EDL<J1%
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS ,i,f1XJ|
齿轮2硬度 HBS2=230HBS yd`.Rb&V
evu @uq
Tet,mzVuu
四、齿轮精度：7级 j~Rh_\>Q
J|,| *t
五、齿轮基本参数 =Lp0i9c
模数(法面模数) Mn=2.5 Kax85)9u
齿轮1齿数 Z1=17 -L1{0{Z
齿轮1变位系数 X1=0.00 !{r Gt`y
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) ]5uCs[
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 \T<?=A
.VTHZvyn
齿轮2齿数 Z2=77 1 9;\:tN
齿轮2变位系数 X2=0.00 B>|@XfPM
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) |w:7).P
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 `Z/"Dd;F^3
A3M)yW q
总变位系数 Xsum=0.000 6ZCt xs!
标准中心距 A0=117.50000(mm) HQv#\Xi1
实际中心距 A=117.50000(mm %J2u+K
!3?HpR/nV
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) a;([L8^7$l
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) /38^N|/Zr
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) T9N /;3
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) spd>.Cm`
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) YadyRUE
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) m|=/ |Hm
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ]7c 7 15@
ECU:3KH>MF
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) +r4^oT[-
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) )6IO)P/Q~
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) NWv1g{M
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) LGRX@nF#
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) ~H)b vN ^
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) AqE . TK
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 6S<J'9sE
F4Z+)'oDr,
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) CbI[K|
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) dM#\h*:=
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) !XzRV?Ih;
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) X;ijCZb3b
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 a|lcOU
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) wGLZzqgq
o}Dy\UfU
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) /m.6NVu7
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) NC@OmSR\0
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) G|IO~o0+
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) /_aFQ>.4n
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 l 9#M`x9
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) |BF4 F5wC?
3%!d &j>v
齿顶高系数 ha*=1.00 |br l<*:
顶隙系数 c*=0.25
PgxD?Oi8
压力角 α*=20(度) 97'* Xq
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 m7g; psg
端面顶隙系数 c*t=0.25000 WPCaxA+l
端面压力角 α*t=20.0000000(度) hSo\
G W|~sE +
<gQw4
六、强度校核数据 X0Xs"--}
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) "*XR'9~7
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) e ST 8>r
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) zF3fpEKe
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) / wH ]OD{
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) Rco#?'
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) g} P.ksM
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) N[ z7<$$
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) !1w= _
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 [|Jz s[
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 #3\F<AJ<VB
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) WFsa8qv
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 d%u|)
=7
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) ~t.*B& A
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) G>d@lt
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 ]B5q v6
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 +8v^J8q0
AQQeLdTq
+tES:3Pi
jf~/ x>Q
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 T&fqn!i
X GbtmmQG
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 Fp'k{
?8) _,
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
