已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 ^N{h3b8
{ go; C}
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw GM f
`A,>
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 'XP7"
N47O
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m V7f q4O^:
2、根据负载选择电动机。 DKJmTH]rUg
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 A1>OY^p3%
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw ]{ mPh\
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。 G.a b ql
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 j0evq+
3、传动比分配： Jgd'1'FOs
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 MPg)=LI
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 3>`mI8 $t
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 ARwD~ Tr
"2$fi{9
0 e ~JMUb
;m{1 _ 1
高速级锥齿轮设计计算： jc[Y}gd,
-Xm'dw m
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC vJc- 6EO
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS ']z{{UNUN
jrr*! ^4|
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m
mt p+rr
按齿面接触强度初步估算： =O_4|7Zl
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) }1i`6`y1
载荷系数k=1.2 `yXg{lk
齿数比u=i1=3 Z<y I\1
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa wX5tp1 ?1J
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) &L Zn
FR
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm jaMjZp;{(
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 a PfO$b:
则Z2=i1*Z1=19*3=57 (U_ujPD ?
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" (G4at2YLd
udUyh%n
δ2=90°-δ1=71°33'54" JZ*/,|1}EC
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm K;Uvb(m{&
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm >xYpNtEs
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm )<;Y-u.UW
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm _] sn0rX
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm >#~& - 3
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm A) %/[GD2
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm xU >WEm2
dm1=2.125*57=124.125mm ,nLy4 T&"
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 [-k
Zv2=z2/cosδ2=180.25 D] jz A x
变位系数为0 xH(lm2kvT
}`QUHIF
其他结构尺寸（略） ag#S6E^%S
)Y 6 +
4、较核齿面接触疲劳强度（略） G"U9E5O
)c83/= <v
5、工作图(略） A8fOQ
eH3JyzzP,
圆柱齿轮传动设计计算： H*&f: mfq
(*nT(Adk
一、设计参数 6YLj^w] %
传递功率 P=5.5(kW) \fyRsa)
传递转矩 T=109.42(N·m) 3kIN~/<R+7
齿轮1转速 n1=480(r/min) 1 s2>C!\
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) _jI,)sr4ic
传动比 i=4.52 w\}ieI8J
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 B^Nf #XN(
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 X!Mx5fg
预定寿命 H=40000(小时) }=UHbU.n~!
_8riUt
二、布置与结构 t ?ZI".>
闭式,对称布置 O=&0 H|B
U; V7 u/{
三、材料及热处理 }QcCS2)Ud
硬齿面,热处理质量级别 MQ S)k*?dQ##R
~xfP:[u
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> !M]uL&:
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 udF~5w
H
齿轮1硬度 HBS1=59 f/NH:1)y
BNl5!X^{
齿轮2材料及热处理 =45调质 HU }7z K2
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS 7 60Y$/Wz
齿轮2硬度 HBS2=230HBS ^ f
&XQQY
L9 \1+rq
dh*ZKI ^@(
四、齿轮精度：7级 axRV:w;E<
z^ q0/'
五、齿轮基本参数 VT%NO'0
模数(法面模数) Mn=2.5 TJpD{p}
齿轮1齿数 Z1=17 OwUhdiG
齿轮1变位系数 X1=0.00 ,I$`-$_'
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) vNY{j7l/W
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 [f-?y mmT
9ni1f {k
齿轮2齿数 Z2=77 gX}8#O.K$
齿轮2变位系数 X2=0.00 N/'b$m5=
S
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) '&R2 U_
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 ?|C2*?hZ+
#m<nAR
总变位系数 Xsum=0.000 | y#
Jx
标准中心距 A0=117.50000(mm) vnt%XU,,Y
实际中心距 A=117.50000(mm q u6D 5t
x{8xW0
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) vq0Tk
bzs
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) eKLZt%=
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) [nG<[<0 G;
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) 9y8&9<#
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) O67W&nz
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) <X^@*79m
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) ) VS=E7[
:&rt)/I
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) I H&|Tcf\
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) v0+BkfU+p
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) S_4?K)n #
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) b:m88AG
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) VUGmi]qd
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) $}q2 3
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) f#"J]p
9r<J"%*Q
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) T_
<@..C
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) @#>rYAb8,
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) ~i{(<.he
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) f4b/NG|
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 7~% ?#
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) (ejvF):|
rjAn@!| :+
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) N7QK>
"a
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) {n.PF8A5X
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) w w3-^v
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) KV aiugQ
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 =.U[$~3q%
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) EIAc@$4
^4hO
齿顶高系数 ha*=1.00 t!X. |`h
顶隙系数 c*=0.25 tBWrL{xLe
压力角 α*=20(度) 9c'xHO`
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 b<ZIWfs
端面顶隙系数 c*t=0.25000 I@~QV@U
端面压力角 α*t=20.0000000(度) JPUW6e07o
^j7Vt2-
({)+3]x
六、强度校核数据 fk>aqm7D!
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) .},'~NM]
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) On.{!:"I/
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) gp?uHKsM
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) 6OIte -c
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) EU;9 *W<
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) y u|8_<bq
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) :#ik. D
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) L,`LN>
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 k FD; i
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 IdYt\^@>
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) 1#2 I
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 ^*Q ?]N
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) )m)-o4c
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) $6 9&O
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 lU\ [aNs
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 50wulGJud
[kB7@o
!hy-L_wL]
_Y4` xv0/
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 pa3{8x{9m
i)#d WFDTv
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 n'Lr QU
q:0N<$63
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
