已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。 6D*x5L-1o
]4 \6_J&
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw +xYg<AFS
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min 0v3
8LBH)
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m O uPfB
2、根据负载选择电动机。 &?9~e>.OS
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94 I$fm"N
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw S<w? ,Z
查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。 -x>2W b~%
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56 Z?."cuTt
3、传动比分配： 0( A&m ,
因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。 nc#} \
高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3 (~ #-J7
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。 aSfAu!j)
@@6c{r^P
u&o<>d;)
X;dUlSi
高速级锥齿轮设计计算： ~ =$d>ZNQ
(^)(#CxO
1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC msZ 3%L
大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS i6:O9Km
]_! . xx>
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m ev5m(wR
按齿面接触强度初步估算： G n ie|[3
公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3) 0 5YsLNh
载荷系数k=1.2 eqU y>
齿数比u=i1=3 LH q~`
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa IG8I<+< o
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1) nS^,Sq\Ak
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm [5MV$)"!j
3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19 8iUKG
则Z2=i1*Z1=19*3=57 ' u: J
"
分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6" p!`S]\XEB
*XG.?%x*|
δ2=90°-δ1=71°33'54" W`jKe-jF
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm 9f3rMPVh(
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm >ti)m >f
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm `t]8 [P5
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm TmLfH
d
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm poS=8mN8;
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm 3s,a%GO k
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm VV i3g
dm1=2.125*57=124.125mm jG/@kh*m
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028 ua%j}%G(
Zv2=z2/cosδ2=180.25 r]bG,?|
变位系数为0 rCdTn+O2
?#/~ BZR!
其他结构尺寸（略） _j\ 8u`^n
7k#0EhN 1>
4、较核齿面接触疲劳强度（略） zw%1 a 3!
##yH*{/&
5、工作图(略） 3 E!F8GZ
-b'/}zz
圆柱齿轮传动设计计算： :eR\0cn
En YEAjX
一、设计参数 e 3%dNa
传递功率 P=5.5(kW) Mdy4H [Odq
传递转矩 T=109.42(N·m) +-Miei Kv
齿轮1转速 n1=480(r/min) BVxk}#d
齿轮2转速 n2=106.2(r/min) cwI3ANV
传动比 i=4.52 S1_ ):JvV
原动机载荷特性 SF=均匀平稳 1 o\COnt
工作机载荷特性 WF=均匀平稳 _16r8r$V
预定寿命 H=40000(小时) U{8x.CJ]
+qM2&M
二、布置与结构 $`"$ZI6[
闭式,对称布置 O|0,=
5
LOe l6Ui
三、材料及热处理 ~ {{@m]P
硬齿面,热处理质量级别 MQ Ihx[ S!:
O+ J0X*&x
齿轮1材料及热处理 20Cr<渗碳> 7Q # A
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56～62 a} :2lL%
齿轮1硬度 HBS1=59 %[ k "A
G,,f' >
齿轮2材料及热处理 =45调质 Q sr+f~"W
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217～255HBS !~ZAm3GwL
齿轮2硬度 HBS2=230HBS OT}P0
~4s
x{,W<oXg
}syU(];s
四、齿轮精度：7级 u'Z^|IVfo
ffem7eQ
五、齿轮基本参数 !w:pb7+G
模数(法面模数) Mn=2.5 )S|&3\
齿轮1齿数 Z1=17 SnG XEQ
齿轮1变位系数 X1=0.00 dp*E#XCr1
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm) GT-ONwVDq
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588 hGU 3DKHT
muIJeQ.C
齿轮2齿数 Z2=77 ZtX \E+mC
齿轮2变位系数 X2=0.00 71,GrUV:
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm) OA&r8WK3
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104 }}4uLGu)
s m qUFo
总变位系数 Xsum=0.000 Ft?Y c 5
标准中心距 A0=117.50000(mm) $~'G<YYF4
实际中心距 A=117.50000(mm dG} *M25
fY 1 0a_@x
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm) cs)R8vuB)z
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm) nSq$,tk(
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm) 4\14HcTcK
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm) vW5>{
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm) v'SqH,=d
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm) }C5Fvy6uz
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度) [.nkNda5)v
OTmr-l6
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm) pzxlh(a9
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm) <|VV8r93
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm) 5$/Me=g<
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm) @Qd5a(5W M
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm) -z>m]YDH
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm) r-& * `Jh
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度) a0hgF_O1
P7;q^jlB
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm) kvam`8SeL
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm) U DHMNubB
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm) f!JSb?#3
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm) Y$FhV~m
齿轮1公法线跨齿数 K1=2 4YCuO%
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm) VoNk.h" T
E=qfI>2U&
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm) +l>X Z
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm) /cx
Ei6I-
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm) @mEB=X(-l=
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm) 9za SA,}
齿轮2公法线跨齿数 K2=9 6bBNC2K$-
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm) ]O&yy{yYK
;:P} s4p
齿顶高系数 ha*=1.00 0B(Y{*QB
顶隙系数 c*=0.25 (b +o$C
压力角 α*=20(度) p}q]G J
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 a-9 sc6@
端面顶隙系数 c*t=0.25000 8!7`F.BX
端面压力角 α*t=20.0000000(度) ^6 \@$
f&C]}P
K]ds2Kp&
六、强度校核数据 M(W-\ L
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa) <Mf(2` T
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa) ?P Mi#H
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa) 7:wf!\@ I
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa) |7b@w;q,D
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa) C.+:FY.H
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa) l !%V&HJV
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa) =_`cY^ib+
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa) -@/!u9l
接触强度用安全系数 SHmin=1.00 6R!AIOD>
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 ;%O>= m'4
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa) Lg+cHaA
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 qino:_g
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa) [.>g.p,;
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa) ]?~[!&h
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 mlbSs_LT^
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 v\Zq=,+
ZnD(RM
u7bj i>j
'BNZUuUl
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53 UsdUMt!u
&p.7SPQ8/
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6 4_o+gG%HaM
: W0 ;U
误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
