已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 1$nlRQi
.)J7 \z8m
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw s?r:McF`
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min b?S,%
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m =UY)U-
2、根据负载选择电动机。 ;pn*|Bsq
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 jNRR=0
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw Y~vyCU5nWR
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 Mkc
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 lsJl+%&8
3、传动比分配： Z',Z7QW7
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 /Wos{ }Z 0
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 3azyqpwU$
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 NPc@;g]d"
0m8mHJ<&
y~eQVnH5W
}XHB7,
高速级锥齿轮设计计算： R#QOG}
s}3g+T\l1w
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC
r vP Y
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ol^uM .k%_
B<^yT@Wc
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m Jkf%k3H3I*
按齿面接触强度初步估算： \0bao<
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) \.!+'2!m
载荷系数k=1.2 :'hc &wk`
齿数比u=i1=3 ~ 1xfE C/
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa gl. uDO%.
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) *GUQz
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm | R\PQ/)
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 b3j?@31AD
则Z2=i1*Z1=19*3=57 wAt|'wP
:
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" .5?e)o)
jg)+]r/hS
δ2=90°-δ1=71°33'54" (*6kYkUK
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm hD) 'bd
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm >]/R lW[
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm 8/i];/,v*M
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ERka l7+
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm kh7RQbNY<I
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm kD}w5 U
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm -q&K9ZCl `
dm1=2.125*57=124.125mm p"'knZ G
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028
EU5^"\
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ^$>Q6.x?*)
变位系数为0 e^ Aw%t
q7#4e?1
其他结构尺寸（略） VWLqJd>tr1
P]A~:Lj
4、较核齿面接触疲劳强度（略） W%&gvZre.
|!Uul0O
5、工作图(略） }F
B]LLi
T<a/GE/
圆柱齿轮传动设计计算： ZBY*C;[)*P
s* ;rt
一、设计参数 J=l\t7w
传递功率 P=5.5(kW) fo$s9g ^<
传递转矩 T=109.42(N·m) 7M.TLV!f]
齿轮1转速 n1=480(r/min) r$Tu ``z \
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) +sY8<y@%
传动比 i=4.52 UM(`Oh8
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 ._X|Ye9/
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 ,%^qzoZnT
预定寿命 H=40000(小时) h 2QJQ|7a
[gkOwU =?
二、布置与结构 [Dq@(Q s'
闭式,对称布置 C
CDO8
.Ce0yAl~
三、材料及热处理 QJH((
硬齿面,热处理质量级别 MQ '=V1'I*
)a=FhSB[G
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> j6&q6C X
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 `Q1;Y
齿轮1硬度 HBS1=59 %E\ pd@
O>c2*9PM
齿轮2材料及热处理 =45调质 F 2 ^qf
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS e~1$x`DH
齿轮2硬度 HBS2=230HBS Hw\hT TK
Z~{0x#?4%
Ly_.% f
四、齿轮精度：7级 Q2LAXTF]y
)e?6 Ncy
五、齿轮基本参数 V9\y*6#Y,
模数(法面模数) Mn=2.5 Rq[ VP#
齿轮1齿数 Z1=17 na`8ulN_
齿轮1变位系数 X1=0.00 |h 3`z
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) ;\],R.!
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 m `! Vryf
+eVm+4WK
齿轮2齿数 Z2=77 1,Uf-i
齿轮2变位系数 X2=0.00 yyv<MSU8
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) 1\L K[tvh
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 & eIwlynm
0ZJN<AzbA
总变位系数 Xsum=0.000 J ,_IHzO~Z
标准中心距 A0=117.50000(mm) ~E3"s
实际中心距 A=117.50000(mm VD0U]~CWR
eFz!`a^dX
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) {SJnPr3R
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) KrqO7
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) |QO)x En~
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) f eA(Rj
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) @ sG5Do
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) IWNIk9T,u
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) pcO{%]?p
mKZ^ FgG
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) )#0Ll x!
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) :}+m[g
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) F m$;p6&j
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) $[HpY)MSRw
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) EWp'zbWP
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) x-Fl|kwX.5
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) ?t"bF :!
N,?D<NjXl
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) MtXd}/
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Mb\[` 4z
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) uTIl} N
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) {3kI~s
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 A,f%0
eQR
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) .9u,54t
fu d Lm
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) gt:O t0\7
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) Xb5 $ijH
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) S X6P>:`
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) d
A' h7D
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 OJ4-p& 1
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ]qNPOnlp
JrVBd hLr
齿顶高系数 ha*=1.00 `^1&Qz >
顶隙系数 c*=0.25 [0-zJy|,
压力角 α*=20(度) Dwi[aC+k
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 cwK OE?!
端面顶隙系数 c*t=0.25000 % {K6
端面压力角 α*t=20.0000000(度) G[[NDK
dD}!E
t.t dY
六、强度校核数据 lL6qK&;
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) G)wIxm$?0
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ^p !4`S
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) z Fk@Y
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) zV=(e( [
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) ?$\y0lHw/7
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) WX9p J9d
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) KqT~MP l
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) x1ID6kI[{*
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 u #m(Py
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 q'p >__Ox
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) L7qlvS Q
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 m ca 9 +v
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) # pz{,
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) c&T14!lfn
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 vaEAjg*To<
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 /@\3#2;
k<3 _!?3
DLrG-C3 3
.5m^)h i
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 p3r1lUw
pd{;`EW|
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 ,.+"10=N.
wOp# mT
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
