已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 gl&5l1&
z#F.xVg'
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw X>?b#Eva
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min F ]O$(7*
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m $4MrP$4TI
2、根据负载选择电动机。 FYS/##r
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 {D g_?._d
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw +/D>|loRC
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。 81*M= ?
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 dJ?XPo"Cm=
3、传动比分配： ^uJU}v:
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 7Ol}EPf#
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 OIl#DV.
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 KsrjdJx, '
n4lu tnF
. @Ut?G
LK"
bC
高速级锥齿轮设计计算： ,7XtH>2s
2DD:~Tbi
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC kM`l
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS
b3 YO!cJ
b|z g<
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m 6oSQQhge
按齿面接触强度初步估算： V<HU6w
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) P,=+W(s9}
载荷系数k=1.2 4.RG4Jq
齿数比u=i1=3 Q%aU42?_1
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa 'B0{U4?
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) ,<DB&&EV8
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm ;WL1B
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 [7m1Q<
则Z2=i1*Z1=19*3=57 6 n1rL
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" (6v (9p
E2L(wt}^
δ2=90°-δ1=71°33'54" r}yG0c,
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 1y^K/.5-
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm {A|T owBN
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm P6,7]6bp
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm ~el3I=KC}
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm Hqh6:RuL
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm qNyzU @
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 80M;4nH^5
dm1=2.125*57=124.125mm Hx $c
N
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 u9=SpgB#
Zv2=z2/cosδ2=180.25 l<(Y_PE:
变位系数为0 `bKA+c,f
j'i0*"x
其他结构尺寸（略） 3\;27&~gV
VG L#!4wK
4、较核齿面接触疲劳强度（略） k#b u#YZk
(J"T]-[
5、工作图(略） P\CDd=yWc
A~nf#(!^]
圆柱齿轮传动设计计算： Z['\61
-)!> M>=s
一、设计参数 :T 3/yd62N
传递功率 P=5.5(kW) 0:KE@ =
传递转矩 T=109.42(N·m) j<%])
齿轮1转速 n1=480(r/min) ,a?\M M9$
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) j\RpO'+}
传动比 i=4.52 ZV}X'qGaq
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 >*twTlb{
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 8
6QE /M
预定寿命 H=40000(小时)
t4Z
2S`?hxAL
二、布置与结构 h x6;YV
闭式,对称布置 zT~B 6
o
A* G
三、材料及热处理 Wi n8LOC
硬齿面,热处理质量级别 MQ CGw--`#\
;evCW$G=
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> r g(lCL&:S
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 2Ha5yaTL
齿轮1硬度 HBS1=59 OEr:xK2T
H]<]^Zmjy
齿轮2材料及热处理 =45调质 M^rM-{?<
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS nD" ~?*Lt
齿轮2硬度 HBS2=230HBS h!&sNz X
m8+(%>+7
4"\ yf
四、齿轮精度：7级 9+Y D!y
~#:e *:ro
五、齿轮基本参数 .V6-(d
模数(法面模数) Mn=2.5 f<y& \'3
齿轮1齿数 Z1=17 2=PBxDs;
齿轮1变位系数 X1=0.00 TPO1 GF
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) ydWtvFu S
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 D
y6$J3 r
]6tkEyuq
齿轮2齿数 Z2=77 p@&R0>6j
齿轮2变位系数 X2=0.00 +V v+K(lh$
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) P 2n2 Qt2
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 d_ }a `H
sc`"P-J+vp
总变位系数 Xsum=0.000 ]8 U ~Iy
标准中心距 A0=117.50000(mm) 9CUimZ
实际中心距 A=117.50000(mm wCZO9sU:6=
yeD_j/
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) fUa g1 d
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) >', y
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) nN`"z3o
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 7x. %hRk
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) @kngI7=E
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) r
-f
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) >3;^l/2c
PB~_I=
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) nYv#4*
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) hQh9 ok8 S
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) coQ[@vu
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) ]S8LY.Az5
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) '\p;y 7N
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) }$&WC:Lg
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) 0V11#
#t71U a
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) `]2@ _wa
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) [J \DB)V/
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) >.dHt\
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) ;?9A(q_Z
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 f==*"?6 \
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) \ 3NS>v[1
MUof=EJg>u
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) \v`#| lT$
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) ;R1B9-,
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) XK 3]AYH
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 9\51Z:>
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 lC9S\s
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) uIP
iM8(
&zN@5m$k;
齿顶高系数 ha*=1.00 q@ Kk\m
顶隙系数 c*=0.25 l=Wd ,$\
压力角 α*=20(度) nlfPg-78B+
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 dXP6"V@iI
端面顶隙系数 c*t=0.25000 <Ry $7t,
端面压力角 α*t=20.0000000(度) n85r^W
g5R,% 6
z}5<$K_U
六、强度校核数据 yKDZ+3xK]
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) \y*j4 0
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ;/ Q6 i
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) M'u=H
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) _ @prm Sc
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) _om[VKJ d
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) QFzFL-H~N
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) u( 9X
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) Z\!rH "8
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 q:yO92Ow
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 yisLypM*
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Qq 0O0U
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 kME^tpji
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) * -z4 <LAa
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) $r"A@69^RS
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 XM!M%.0WS
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 b?k4InXh
S8*> kM'
jaqV[*440U
v | ifI
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 =jUnM> 23
n#>5? W
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 G7Ny" {Z
<3Fz>}V32
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
