-传动零件的设计计算
减速器结构设计及传动尺寸设计计算
减速器结构设计及传动尺寸设计计算一、运动简图图11—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带二、工作条件该装置单向传送,载荷稍有波动，多灰尘，小批量，两班制工作,使用期限10年(每年按300天计算)。
三、原始数据滚筒直径D （mm ）：450 运输带速度V （m/s ）：0.28 滚筒周围力F （N ）：12000 滚筒长度L(mm)：800 四、设计说明书内容 1 电动机选择 2 主要参数计算 3 V 带传动的设计计算4 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算5 轴的设计计算及校核 6.箱体结构的设计 7. 润滑密封设计 8 参考文献1 电动机选择 (1)选择电动机类型按工作要求和条件，选用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V.(2)选用电动机容量n w =（60×1000）v/πD=11.89r/min P w =FV/1000=3.36kwV 带传动效率η1=0.96滚动轴承效率η2=0.99 ， 闭式齿轮传动效率η3=0.97 ，联轴器效率η4=0.99 ， 传功滚筒效率η5=0.96,其中总效率为32320.960.990.970.990.960.833v ηηηηηη=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=带轴承齿轮联轴滚筒P d =P w /η=4.034kw 选用电动机额定功率为4kw 通常，V 带传动的传动比范围为2到4，二级圆柱齿轮减速器为8到40，则总传动比的范围为16到160，故电动机转速可选范围为：n 1d =(16~160)×11.89=190~1900r/min.符合这一范围的同步转速有750 r/min 、 1000 r/min 、 1500 r/min 现以这三种对比查表可得Y132M-6符合要求,故选用它。
Y132M-6 (同步转速1000r/min)的相关参数表12. 主要参数的计算(1)确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i a=n m/n w=960/11.89=80.74取V带传动单级传动比i01=2.8，减速器的总传动比i为：i=i a/i01=28.836 i12=(1.4i)1/2=6.354 i23=i/i12=4.538初分传动比为i 1=2.8，i2=6.354，i v带=4.538(2)计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速n1=n m/i w=343 r/minn2=n1/i1=54 r/minn3=n2/i2= 11.9 r/min2、各轴功率P1=P dη01=P d×ηv带= 4.0 × 0.96=3.84kwP2=P1η12=P1×η轴承×η齿轮=3.84× 0.99×0.97=3.69 kwP3=P2η23=P2×η轴承×η齿轮= 3.69× 0.99×0.97=3.54kw3、各轴转矩T d=9550P d/n d=40.1N.mT1=T d i带η01=107.79 N.m187.542 4.2430.990.97356.695T T i N m η==⨯⨯⨯=⋅ⅡⅠⅠⅡT 2=T 1i 1η12=657.7 N.m2356.695 3.0310.990.971038.221T T i N mη==⨯⨯⨯=⋅ⅢⅡⅡⅢT 3=T 2i 2η23=2866.15 N.m表2传动比3. V 带传动的设计计算(1)确定计算功率ca P查表可得工作情况系数 1.2A k = 故P ca =k A ×P= 1.2×4.0=4.8 kw(2)选择V 带的带型根据ca P n 、，由图可得选用A 型带。
齿轮传动设计计算实例.docx
各类齿轮传动设计计算实例例1设计铳床中的一对标准直齿圆柱齿轮传动。
C 知：传递功率P = 7.5kw .小齿轮转速 m=1450r/mm 、传动比< = 2.08.小齿轮相对轴乐为不对称布誉，两班制，毎年I •作300d （天），使用 期限为5a （年九解，（1）选择齿轮材料及粘度等级考應此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿而。
小齿轮选用4OCr,调质•齿而峡度为240〜260HBS ；大齿轮选用45钢,调质，齿而硬度为220HBS （表8.5）•因是机床用齿轮,由表8.10选7精度,要求齿山丙1糙度R a < 1.6〜3.2“” .（2）按齿面接触疲劳强度设讣因两齿轮均为钢制齿轮,所以山（8.28）式得2叫S 誹确定冇关参数如下：1） 齿数乙和齿宽系数Pd収小齿轮齿轮勺=30,则大齿轮齿数z 2=i Zl =2.08x30 = 62.4・圆整z 2 = 62 o 实际传动比i 0 = — = — = 2.067◎ 30传动比误基 = 2 08-2.067 = 0 6%<2-5% 町用。
i2.08齿数比u = /0 = 2.067由表8.9 取忆= 0.9 （因非对称布置及软齿而）2） 转矩T,P7 5T. =9.55xl06—= 9.55xl06x —/nw = 4.94xl04mm“I 14503） 載荷系数K由表8.6取K = 1.35I ）许用接触应力0〃］曲图 8. 33c 査得 o Hhmi = 775M/U o Hhml = 520M 內 由式（8.33）计算应力循环次数NzN u = 6叽5 = 60 x 14 50 x 1 x （16x 300 x 5）= 2.09xl09N"由图& 34査得接傩疲劳的寿命系数Z 灯i =0.89 , Z 附2 =0.93 通过齿轮和一般匚业齿轮,按一般可靠度要求选取A S Z/ =1.0-所以计算两轮的许用接触卜/故得笛胖689.81叭1.0MFd = 483・6MFd520x0.93心"6处竺怦=7643』站心仆心x (2.076 + l)〃吩59.40MV <Pd lt \pH F V 0.9x2.076x483 62I )许用弯曲应力\a F ]由式(8.34)由图& 35c 森得：= 290MPa 厂 2L0MPa由图8. 36査得试验齿轮的咸力修正系数 按一般可靠度选取安全系数 计算阳轮的许用弯曲应力[J =叽上/ f = 290X 2X 0.SS = 40&32M 〃1 h S N1.25[]=m = 210x2x09 Mpa = 302.4M 九 1 J - S N 1.2、将求得的各参数代入式(8.29〉2K1\F 严厂亠丫刖bnrzi= 2x1.35x4.94x2 x2 52x1.625咖55X 22 X 30= 82・76MFa<E[= 80 18MF% 订 2故轮齿齿根穹曲彼劳强度足够。
二级斜齿轮减速器传动零件的设计计算
1. V 带的设计(1) 确定设计功率c P ，选取V 带类型查[1]表7-7得工作情况系数2.1A =K ，根据[1]式（7-17）有： kW 226.2kW 855.12.1mA c =⨯==P K P 依据kW 226.2c =P ，，从[1]图7-9中选用Z 型普通V 带。
(2) 确定带轮基准直径由[1]表7-8查得主动轮的最小直径mm 50d1min=d ，根据带轮的基准直径系列，取mm 90d1=d 。
根据[1]式（7-13），计算从动轮基准直径： mm 180mm 290d1d2=⨯==i d d 根据基准直径系列，取mm 180d2=d 。
(3) 验算带的速度根据[1]式（7-12）有：m/s 735.6m/s 1000601430901000600d11=⨯⨯⨯=⨯=ππn d v 速度在m/s25~5内，合适。
(4) 确定普通V 带的基准长度和传动中心距根据[1]式（7-19），有：()mm 540~189mm )18090)(2~7.0(0=+=a 初步确定中心距mm 4000=a 。
根据[1]式（7-20）计算带的初选长度：()()()()mm96.1128mm 400490180mm 18090214.3mm 400242202d1d2d2d100=⨯-+++⨯=-+++≈a d d d d a L π根据[1]表7-3选取带的基准长度mm 1250d =L 。
根据[1]式（7-21），计算带的实际中心距a 为：mm 52.410mm 296.1228125040020d 0=⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=-+=L L a a 根据[1]式（7-22）可知，中心距可调整范围为：()()mm 02.448mm 031250.052.41003.0mm 5.391mm 0151250.052.410015.0dmax dmin =+=+==-=-=L a a L a a即：mm 448mm 392<<a 。
滚子链传动的详细设计计算
通常i≤7；推荐 i=2~3.5；当V＜ 2m/s且载荷平稳 时，i可达10
25
Zmin=
z2大时，节距(或 总长)磨损伸长率 许用值（△p/p） 减少，链传动的磨 损寿命降低，且传 动尺寸大。
张紧链抡的布置应 根据具体结构情况 确定，一般推荐配 置在链条松边靠近 小链轮处，且在链 边的外侧，以增加 小链轮的包角。张 紧链轮至少应有3 个齿与链条啮合。
量柱直径 Dr(上差为:0.01 下差为:0)
齿根圆极限偏差(上偏差为:0)下差： 链轮孔和根圆之间的径向圆跳动需小 于：
4.8 21 69 55 135 7.85 7.4575 7.3005 0.762 1.651 12.7 176.0739443 7870.297998 77.03582763 76.74099169
可保持小链轮上的 包角不小于120 °，且大小链轮不 会相碰。
183.073285
大轮 z2 34 12.7 7.92 14.38
137.641983
链号 p dr
05B
8
5
06B 9.525 6.35
08A 12.7 7.92
08B 12.7 8.51
10A 15.875 10.16
10B 15.875 10.16
优先 选用 齿数 17， 19， 21， 17 23， 25， 38， 57， 76， 95，
根据设计功率Pd和 小链轮转速n1。根 据《机械零件设计 手册》P577选用合 适的节距p。
验算小链轮轮觳孔径 dk≤dkmax
大轮孔径 dk2 初定中心距 a0（一般取a0max） a0max=35*p
72.70053351
61.19582763 4.575147059 2.39 60.90099169 61.19582763 12.07 55 54.62619932
计算过程及计算说明__一、传动方
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿轮设计计算说明书
齿轮设计计算说明书齿轮设计计算说明书设计背景：齿轮是广泛应用于机械传动系统中的一种重要零件，常用于减速器、变速器、转向器等机械装置中。
在机械设计中，齿轮需要满足一定的强度和耐久性要求，因此需要进行齿轮设计计算。
本说明书将对齿轮设计的相关计算进行详细介绍。
设计计算：1.齿轮参数计算：1.1 齿轮模数（m）的计算公式为：m = K * (√(T_s / (Y * σ))) / (n * z)其中，K为修形系数，取值1.25；T_s为传递的扭矩；Y为齿轮面展向材料的弹性模量；σ为齿轮材料抗弯应力；n为齿轮转速（rpm）；z为齿轮的齿数。
1.2 中心距（a）的计算公式为：a = ((z1 + z2) * m) / 2其中，z1和z2分别为两个齿轮的齿数。
1.3 齿轮模数（m）取值范围为0.5mm至50mm。
1.4 中心距（a）的设计范围应满足：1.4.1 当m≤3mm时，a≥2.5m。
1.4.2 当m＞3mm时，a≥2.2m。
2.齿轮几何参数计算：2.1 齿高（h）的计算公式为：h = 2.25 * m2.2 齿宽（b）的计算公式为：b = 0.85 * m * z2.3 压力角（α）的计算公式为：α = cos^(-1)((a * sin(β)) / ((z1 + z2) / 2))其中，β为齿轮的压力角。
3.齿轮强度计算：3.1 计算传递的扭矩（T_s）：T_s = (P * 60) / (2 * π * n)其中，P为传递的功率（kW）；n为齿轮转速（rpm）。
3.2 计算齿轮面弯矩（F）的公式为：F = (T_s * K_f) / (d1 * m)其中，K_f为齿轮面弯曲系数；d1为齿轮1的基圆直径。
3.3 计算转矩系数（K_v）：K_v = 1.5 * C_v * (b / m)^(0.25)其中，C_v为转矩载荷系数。
3.4 计算齿轮面张力（F_t）的公式为：F_t = (K_v * F) / b3.5 计算齿轮失效应力（σ_f）的公式为：σ_f = (F_t * K_H) / (b * m)其中，K_H为齿轮荷载分布系数。
齿轮传动的强度设计计算
1. 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。
齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。
用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。
分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。
齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。
实际使用和实验也证明了这一规律的正确。
因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。
强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即：⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算1）两圆柱体接触时的接触应力在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。
两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。
两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。
计算公式为：接触面半宽:最大接触应力:•F——接触面所受到的载荷•ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触）•E1、E2——两接触体材料的弹性模量•μ1、μ2——两接触体材料的泊松比2）齿轮啮合时的接触应力两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。
在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。
节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先在节点附近的齿根表面出现，因此，接触疲劳强度计算通常以节点为最大接触应力计算点。
参数直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮节点处的载荷为综合曲率半径为接触线的长度为，3）圆柱齿轮的接触疲劳强度将节点处的上述参数带入两圆柱体接触应力公式，并考虑各载荷系数的影响，得到：接触疲劳强度的校核公式为：接触疲劳强度的设计公式为：•KA——使用系数•KV——动载荷系数•KHβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数•KHα——接触强度计算的齿间载荷分配系数•Ft——端面内分度圆上的名义切向力，N；•T1——端面内分度圆上的名义转矩，N.mm；•d1——小齿轮分度圆直径，mm；•b ——工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽；•u ——齿数比；•ψd——齿宽系数，指齿宽b和小齿轮分度圆直径的比值（ψd=b/d1）。
齿轮传动设计计算实例(114)
解：
cos
mn 2a
z1
z2
4 30 60
2 190
0.9474
所以
1840
tan t
tan n cos
tan 20 cos1840
0.3640 0.9474
0.3842
d1
mn cos
z1
4 30 0.9474
mm 126.662mm
F2
2KT1 bm 2 z 2
YFa2YSa2
F1
YFa 2 YSa 2 YFa1YSa1
82.76 2.2881.734 MPa 2.52 1.625
80.18MPa＜ F 2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。
（4）计算齿根传动的中心距 a
a
m 2
z1
z2
2 2
db2 d 2 cos t 253.325 0.9335mm 236.479mm
例 3 试设计带式运输机减速器的高速级圆柱齿轮传动。已知输入功率 P 40kW ，小齿轮转速 n1 970r / min ，传动比 i 2.5 ，使用寿命为 10a（年）（设每年工作 300d（天）），单班制，电动机驱动，
（3）校核齿面接触疲劳强度
由式（8.45）
H 3.17Z E
KT u 1
bd 12 u
H
确定有关参数和系数：
1）分度圆直径
d1
mn z1 cos
3 24 cos1415
mm 74.29mm
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计计算设、传动零件的五 1．设计高速级齿轮 1）选精度等级、材料及
齿数确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮（或斜齿，如果选择斜齿，(1)计算步骤参考书上例题10-2）。
(2)材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。
(3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
(4)选小齿轮齿数（一般初选20-25）Z＝？，大齿轮齿数Z＝i×Z＝？×？=？，圆11高2。
=Z？整取22）按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式10－9a进行试算，即
确定公式各计算数值(公式中u=i) 高K?1.3试选载荷系数(1)t(2)小齿轮传递的转矩T 1T=T=？(N·mm)（注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）Ⅰ出1?选取齿宽系数－7由表(3)101?d(4)由表10—6查得材料的弹性影响系数：Z=189.8
E(5)由图10—21d查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
由图10—21c查得
大齿轮的接触疲劳强度极
(6)由式10-13计算应力循环次数
(7)由图10－19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数
(8)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－12得
?][中的较小值试算小齿轮分度圆直径，代入(9)d H t1V
计算圆周速度(10)．
(11)计算齿宽b
(12)计算齿宽与齿高之比b/h
模数
齿高
(13)计算载荷系数K
根据v=m/s，7级精度，由图10－8查得动载荷系数Kv=
假设，由表10－3查得mm100N/KF/b?tA由表10－2查得使用系数K=
A由表10－4查得
由图10－13查得
故载荷系数
(14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10－10a得
(15)计算模数ｍ
）按齿根弯曲强度设计2由式10－5得弯曲强度的设计公式为
确定公式内的计算数值
(1)由图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
(2)由图10－18查得弯曲疲劳寿命系数
(3)计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式10－12得
(4)计算载荷系数
(5)查取齿形系数
由表10－5查得
Y??，?Y??2F1Fa (6)取应力校正系数
由表10－5查得
YY FaSa，并比较计算大小齿轮的 (7) ?][F设计计算(8)．
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数m=？，并就近圆整为标准值m＝？mm。
但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=mm来计算应有的齿数。
于是有1Z=d/m=，取Z=
111?？?？Z?iZ?？取大齿轮齿数？?Z12高23）几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算齿根圆直径
(3)计算中心距
(4)计算齿宽
取mm?B??mm?B214）验算
合适
2．设计低速级齿轮
1）选精度等级、材料及齿数
(1)确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。
(2)材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。
(3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
(4)选小齿轮齿数（一般初选23-30）Z＝？，大齿轮齿数Z＝i×Z＝？×？=？，圆33低4。
？Z=整取42）按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式10－9a进行试算，即
确定公式各计算数值(公式中u=i) 低K?1.3(1)试选载荷系数t(2)小齿轮传递的转矩T 3T=T=？(N·mm)（注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）Ⅱ出3? 7－选取齿宽系数(3)由表101?d(4)由表10—6查得材料的弹性影响系数：Z
=189.8E．
(5)由图10—21d查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极
(6)由式10-13计算应力循环次数
(7)由图10－19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数
(8)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－12得
?中的较小值试算小齿轮分度圆直径，代入(9)][d H t3(10)计算圆周速度V
(11)计算齿宽b
(12)计算齿宽与齿高之比b/h
模数
齿高
(13)计算载荷系数K
根据v=m/s，7级精度，由图10－8查得动载荷系数Kv=
假设，由表10－3查得mmN/b?100FK/tA由表10－2查得使用系数K=
A由表10－4查得
由图10－13查得
故载荷系数
(14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10－10a得
(15)计算模数ｍ
）按齿根弯曲强度设计2由式10－5得弯曲强度的设计公式为
确定公式内的计算数值
(1)由图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
(2)由图10－18查得弯曲疲劳寿命系数
(3)计算弯曲疲劳许用应力
得12－10，由式S=1.4，安全系数为1%取失效概率为
(4)计算载荷系数
(5)查取齿形系数
由表10－5查得
，?Y??Y??4F3Fa (6)取应力校正系数
由表10－5查得
YY FaSa，并比较(7)计算大小齿轮的?][F(8)设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数m=？，并就近圆整为标准值m＝？mm。
但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=mm来计算应有的齿数。
于是有3Z=d/m=，取Z=
大齿轮齿数取？?Z34低23）几何尺寸计算
333?？?？Z?iZ?？
(1)计算分度圆直径
(2)计算齿根圆直径
(3)计算中心距
(4)计算齿宽
B??mm取mm?B?344）验算
合适．。