例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力
参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：
小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）
大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）
注：合金钢可提高320～340HBS
由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：
σHlim1=800Mpa, σHlim2=760Mpa
σFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa
2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：
a≥476（u+1）√KT1
φ
a σHP2u
3 1)小齿轮传递扭矩T1：
T1=9550×P
n1
=9549×
95
730
=1243N.m
2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.6
3)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.4
4)齿数比u=Z2/Z1=3.11
5)许用接触应力σHP：σ
HP =σHlim
S Hmin
查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σ
HP2=σHlim2
S Hmin2
=760
1.1
MPa=
691MPa
6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×1243
0.4×6912×3.11
3
=292.67mm
取圆整为标准中心距a =300mm
7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm
8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.988
9）确定齿数：z1=2acosβ
m n(u+1)=2×300×0.988
4×(3.11+1)
=36.06
Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：
cosβ=m n(Z1+Z2)
2a =4×(36+112)
2×300
=0.98667,所以β=9°22’
11）计算分度圆直径：
d1=m n Z1
cosβ
=
4×36
0.98667
=145.946mm
d2=m n Z2
cosβ
=
4×112
0.98667
=454.053mm
12）确定齿宽：b=Фα×a =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：
V=
πd1n1
60×1000
=
π×145.946×730
60×100
=5.58m/s
根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)
3.校核齿面接触疲劳强度根据σH=Z H Z E Zεβ√F1
bd1u+1
u
K A×K V×K Hβ×K Ha
1）分度圆上的圆周F1：F1=2T1
d1=2×1243×103
145.946
=17034N
2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.5
3）动载荷系数K V：
K V=1+(K1
K A F1
b+K2
)
Z1V
100
√
u2
1+u2
查表16.2-39得K1=23.9,K2=0.0087代入上式得
K V =1+(23.91.5×17034120+0.0087
)36×5.58100√ 3.112
1+3.112 =1.23
4）接触强度计算的齿向载荷分布系数K H β，根据表16.2-40，装配时候检验调整：
K Hβ
=1.15+0.18×(b d 1
)2
+0.31×10?3×b
=1.15+0.18×(120145.946
)2
+0.31×10?3×120=1.269
5）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：
K A F t b
=
1.5×17034
120
=213 N/mm 2,K H α=1.1
6)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.47
7)弹性系数Z E ，查表16.2-43，Z E =189.8√MPa
8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zεβ：
当量齿数：Z V1=Z1
COS3β=36
0.986673
=37.5
Z V2=
Z2
COS3β
=
112
0.986673
=116.6
当量齿轮的端面重合度εav: εav=εaI+εaII ,查图16.2-10，分别得到εaI=0.83，εaII=0.91，εav: εav=εaI+εaII=0.83+0.91=1.74
按 φm=b
m =120
4
=30, β=9°22’，查图16.2-11，得εβ=1.55
按εav= 1.74，εβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Zεβ=0.76
9）将以上数据代入公式计算接触应力
σH=2.47×189.8×0.76×√17034
120×145.946×
3.11+1
3.11
× √1.5×1.23×1.27×1.1
=649MPa
10）计算安全系数S H
根据表16.2-34，S H=σHlimZ HT Z LVR Z W Z X
σH
寿命系数Z NT：按式16.2-10
N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109
N2=N1
i
=
1.533×109
3.11
=4.93×108
对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04
滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95
工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1
尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1
将各参数代入公式计算安全系数S H
S H1=σHlim1Z NT1Z LVR
σH Z w Z X=800×0.98×0.95×1
649
=1.13
S H2=σHlim2Z NT2Z LVR
σH Z w Z X=760×1.04×0.95×1
649
=1.16
根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
4.校核齿根弯曲疲劳强度：根据表16.2-34
σF=
F t
bm n
K A k v k FβK Fa Y FS Yεβ
弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K Fβ：根据表（16.2-40）
K Hβ=1.15+0.18×(b
d1)
2
+0.31×10?3×b=1.15+0.18×(120
145.946
)
2
+0.31×
10?3×120=1.269取K Fβ=K Hβ=1.27
弯曲强度计算的齿间载荷分配系数K Fa:查表16.2-42，K Fa= K Ha=1.1
复合齿形系数Y FS，查图16.2-23，Y FS1=4.03，Y FS2=3.96
弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Yεβ, 按εav= 1.74，β=9°22’，查图16.2-25，得Yεβ=0.63
将以上数据代入公式计算弯曲应力
σF1=
17034
120×4
×1.5×1.23×1.27×1.1×4.03×0.63=232 MPa
σF2=
17034
120×4
×1.5×1.23×1.27×1.1×3.96×0.63=228 MPa
计算安全系数S F,根据S F=σFE Y NT Yδrlt Y X
σF
寿命系数Y NT：对调质钢，查图16.2-27，Y NT1=0.89，Y NT2=0.9
相对齿根圆角敏感系数查表16.2-48 得Yδrelt1=Yδrelt2=1
相对齿根表面状况系数Y RrelT：查式16.2-21，
根据齿面粗糙度R a1= R a2=1.6, Y RrelT1=Y RrelT2=1
弯曲强度计算的尺寸系数Y x:查图16.2-28，Y x1= Y x2=1
将各参数代入公式计算安全系数S F
S F1=σFE1Y NT1Yδrlt1Y X1
σF1
=
640×0.89×1×1×1
191232.45
=2.46
S F2=
σFE2Y NT2Yδrlt2Y X1
σF2
=
600×0.9×1×1×1
228
=2.37
根据表16.2-46，高可靠度S Fin=2,S H＞S Fmin,故安全。
26)斜齿轮主要几何参数
m n=4mm,β=9°22′，Z1=36，Z2=112
d1=m n Z1
COSβ
=
4×36
0.98667
=145.946 mm
d2=m n Z2
COSβ
=
4×112
0.98667
=454.053 mm
斜齿轮厚度：
b=φa×a=0.4×300=120mm
1.选定类型，精度等级，材料及齿数 （1）直齿圆柱硬齿面齿轮传动 （2）精度等级初定为8级 （3）选择材料及确定需用应力 小齿轮选用45号钢，调质处理，（217-255）HBS 大齿轮选用45号钢，正火处理，（162-217）HBS （4）选小齿轮齿数为Z1=24，Z2=3.2x24=76.8.取Z2=77 2. 按齿面接触强度设计计算 （1）初选载荷系数K t 电动机；载荷状态选择：中等冲击；载荷系数K t 的推荐范围为（1.2-2.5），初选载荷系数K t ：1.3， （2）小齿轮转矩 )(29540/97039550000/9550111mm N n P T ?=?==(3)选取齿 宽系数1=d φ. ⑷取弹性影响系数2 1 8.189MPa Z E = ⑸按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为MPa 5801lim =σ。大齿轮的接触疲劳强度极限为MPa 5202lim =σ
⑹计算应力循环次数 N 1=60n 1jl h =60X970X1X(16X300X15)=4.470X109 N 99 210397.12 .310470.4?=?= ⑺取接触疲劳寿命系数K .89.0,88.021==HN HN K ⑻计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 []a HN H MP MPa S K 4.5105709.01lim 11=?==σσ []a HN H MP MPa S K 8.46253095.02 lim 22=?== σσ ⑼按齿面接触强度设计计算 ①试算小齿轮分度圆直径 mm Z u u T K d H E d t t 248.56)8 .4628.189(2.32.4110954.28.132.2)][(132.232 43211=???=+?σφ②计算齿 轮圆周转速v 并选择齿轮精度 s m n d V t /48.21000 60970 248.561000 601 1=???= ?= ππ ③计算齿轮宽度b mm d b t d 248.56248.5611=?=?=φ
1、根据负载、以及运动状态（速度、是垂直运动还是水平运动）来计算驱动功率 2、初步估定齿轮模数（必要时，后续进行齿轮强度校核，若在强度校核时，发现模数选得太小，就必须重新确定齿轮模数，关于齿轮模数的选取，一般凭经验、或是参照类比，后期进行安全校核） 3、进行初步的结构设计，确定总传动、以及确定传动级数（几级传动） 4、根据总传动比进行分配，计算出各级的分传动比 5、根据系统需要进行详细的传动结构设计（各个轴系的详细设计），这样的设计一般还在总装图上进行。 6、在结构设计的时候，若发现前期的参数不合理（包括齿轮过大、相互有干涉、制造与安装困难等），就需要及时的返回上面程序重新来过 7、画出关键轴系的简图（一般是重载轴，当然，各个轴系都做一遍当然好），画出各个轴端的弯矩图、转矩图，从而找出危险截面，并进行轴的强度校核 8、低速轴齿轮的强度校核 9、安全无问题后，拆分零件图 渐开线圆柱齿轮传动设计程序主要用于外啮合渐开线圆柱标准直齿齿轮传动设计、渐开线圆柱标准斜齿齿轮传动设计和渐开线圆柱变位齿轮传动设计。程序中的各参数和各设计方法符合相关的国家标准，即：渐开线圆柱齿轮基本轮廓（GB/T1356－2001）、渐开线圆柱齿轮模数（GB/T1357－1987等效采用ISO54－1977），以及《渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法》（GB/T3480－1997等效ISO6336－1966）、渐开线圆柱齿轮精度（GB/T10095－2001等效ISO1328－1997）。程序根据输入的齿轮传动设计参数和相关设计要求，进行齿轮几何尺寸的计算、齿轮接触疲劳强度校核和弯曲疲劳强度校核的计算，以及相关公差值的计算等。整个设计过程分步进行，界面简洁，操作方便 硬齿面齿轮 风力发电增速齿轮箱中，其输入轴承受叶片传过来的轴向力、扭矩和颠覆力矩。中间轴上的齿轮承受输入端传过来的力矩和输出端刹车时传过来的刹车力矩。输出轴上的齿轮承受中间轴传过来的扭矩，同时也承受输出端刹车时带来的刹车力矩。 一、齿轮箱输入轴、中间轴和输出轴上各种齿轮的受力分析 风力发电增速齿轮箱中，其输入轴承受叶片传过来的轴向力、扭矩和颠覆力矩。中间轴上的齿轮承受输入端传过来的力矩和输出端刹车时传过来的刹车力矩。输出轴上的齿轮承受中间
浙江工业大学 两级斜齿圆柱齿轮减速器的轴系设计计算 说明书 姓名：郑超超 学号：201302070426 班级：机电5班 设计时间：2016年1月9日
目录 第一章拟定传动方案 (2) 第二章运动参数计算 (2) 1.传动比的分配 (2) 2.运动和动力参数的计算 (3) 第三章各传动零件的设计计算 (4) 参考文献 (18)
第一章 拟定传动方案 本课程设计的任务是设计两级斜齿圆柱齿轮减速器的轴系。根据设计要求，减速器的输入轴转速为2890r/min ，输出轴转速为300r/min ，输入轴功率为4kw 。计算得到总传动比为9.63min /300min /2890=== r r n n i w m 。 减速器的运动简图如下： 图-1 两级展开式圆柱齿轮减速器运动简图第二章 运动参数计算 第二章 运动参数计算 1.传动比的分配 总传动比为：9.63== w m n n i 取 4.25=f i ，s i =2.27
2.运动和动力参数的计算 取圆柱斜齿轮传动效率取为97.0=g η，一对滚动轴承的效率取为995.0=r η[1] 。 1、 各轴转速 min /2890r n n m I == min /6804.25 min /2890r r i n n f I II === min /3002.27 min /680r r i n n s II III === 2、 各轴输入功率 kw P I 4= kW P P g r I II 3.8697.0995.04=??=??=ηη kW P P g r II III 3.7397.0995.03.86=??=??=ηη 3、 各轴输入转矩 m N n p T I I I ?==13.229550 m N n p T II II II ?==54.219550 m N n p T III III III ?==118.749550
机械基础课程设计 说明书 题目名称：二级圆柱齿轮减速器 学院: 核技术与自动化工程学院专业: 机械工程及其自动化 班级: 机械三班 指导老师: 王翔（老师） 学号: 201106040322 姓名: 陈建龙 完成时间: 2014年1月11日 评定成绩：
目录一课程设计书 二设计要求 三设计过程 1.传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 减速器内齿轮传动设计 6.1高速级齿轮的设计 6.2低速级齿轮的设计 7.滚动轴承和传动轴的设计 7.1输出轴及其所配合轴承的设计 7.1中间轴及其所配合轴承的设计 7.1输入轴及其所配合轴承的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构的设计 10.润滑密封设计 四设计小结 五参考资料
二 设计要求 题目： 工作条件：双班制工作，有轻度振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命2年，减速器使用年限为6年，运输带允许误差5%+- 三 设计过程 题号 运输带有效应力 （F/N ） 运输带速度 V （m/s ） 卷筒直径 D （mm ） 已知数据 9600 0.24 320 1.传动装置总体设计方案: 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级。 其传动方案如下： η2η3 η5 η4 η1 I II III IV Pd Pw 传动装置总体设计图
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。 1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力 参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为： 小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS） 大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS） 注：合金钢可提高320～340HBS 由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE： σHlim1=800Mpa, σHlim2=760Mpa σFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa
2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得： a≥476（u+1）√KT1 φ a σHP2u 3 1)小齿轮传递扭矩T1： T1=9550×P n1 =9549× 95 730 =1243N.m 2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.6 3)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.4
4)齿数比u=Z2/Z1=3.11 5)许用接触应力σHP：σ HP =σHlim S Hmin 查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σ HP2=σHlim2 S Hmin2 =760 1.1 MPa= 691MPa 6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×1243 0.4×6912×3.11 3 =292.67mm 取圆整为标准中心距a =300mm 7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm 8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.988 9）确定齿数：z1=2acosβ m n(u+1)=2×300×0.988 4×(3.11+1) =36.06 Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：
斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸计算 斜齿轮的轮齿为螺旋形，在垂直于齿轮轴线的端面（下标以t表示）和垂直于齿廓螺旋面的法面（下标以n表示）上有不同的参数。斜齿轮的端面是标准的渐开线，但从斜齿轮的加工和受力角度看，斜齿轮的法面参数应为标准值。 1.螺旋角β 右图所示为斜齿轮分度圆柱面展开图，螺旋线展开成一直线，该直线与轴线的夹角β称为斜齿轮在分度圆柱上的螺旋角，简称斜齿轮的螺旋角。 tanβ=πd/ps 对于基圆柱同理可得其螺旋角βb为: 所以有： 通常用分度圆上的螺旋角β斜进行几何尺寸的计算。螺旋角β越大，轮齿就越倾斜，传动的平稳性也越好，但轴向力也越大。通常在设计时取。对于人子齿轮，其轴向力可以抵消，常取，但加工较为困难，一般用于重型机械的齿轮传动中。 齿轮按其齿廓渐开螺旋面的旋向，可分为右旋和左旋两种。如何判断左右旋呢？测试一下？ 2.模数 如图所示，pt为端面齿距，而pn为法面齿距，pn = pt·cosβ，因为p=πm, πmn ＝πmt·cosβ,故斜齿轮法面模数与端面模数的关系为: mn＝mt·cosβ。
3.压力角 因斜齿圆柱齿轮和斜齿条啮合时，它们的法面压力角和端面压力角应分别相等，所以斜齿圆柱齿轮法面压力角αn和端面压力角αt的关系可通过斜齿条得到。在右图所示的斜齿条中，平面ABD在端面上，平面ACE在法面S上，∠ ACB=90°。在直角△ABD、△ACEJ及△ABC中，、 、、BD=CE，所以有： 法面压力角和端面压力角的关系 4.齿顶高系数及顶隙系数： 无论从法向或从端面来看，轮齿的齿顶高都是相同的，顶隙也是相同的，即 5.斜齿轮的几何尺寸计算：只要将直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算公式中的各参数看作端面参数，就完全适用于平行轴标准斜齿轮的几何尺寸计算，具体计算公式如下表所示： 从表中可以看出，斜齿轮传动的中心距与螺旋角β有关。当一对斜齿轮的模数、齿数一定时，可以通过改变螺旋角β的方法来凑配中心距。
斜齿轮传动设计步骤 已知：传递功率p ，转速1n 、2n （或传动比i ，齿数比u ）；齿轮的布置情况，载荷的变动情况，每天工作 小时数，使用年限等。 设计：齿轮的材料，热处理，主要尺寸等 步骤： 1．选择齿轮材料：大小齿轮材料、热处理、硬度（查表7—8）、选择精度等级（一般6~9级），初选螺旋角()815β 。 根据设计要求，可以取软齿面，也可以取硬齿面。 软齿面是指：HBW1，HBW2≤350，或HBW1＞350，HBW2＜350 注意：HBW1=HBW2+（30～50） （1为小齿轮、2为大齿轮） 硬齿面是指：HRC 1可以等于HRC 2，也可以HRC 1＞HRC 2，即HBW 1，HBW 2>350HBW 选择小齿轮的齿数：Z 1=20~40（闭式传动） Z 1=17~20（开式传动） 2．确定许用应力 1）许用接触应力的确定 式（7-24） []lim H b H HL H K S σ σ= ① 由表7-8 ，查lim 1H b σ 、lim 2H b σ，并取二者的小值计算[]H σ ② 取安全系数 H S (课本：P145) ③ 计算应力循环次数60nt H N =, n 是与[]H σ对应齿轮的转速。 ④ 由图7-35 查循环基数 0H N ⑤ 计算 HL K = 当H H0N >N 时，取1HL K = ⑥ 计算[]H σ 2) 许用弯曲应力 式(7-30) []lim F b F FC FL F K K S σσ= ①由表7-9，查lim 1F b σ ，lim 2F b σ ②取安全系数F S （课本：P148） ③取K FC （课本：P148） ④计算K FL F V H N =N ，6 F0N =410? 当 HBW ≤350 时，FL K =1 ，但≤2 ⑤计算[]1F σ 、[]2F σ 3. 61 11 T =9.5510 P n ? (单位：P 1:KW ；n 1:rpm ；T 1：Nmm 。有时T 1是已知的不用计算) 4.根据接触强度，试求小齿轮分度圆直径1t d （说明：下标t 表示 test ，即试算） 式（7-23） 1t d d K =初步计算时，取d K = 由表7-7查d ψ；图7-32查K β； 求出1t d 。 （因为是试算，不用取整数） 5. 精确计算小齿轮分度圆直径 1.76cos H Z β= ；E Z =
参考表8.2-90(各类钢材和热处理的特点及使用条件)、表8.2-91（调质及表面淬火齿轮用钢的选择）、表8.2-95（齿轮常用钢材的力学性能）、表8.2-96（齿轮工作齿面硬度及其组合应用举例），选择齿轮的材料为 小齿轮:40Cr，调质+高级感应加热淬火，表面硬度320-340HBW 大齿轮:40Cr，调质+高级感应加热淬火，表面硬度 由图8.2-16和图8.2-29，按.MQ级质量要求取值，查得 ζ Hlim1=1020MPa，ζ Hlim2 =1020MPa ζ FE1=800MPa，ζ FE2 =800MPa (2)按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数 按表8. 2-35 1）小齿轮传递转矩T 1： T 1=9549*P/n 1 =9549*80/730=1046N.m 2)载荷系数K:考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.6 3）齿宽系数：取 4）齿数比u：赞取u=i=3.11 5）许用接触应力ζ HP 按表8.2-35, ζ HP =ζ Hlim /ζ Hmin ， 取最小安全系数S Hmin =1.1，按大齿轮计算，ζ HP2 =ζ Hlim2 /ζ Hmin =461MPa 6)将以上数据代人计算中心距的公式 a≥476*（3.11+1）*……=276.67mm 圆整为标准中心距a=300mm。 7）确定模数:按经验公式m n =（0.007~0.02）*a=2.1~6mm 取标准模数m n =4mm 8)初取螺旋角β=9°，cos9° = 0. 98800 9)确定齿数:z 1=2*a*cosβ/m n (u+1)=36.06 Z 2 =z 1 *u=112.15 取z 1=36，z 2 =112 实际传动比：i 实=z 2 /z 1 =3.111 10)精求螺旋角β:
第2章渐开线圆柱齿轮几何参数设计计算 2．1 概述 渐开线圆柱齿轮设计是齿轮传动设计中最常用、最典型的设计，掌握其设计方法是齿轮设计者必须具备的，对于其它类型的传动也有很大的帮助。在此重点讨论渐开线圆柱齿轮设计的设计技术。 2．2 齿轮传动类型选择 直齿（无轴向力） 斜齿（有轴向力，强度高，平稳） 双斜齿（无轴向力，强度高，平稳、加工复杂） 2．3 齿轮设计的主要步骤 多级速比分配 单级中心距估算 齿轮参数设计 齿轮强度校核 齿轮几何精度计算 2．4 齿轮参数设计原则 （1) 模数的选择 模数的选择取决于齿轮的弯曲承载能力，一般在满足弯曲强度的条件下，选择较小的模数，对减少齿轮副的滑动率、増大重合度，提高平稳性有好处。但在制造质量没有保证时，应选择较大的模数，提高可靠性，模数増大对动特性和胶合不利。 模数一般按模数系列标准选取，对动力传动一般不小于2 对于平稳载荷：mn=(0.007-0.01)a 对于中等冲击：mn=(0.01-0.015)a 对于较大冲击：mn=(0.015-0.02)a （2）压力角选择 an=20 大压力角（25、27、28、30）的优缺点：
优点：齿根厚度和渐开线部分的曲率半径增大，对接触弯曲强度有利。齿面滑动速度减小，不易发生胶合。根切的最小齿数减小。缺点：齿的刚度增大，重合度减小，不利于齿轮的动态特性。轴承所受的载荷增大。过渡曲线长度和曲率半径减小，应力集中系数增大。 小压力角（14.5、15、16、17.5、18）的优缺点： 优点：齿的刚度减小，重合度增大，有利于齿轮的动态特性。轴承所受的载荷减小。缺点：齿根厚度和渐开线部分的曲率半径减小，对接触弯曲强度不利。齿面滑动速度增大，易发生胶合。根切的最小齿数增多。 （3）螺旋角选择 斜齿轮螺旋角一般应优先选取整:10-13. 双斜齿轮螺旋角一般应优先选取:26-33. 螺旋角一般优先取整数，高速级取较大，低速级取较小。 考虑加工的可能性。 螺旋角增大的优缺点： 齿面综合曲率半径增大，对齿面接触强度有利。 纵向重合度增大，对传动平稳性有利。 齿根的弯曲强度也有所提高（大于15度后变化不大）。 轴承所受的轴向力增大。 齿面温升将增加，对胶合不利。 断面重合度减小。 （4）齿数的选择 最小齿数要求（与变位有关） 齿数和的要求 齿数互质要求 大于100齿的质数齿加工可能性问题（滚齿差动机构） 高速齿轮齿数齿数要求 增速传动的齿数要求 （5）齿宽和齿宽系数的选择 一般齿轮的齿宽由齿宽系数来确定， φa=b/a φd=b/d1 φm=b/mn φa=(0.2-0.4)
直齿圆柱齿轮设计 1.齿轮传动设计参数的选择 齿轮传动设计参数的选择： 1）压力角α的选择 2）小齿轮齿数Z1的选择 3）齿宽系数φd的选择 齿轮传动的许用应力 精度选择 压力角α的选择 由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16 o～18 o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。 小齿轮齿数Z 1 的选择 若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。 闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多 一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z 1 =20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿 数，一般可取z 1 =17~20。 为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z 1≥17。Z 2 =u·z 1 。 齿宽系数φ d 的选择
由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增 大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为 所以对于外捏合齿轮传动φ a 的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定再用上式计 算出相应的φ d 值 表：圆柱齿轮的齿宽系数φ d 装置状况两支撑相对小齿轮作对 称布置两支撑相对小齿轮作不对 称布置 小齿轮作悬臂布 置 φd0.9～1.4（1.2～1.9）0.7～1.15（1.1～1.65）0.4～0.6 注：1）大、小齿轮皆为硬齿面时φ d 应取表中偏下限的数值；若皆为软齿面或仅大齿轮为 软齿面时φ d 可取表中偏上限的数值； 2)括号内的数值用于人自齿轮，此时b为人字齿轮的总宽度； 3)金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时，φ d 可小到0.2； 4)非金属齿轮可取φ d ≈0.5～1.2。 齿轮传动的许用应力 齿轮的许用应力[σ]按下式计算 式中参数说明请直接点击 疲劳安全系数S 对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并 不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=S H =1。但是，如果一旦发生断齿，就 会引起严重的事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度的计算时取S=S F =1.25~1.5.
目录 机械设计课程设计计算说明书 前言 一、课程设计任务书说明书………………………………………………计算过程及计算说明 一、传动方案拟定………………………………………………………… 二、电动机选择…………………………………………………………… 三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………… 四、运动参数及动力参数计算…………………………………………… 五、V带传动的设计计算………………………………………………… 六、轴的设计计算………………………………………………………… 七、齿轮传动的设计计算………………………………………………… 八、滚动轴承的选择及校核计算………………………………………… 九、键联接的选择………………………………………………………… 十、箱体设计………………………………………………………………十一、润滑与密封…………………………………………………………十二、设计小结……………………………………………………………十三、参考文献……………………………………………………………
课程设计任务书说明书 设计一个用于带式运输一级直齿圆柱齿轮减速器。输送机连续工作，单向运转，载荷平稳，输送带拉力为1.5KN，输送带速度为1.3m/s，卷筒直径为300mm。输送机的使用期限为10年，2班制工作。 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 （1）工作条件：运输机两班制连续工作，单向运转空载启动。工作载荷基本平稳，大修期限5年（每年按300个工作日计算），运输机卷筒轴转速容 许误差为±5%，卷筒效率为ηw=0.96。 （2）原始数据：卷筒组力矩 M= 600N.m ；滚筒转速n w =85r.min﹣1。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）工作机所需要的功率Pw 卷筒组力矩 M= 600N.m ；滚筒转速n w =85r.min﹣1,工作效率ηw=0.96。 工作机所需功率为 Pw= M n w /9550ηw = 600×85/（9550 ×0.96）=5.56kW （2）电动机所需功率Pd′ Pd′= Pw/η 查表3-1查得V带传动、滚动轴承、齿轮传动、联轴器的传动效率，ηv=0.96、 计算结果 Pw=5.56kW η=0.90
直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值的。在强度计算时，则以齿宽中 点处的当量齿 轮作为计算的依据。对轴交角 刀=90。的直齿锥齿轮传动，其齿数 比u 、锥距R （图＜直齿锥齿轮传动的几何参数 ＞）、分度圆直d i , d 2、平均分度圆直 径d m1 d m2当量齿轮的分度圆直径d v1, d v2之间的关系分别为： —=cotO| =tan5j di 2 ' 2 】2 也亠= R-0.5b 亠05丄 _______________________________ 右 dj R R 令? R =b/R,称为锥齿轮传动的齿宽系数，通常取 ? R =0.25-0.35,最常用的值为 于是《^二即-0?5備 ------------------------------- （d ） 由右图可 找出当量 直齿圆柱 齿轮得分 度圆半径 r v 与平均 分度圆直 径d m 的关 系式为 q= d 脏 V 2cos6 现以m m 表示当量直齿圆柱齿轮的模数，亦即锥齿轮平均分度圆上轮齿 的模数（简称平均模数），则当量齿数 Z v 为 (h) R =1/3 O V) R 2 巧 i ■ A & ... = 直齿锥齿轮传动的几何参数
山 2片 Z J =—=—=—--- m 肌 cos5 U =匹=乞.沁 V c Z 屮] Z] COSO 士 显然，为使锥齿轮不至发生根切，应使当量齿数不小于直齿圆柱齿轮 的根切齿数。另外，由式（d ）极易得出平均模数m 和大端模数m 的关系为 叫二呗―05 虬） -------------------------------------- （11） 、直齿圆锥齿轮的背锥及当量齿数 为了便于设计和加工，需要用平面曲线来近似球面曲线，如下图。 OAB 为分度圆锥，总』和用为轮齿在球面上的齿顶高和齿根高， 过点A 作直线AO 丄AO 与圆锥齿轮轴线交于点 O ,设想以OO 为轴线，OA 为母线作一圆锥OAB,称为直齿圆锥齿轮的背锥。由图可见A B 附近背锥 面与球面非常接近。因此，可以用背锥上的齿形近似地代替直齿圆锥齿轮大 端球面上的齿形。从而实现了平面近似球面。 (g)
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS ，齿条 材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS 。 4）选小齿轮齿数 Z 1 =24，大齿轮齿数 Z 2 = ∞。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 3 K t T 1 u + 1 Z E d 1t ≥ 2.32 √ ?( ) 2 φd u [ σ ] H (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 K t =1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 （预设齿轮模数 m=8mm,直径 d=160mm ） T 1 = 95.5 ×105 P 1 = 95.5 ×105 ×0.2424 n 1 7.96 = 2.908 ×105 N ?mm 3) 由表 10-7 选齿宽系数 φ = 0.5。 d 1 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 。 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ = 600MPa;齿 Hlim1 条的接触疲劳强度极限 σ = 550MPa 。 Hlim2 6）由式 10-13 计算应力循环次数。 N 1 = 60n 1 jL h = 60 × ( 2× 0.08× 200 × ) = × 4 7.96 ×1 × 4 6.113 10 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 = 1.7。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 [ σH ] 1 = K HN1 σHlim1 ×600MPa = 1020MPa = 1.7 S (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d ,代入 [σ ] 。 t1 H 1
1.选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，齿条材料为45钢（调质）硬度为240HBS。 4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=∞。 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 d1t ≥2.32√K t T1 d ? u+1 ( Z E [H] )2 3 (1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数K t =1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。（预设齿轮模数m=8mm,直径d=160mm） T1=95.5×105P1 1 = 95.5×105×0.2424 =2.908×105N?mm 3) 由表10-7选齿宽系数φd=0.5。 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E=189.8MPa 1 2。 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;齿条的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。 6）由式10-13计算应力循环次数。 N1=60n1jL h=60×7.96×1×(2×0.08×200×4)=6.113×104 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=1.7。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 [σH]1=K HN1σHlim1 S =1.7×600MPa=1020MPa (2)计算 1）试算小齿轮分度圆直径d t1,代入[σH]1。
d 1t ≥2.32√K t T 1φd ?u +1u (Z E [σH ])23 =2.32√1.3×2.908×1050.5?∞+1∞ (189.81020)23=68.89mm 2）计算圆周速度v 。 v =πd 1t n 1=π×68.89×7.96=0.029m s ? 3)计算齿宽b 。 b =φd ?d 1t =0.5×68.89=34.445mm 4)计算齿宽与齿高之比b h 。 模数 m t =d 1t z 1=68.8924 =2.87 齿高 h =2.25m t =2.25×2.87=6.46mm b =34.445=5.33 5）计算载荷系数。 根据v =0.029m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数K V =1; 直齿轮，K Hα=K Fα=1; 由表10-2查得使用系数K A =1.5; 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮为悬臂布置时K Hβ=1.250。 由b h =5.33，K Hβ=1.250查图10-13得K Fβ=1.185；故载荷系数 K =K A K V K HαK Hβ=1.5×1×1×1.250=1.875 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得 d 1=d 1t √K t 3=68.89×√1.8753=77.84mm 7)计算模数m 。 m = d 1z 1=77.8424 =3.24mm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度设计公式为
斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸计算（转载） 狂人不狂收录于2007-04-18 阅读数：1093 收藏数：2公众公开原文来源 我也要收藏以文找文如何对文章标记，添加批注？ 9.9.２◆斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸计算◆ 斜齿轮的轮齿为螺旋形，在垂直于齿轮轴线的端面（下标以t表示）和垂直于齿廓螺旋面的法面（下标以n表示）上有不同的参数。斜齿轮的端面是标准的渐开线，但从斜齿轮的加工和受力角度看，斜齿轮的法面参数应为标准值。 1.螺旋角β 右图所示为斜齿轮分度圆柱面展开图，螺旋线展 开成一直线，该直线与轴线的夹角β称为斜齿轮 在分度圆柱上的螺旋角，简称斜齿轮的螺旋角。 tanβ=πd/ps 对于基圆柱同理可得其螺旋角βb 为 : 所以有： ...（9-9-01） 通常用分度圆上的螺旋角β斜进行几何尺寸的 计算。螺旋角β越大，轮齿就越倾斜，传动的平 稳性也越好，但轴向力也越大。通常在设计时取。 对于人子齿轮，其轴向力可以抵消，常取，但加 工较为困难，一般用于重型机械的齿轮传动中。 齿轮按其齿廓渐开螺旋面的旋向，可分为右旋和 左旋两种。如何判断左右旋呢？测试一下？ 2.模数 如图所示，pt为端面齿距，而pn为法面齿距，pn = pt·cosβ，因为p=πm, πmn＝πmt·cosβ,故斜齿轮法面模数与端面模数的关系为: mn＝mt·cosβ。 3.压力角 因斜齿圆柱齿轮和斜齿条啮合时，它们的法面压力 角和端面压力角应分别相等，所以斜齿圆柱齿轮法 面压力角αn和端面压力角αt的关系可通过斜齿条 得到。在右图所示的斜齿条中，平面ABD在端面 上，平面ACE在法面S上，∠ACB=90°。在直角 △ABD、△ACEJ及△ABC中， 、 、 、BD=CE，所以有：... （9-9-03） >>法面压力角和端面压力角的关系<<
斜齿轮的参数及齿轮计算 携带 The following text is amended on 12 November 2020.
斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸计算斜齿轮的轮齿为螺旋形，在垂直于齿轮轴线的端面（下标以t表示）和垂直于齿廓螺旋面的法面（下标以n表示）上有不同的参数。斜齿轮的端面是标准的渐开线，但从斜齿轮的加工和受力角度看，斜齿轮的法面参数应为标准值。 1.螺旋角β 右图所示为斜齿轮分度圆柱面展开图，螺旋线展开成一直线，该直线与轴线的夹角β称为斜齿轮在分度圆柱上的螺旋角，简称斜齿轮的螺旋角。 tanβ=πd/ps 对于基圆柱同理可得其螺旋角βb为: 所以有： 通常用分度圆上的螺旋角β斜进行几何尺寸的计算。螺旋角β越大，轮齿就越倾斜，传动的平稳性也越好，但轴向力也越大。通常在设计时取。对于人子齿轮，其轴向力可以抵消，常取，但加工较为困难，一般用于重型机械的齿轮传动中。 齿轮按其齿廓渐开螺旋面的旋向，可分为右旋和左旋两种。如何判断左右旋呢测试一下 2.模数 ，pt为端面齿距，而pn为法面齿距，pn = pt·cosβ，因为p=πm, πmn＝ πmt·cosβ,故斜齿轮法面模数与端面模数的关系为: mn＝mt·cosβ。 3.压力角 因斜齿圆柱齿轮和斜齿条啮合时，它们的法面压力角和端面压力角应分别相等，所以斜齿圆柱齿轮法面压力角αn和端面压力角αt的关系可通过斜齿条得到。在右图所示的斜齿条中，平面ABD在端面上，平面ACE在法面S上，∠ACB=90°。在直角 △ABD、△ACEJ及△ABC中，、、 、BD=CE，所以有： 法面压力角和端面压力角的关系 4.齿顶高系数及顶隙系数：
设计步骤 一、电动机的选择 1、选择电动机类型 按工作要求和工作条件选用Y 系列三相鼠笼型异步电动机，全封闭自扇 冷式结构，电压380V 。 2、选择电动机的容量 工作机的有效功率为 w P F v = 从电机到工作机传送带之间的总效率为 ?12345ηηηηηη∑=???? 由《机械设计课程设计》表2.2可知 1η ：滚动轴承效率 0.99 （球轴承） 2η ：带传动效率 0.95 3η ：齿轮传动效率 0.98 （7级精度一般齿轮传动） 4η ：卷筒传动效率 0.96 5η ：联轴器传动效率 0.99 （齿式联轴器） 所以电动机所工作需功率为 3314.5 4.5 5.30.990.950.970.960.99 w d P P kw ηηηηηη ∑ = = = =???? 3.按《机械设计课程设计》中的表2.1推荐传动比合理范围，一级同轴式圆 柱斜齿轮减速器传动比i ∑=624 而工作机的转速为 w n 601000601000 1.8 132.29260 v D ππ???===? r/min 所 以 电 动 机的转速的可选范围 是 (6 24)132.29 793.743d w n i n ∑=?=?= r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及价格等因素，为使传动装置结 构紧凑，所以使用同步转速为1500r/min 根据电动机类型、容量和转速，由电工手册选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能如下
二、计算传动装置的总传动比i ∑并分配传动比 （1）总传动比i ∑为 1440i = 10.89132.29 m w n n ∑== （2）分配传动比 =2.54.35 i i i ∑=??带减 （3）计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴的转速 小带轮轴 =1440r/min n n =带小电 Ⅰ轴 11440==576r/min 2.5 n n i = 电带 Ⅱ轴 12576=132.23/min 4.356 n n r i ==减 2）各轴的功率 2=P =5.50.95=5.23kw P η??带额 1 5.230.99 5.173P P kw η=?=?=Ⅰ带 221350.990.970.99 5.137 4.87P P kw kw ηηη=???=???=ⅡⅠ 4= 4.870.96 4.67P P kw kw η?=?=Ⅱ卷 3)各轴转矩 6 64P 5.5 =9.5510=9.5510=3.65101440 T N mm n ?? ?? ??额电电 410.950.99 3.6510T N mm =????=43.4310?N mm ? 2221350.990.970.99T T ηηη=???=???Ⅰ43.4310?N mm ?=4 3.2310N mm ?? 442=0.96=0.96 3.2310=2.7610N mm T T N mm ??????卷 三、V 带的设计 1、确定计算功率
---------------------------------------------------------------最新资料推荐------------------------------------------------------ 齿轮的设计计算 第五章齿轮传动 1/ 144
内容简介:本章介绍基于承载能力计算的齿轮设计方法。 设计的基本内容就是如何确定齿轮的基本参数或主要几何尺寸。 围绕这些内容所讨论的主要问题有：齿轮精度等级的选择；轮齿的主要失效形式和计算准则；齿轮常用材料及选择方法；齿轮的载荷计算；针对齿面接触疲劳强度失效和齿根弯曲疲劳强度失效所进行的齿轮承载能力计算方法等。
---------------------------------------------------------------最新资料推荐------------------------------------------------------ 学习要求1) 了解齿轮材料的选取和热处理方式的常识； 2) 掌握齿轮传动应力类型及变化特性、失效形式、失效部位、产生机理及一般应对措施。 掌握相应的设计准则； 3) 了解载荷系数的物理意义及其影响因素； 4) 掌握齿轮传动受力分析的方法（包括假设条件、力作用点、各分力大小、方向）； 5）掌握直齿圆柱齿轮传动齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算方法（包括力的计算点确定方法及其依据）和斜齿圆柱齿轮传动强度计算的特点； 6）理解齿轮传动的设计方法与步骤。 3/ 144
本章重点齿轮的失效形式和计算准则、齿轮的受力分析和计算载荷、直齿圆柱齿轮传动的齿面接触疲劳强度计算、齿根弯曲疲劳强度计算是本章的重点学习内容。 要求弄清以下一些具体问题： 1）齿轮传动的失效形式及计算准则； 2）齿轮传动的受力分析； 3）参数ψd、z1、m和β等的选取原则；4）圆柱齿轮传动强度计算公式中各参数的物理意义及相互关系。
目录 一、传动装配的总体设计 1.1电机的选择 (1) 1.2求传动比 (2) 1.3计算各轴的转速、功率、转矩 (2) 二、齿轮的设计 2.1原始数据 (3) 2.2齿轮的主要参数 (3) 2.3确定中心距 (4) 2.4齿轮弯曲强度的校核 (5) 2.5齿轮的结构设计 (7) 三、轴的设计计算 3.1轴的材料的选择和最小直径的初定 (8) 3.2轴的结构设计 (8) 3.3轴的强度校核 (10) 四、滚动轴承的选择与计算 4.1滚动轴承的选择 (14) 4.2滚动轴承的校核 (14) 五、键连接的选择与计算 5.1键连接的选择 (15) 5.2键的校核 (15) 六、联轴器的选择 6.1联轴器的选择 (16) 6.2联轴器的校核 (16) 七、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择 7.1润滑方式的选择 (16) 7.2密封方式的选择 (17) 八、箱体及附件的结构设计和选择 8.1箱体的结构尺寸 (17) 8.2附件的选择 (18) 九、设计小结 (19) 十、参考资料 (20)
机械设计课程设计计算说明书已知条件： 项目运输带拉力 F（N）运输带速 v（m/s） 卷筒直径 D(mm) 参数4800 2.5 210 结 构 简 图 1传动装配的总体设计 1.1电机的选择 1.1.1类型：Y系列三项异步电动机 1.1.2电动机功率的选择 假设：w p—工作机所需功率, kw; e p—电动机的额定功率, kw； d p—电动机所需功率, kw； 电动机到工作机的总效率为η， 1234 ηηηη 、、、分别为弹性连轴器、 闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和共同的效率。
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