已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 t:=Ui/!q
0w+hf3K+:
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw #{h4lte
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min ]-* }-j`
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m ?Fi-,4
2、根据负载选择电动机。 yvH: U5%
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 h)y"? Jj
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw $ ~D`-+J
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。 $oxPmELtpe
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 QyHUuG|g
3、传动比分配： $wN'mY
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 W
8E<P y
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 $u3N ',&
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 i}wu+<Mk
PFPfLxna
H[>_LYZ8
x[ (2}Qd
高速级锥齿轮设计计算： -q+Fj; El
kN}.[enI~
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC r , b
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS \!S C;
@L0wd>
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m l,v :[N
按齿面接触强度初步估算： JWn9&WK
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) &0>{mq}p,:
载荷系数k=1.2 iz*aBXV A[
齿数比u=i1=3 8tdUnh%/
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa QGLm4 Wl9
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) -TD6s:'
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm -9aht}Z
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 3i s .c)
则Z2=i1*Z1=19*3=57 }VFSF/\^
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" 2}}~\C}o+
LG, RF:
δ2=90°-δ1=71°33'54" 8"<!8Img
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm DG:=E/ @
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm y !v $5wi
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm g:2/!tujL
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm Aga7X@fV(
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm _aD x('
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm ~Yr.0i.W
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm 0c3G_I=
dm1=2.125*57=124.125mm Jx{,x-I
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 2XI%4
Zv2=z2/cosδ2=180.25 ) E4COw+
变位系数为0 +pF z&)?
aoJ&< vl3
其他结构尺寸（略） qy-BZ%3
[ 0~qs|27
4、较核齿面接触疲劳强度（略） 1:&$0jU&U
?&X6VNbU
5、工作图(略）
V!Joh5=a
EAq >v
t83
圆柱齿轮传动设计计算： yqBu7E$X
k,@1rOf
一、设计参数 de`6%%|
传递功率 P=5.5(kW) [2FXs52
传递转矩 T=109.42(N·m) k[ zf` x^
齿轮1转速 n1=480(r/min) Hv`Zc*
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) ;J5oO$H+68
传动比 i=4.52 t6"4+:c!>
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 #`W8-w
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 +L49
pv5
预定寿命 H=40000(小时) .9ROa#7U;n
MR C5c: (
二、布置与结构 CjST* (,b
闭式,对称布置 bZlA K)
@ =,J6
三、材料及热处理 UG!&n@R
硬齿面,热处理质量级别 MQ D=OU 61AA
xp &I~YPH
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> xj~6,;83xR
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 {Ise ( > V
齿轮1硬度 HBS1=59 ^{Vm,nAQqs
r;'!qwr
齿轮2材料及热处理 =45调质 es6e-y@e
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS rcbixOT
齿轮2硬度 HBS2=230HBS vIG,!^*3
MUo?ajbqOd
bc"{ZL!C
四、齿轮精度：7级 @%TQ/L^|
\vT8
)\
五、齿轮基本参数 qJK^i.e
模数(法面模数) Mn=2.5 +|0 m6)J]
齿轮1齿数 Z1=17 T8\,2UWsj2
齿轮1变位系数 X1=0.00 =DCQ!02
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) #zQkQvAT9
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 'Oc8[8
K
l4",
齿轮2齿数 Z2=77 kQb0pfYs
齿轮2变位系数 X2=0.00 s R~&S))
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
~ 52
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 c shUxabB
t"L:3<U7
总变位系数 Xsum=0.000 O3_Mrn(R
标准中心距 A0=117.50000(mm) L fi]s
实际中心距 A=117.50000(mm e}?t[aK4#
q+DH2&E'
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) >YW>=5 _
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) 0N}5 sF
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) F FkG,XH
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) ^w HMKC
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) y,
Z#? O
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) &l.^UQ
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) b'&pJ1]]}
g Pf aiVY
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) <
d]|5
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) ;z?XT \C$
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) [0}471
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) CxRp$;rk
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) u7;A`
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) pqs)ueu
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) d .+vjMI
MPB6
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) 4EpzCaEZ
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) Cam}:'a/`
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) Y}Dp{
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) GWhZ Mj
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 5A)w.i&V
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) 08f~vw"
lfA
BF
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) ~;+vF-]R
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) Y1~SGg7(@
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) ky#6M?
\
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) ~L1O\V
i
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 8 N` $7^^
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) e!8_3BE
6?lg
6a/eO
齿顶高系数 ha*=1.00 Yyo|W;a]
顶隙系数 c*=0.25 ep L[PL}
压力角 α*=20(度) c,qCZ-.Sg
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 W> ~ %6K>p
端面顶隙系数 c*t=0.25000 v Y\O=TZT
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ] UI+6}r
2mO#vTX4
o
,!"E^
六、强度校核数据 %8 tN$8P
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) [E^X=+Jnz
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) $O>@ (K
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) I Q L~I13
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) ;Y '\:
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) nsp K. *?
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) :2My|3H\
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) hq*JQb;Y}
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa)
gh}AD1TN]
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 u
s0'7|{q
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 5:d2q<x:{
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) acZHb[w
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 a7|&Tbv
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) v6VhXV6$|
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) 9O Q4\
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 >F HsZKJ
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 @e,Zmx
V^z ;^md d
*`-29eR"8
}?J5!X
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 BznA)EK?@
}hitU( 5t0
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 :"^<
aLj
4 .B*B3
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
