高速级齿轮设计计算(样板)

2K H“1 u 1 Zd H Z E Z；'-H 1mm (3-2)3高速级齿轮设计3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数3.1.1压力角选定直齿圆柱齿轮，属于一般用途的齿轮传动，压力角取203.1.2精度选择带式输送机为一般工作机器（通用减速器），参考表10-6⑵，选用7级精度3.1.3材料选择由表10-1[2]，选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），齿面硬度为240HBS。

硬度差为40HBS。

3.1.4齿数选择闭式齿轮传动，试选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2为：z2= u Z| （3-1）式中：乙——小齿轮齿数；u——I轴与U轴之间的传动比。

故由式3-1，得大齿轮齿数Z2：z2=4.83 20=96.6取z2=97。

3.2按齿面接触疲劳强度设计3.2.1试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径d1t可由下式近似计算:（1）确定公式中的各参数值①试选K Ht=1.3(3-3)O d = 1。

(3-4)式中：?a ——端面重合度，按下式计算:a1=arccos[ Zcos-：：] *]N 2h =arccos[ z 2cos:Z 2 2h ；](3-5)z/tan J a1-tan J ) - z 2(tan _：:a2-tan r )2 二式中：Z 1 小齿轮齿数;z 2 -------- 大齿轮齿数； h a ---------- 齿顶高系数；② 小齿轮传递的转矩T i 为:h =9.55 106 旦 N mm式中：P i —— I 轴的输入功率，单位：kW ;n i --------- I 轴的转速，单位：r/min 。

故由式3-3,得小齿轮传递的转矩T i :T=9.55"06PN mm = 2.381 如04N mmn i③ 因为小齿轮相对支承非对称布置，所以由表10-7⑵，可查得齿宽系数 ④ 由图10-20⑵，可查得区域系数Z H =2.5。

减速器设计计算及安装1、摘要:如图所示，设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。

已知输入功率P1=10KW，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），带式输送机工作平稳，转向不变。

2、前言1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1按图所示的方案，选用直齿圆柱齿轮传动1.2运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）1.3材料选择。

按理论我们可以选择40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

1.4选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=uz1=3.2×24=76.8，取Z2=77。

3、齿轮选择及计算3.1安齿面接触强度设计由于设计计算公式进行试算，即ｄ2≥2.32（）2ｄ3.2确定公式内的各计算数值3.2.1试选载荷系数Kt=1.33.2.2计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×P1/960N×㎜=9.948× N×㎜3.2.3按表格选取齿宽系数Φｄ=13.2.4按表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPａ1/23.2.5安手册齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δHlim1=600MPａ；大齿轮的接触疲劳强度极限δHlim2=550MPａ；3.2.6按手册计算应力循环次数N1=60n1jL h=60×960×1×（2×8×300×15）=4.147×109N2=4.147×109/3.2=1.296×1093.2.7按手册查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90；K HN2=0.953.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得出：〔δH〕1=δ=0.9×600 MPａ=540 MPａ〔δH〕2=δ=0.95×550 MPａ=522.5MPａ3.3计算3.3.1计算小齿轮分度圆直径ｄ1ｔ，代入〔δH〕中较小的值ｄ1ｔ≥2.32Φδ)2=2.32×。

（一）高速级齿轮传动设计已知条件：斜齿圆柱齿轮传动，输入功率为PI=4.17kw，齿轮转速为nI=626r/min，传动比为i2=3.7，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，转向不变。

1、齿轮基本参数选定（齿轮设计参照《机械设计》（2）教材进行设计）（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（2）材料：参照表10-1高速级小齿轮选用45#钢调质处理，齿面硬度为250HBS。

高速级大齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为220HBS。

（3）小齿轮齿数初选为，大齿轮齿数。

2、按齿面接触强度计算由设计计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数据①试选载荷系数②计算小齿轮传递的转矩③由表10-7选取齿宽系数④由表10-6查得材料的弹性影响系数⑤由图10-21d按齿面硬度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限⑥由式10-13计算应力循环次数。

⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数。

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﹙2﹚计算①试算小齿轮分度圆直径,代入中最小值。

②计算圆周速度v③计算齿宽b④计算齿宽与齿高之比模数齿高⑤计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿轮,；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。

由，查图得；故载荷系数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⑦计算模数m3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值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取弯曲疲劳寿命系数,；③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由式(10-12)得④计算载荷系数K⑤查取齿形系数由表10-5查得⑥查取应力校正系数由表10-5查得⑦计算大、小齿轮的并加以比较故小齿轮的数值较大。

目 录一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2)二、V 带选择 (4)三．高速级齿轮传动设计 (6)四、轴的设计计算 (9)五、滚动轴承的选择及计算 (13)六、键联接的选择及校核计算 (14)七、联轴器的选择 (14)八、减速器附件的选择 (14)九、润滑与密封 (15)十、设计小结 (16)十一、参考资料目录 (16)数据如下:已知带式输送滚筒直径 320mm，转矩 T=130 N·m，带速 V=1.6m/s，传动装 置总效率为 ŋ=82%。

一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速 n ω,即5 . 95 320 6. 1 1000 60 1000 60 » ´ ´ = ´ =pp u w D n r/min 一般选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此 传动装置传动比约为 10 或 15。

根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为 主的多种传动方案。

2.选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机。

它为卧式封闭结构。

2）电动机容量 （1）滚筒输出功率 P wkw n T 3 . 1 95505 . 95 130 9550 P = ´ = × =ww （2）电动机输出功率 Pkw d 59 . 1 %82 3. 1 P P = ==hw根据传动装置总效率及查表 2-4 得： V 带传动 ŋ1=0.945； 滚动轴承 ŋ2 =0.98； 圆柱齿轮传动 ŋ3 =0.97；弹性联轴器 ŋ4 =0.99；滚筒轴滑动轴承 ŋ5 =0.94。

（3）电动机额定功率 P ed由表 20-1 选取电动机额定功率 P ed =2.2kw。

3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。

由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围 i 1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围 i 2 =3~6，则电动机 转速可选范围为 n d = n ω·i 1· i 2 =573~2292r/min方案 电动机型 号 额定功 率（kw） 电动机转速 （r/min） 电动机 质量（kg） 传动装置的传动比同步 满载 总传动比 V 带传动 单级减速器1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 14.873 4.96 2 Y112M-6 2.2 1000 940459.842.53.94由表中数据可知两个方案均可行，方案 1 相对价格便宜，但方案 2 的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采 用方案 2，选定电动机的型号为 Y112M-6。

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。

展开式二级斜齿圆柱减速器高速级齿轮传动设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=14°。

2)参考表10-6选用7级精度。

3)材料选择由表10-1选择小齿轮45（调质），硬度为255HBS，大齿轮45（调质），硬度为215HBS4)选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1×i=26×3.48=89。

按齿面接触疲劳强度设计1)由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即2)确定公式中的各参数值①试选KHt=1.3②计算小齿轮传递的扭矩:③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查得区域系数ZH=2.46⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。

⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。

⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式(10-15)计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳系数取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即3)试算小齿轮分度圆直径调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度ν②齿宽b2)计算实际载荷系数KH。

①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=2.68m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03③齿轮的圆周力。

查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.417由此，得到实际载荷系数3)由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4)确定模数确定传动尺寸1.计算中心距2.计算小、大齿轮的分度圆直径3.计算齿宽取B1=59mmB2=54mm校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1)T、mn和d1同前齿宽b=b2=54齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数①试选载荷系数KFt=1.3②由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。

五、高速齿轮传动的设计：已知 kw P 302.3=Ⅰ 99.312=i m i n /85.553r n =Ⅰ连续单向运转，工作时有轻微震动，使用寿命为10年。

1、 选择齿轮材料，并确定初步参数：（1）选择齿轮材料及其热处理 由表8-1选取小齿轮 20Cr 渗碳表面淬火处理，齿面硬度为60HRC 大齿轮 45钢 表面淬火处理，齿面硬度为40HRC（2）初选齿数 取小齿轮齿数 20则大齿轮齿数 79.791122=⨯=z i z 取802=z（3）选择齿宽系数和精度等级 初估小齿轮直径mm 401=估d 参照表8-8取齿宽系数6.0=d ψ，则mm mm d b 24406.01d =⨯=⨯=估估ψ 齿轮圆周速度 s m n d v /16.110006085.5534010006011=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ππ估参照表8-9，齿轮精度选为8级（4）计算许用弯曲应力1)计算两齿轮应力循环次数N小齿轮81111065.66664615384.82501085.55316060⨯==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=t n N γ 大齿轮 812121067.151********.99.36664615384.⨯====i N N 2） 寿命系数1N Y 。

由图8-29取121==N N Y Y3） 弯曲疲劳应力lim F σ。

由图8-27a 取Mpa MpaF F 3404702lim 1lim ==σσ4） 尺寸系数X Y 。

由图8-30，取121==x x Y Y5） 安全系数F S 。

参照表8-11，取6.1=F S6） 许用弯曲应力][F σ，由式8-11得 Mpa S Y Y F X N F F 5.5876.11147022][111lim 1=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=σσMpa S Y Y F X N F F 4256.11134022][222lim 2=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=σσ 2、 齿根弯曲疲劳强度设计齿轮的参数(1)确定相关参数1） 小齿轮转矩1T mm N T ∙=56932.3912） 确定载荷系数K使用系数A K 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取25.1=A K 动载系数V K 按8级精度和速度，查图8-11，取05.1=V K 齿间载荷分布系数 αKmm N mm N d b T K b F K A t A ∙∙=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=⨯10026.148402456932.3925.12211 由表8-5，取2.1=αK齿间载荷分布系数βK 由图8-14a ，取04.1=βK 载荷系数 638.105.125.104.12.1=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=V A K K K K K βα3） 齿形修正系数。

渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息设计者Name=王宇设计单位Comp=浙江大学宁波理工学院设计日期Date=2014/3/11设计时间Time=20:22:16二、设计参数传递功率P=2.93(kW)传递转矩T=19.43(N·m)齿轮1转速n1=1440(r/min)齿轮2转速n2=255.77(r/min)传动比i=5.63原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=48000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式ConS1=非对称布置（轴钢性较大）齿轮2布置形式ConS2=非对称布置（轴钢性较大）四、材料及热处理齿面啮合类型GFace=软齿面热处理质量级别Q=ML齿轮1材料及热处理Met1=45<调质>齿轮1硬度取值范围HBSP1=217～255齿轮1硬度HBS1=230齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=6齿轮2材料及热处理Met2=45<正火>齿轮2硬度取值范围HBSP2=162～217齿轮2硬度HBS2=190齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=7五、齿轮精度齿轮1第Ⅰ组精度JD11=8齿轮1第Ⅱ组精度JD12=8齿轮1第Ⅲ组精度JD13=8齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第Ⅰ组精度JD21=8齿轮2第Ⅱ组精度JD22=8齿轮2第Ⅲ组精度JD23=8齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=3(mm)端面模数Mt=3.00000(mm)螺旋角β=0.000000(度)基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=20齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=60(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=1.000齿轮2齿数Z2=113齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=65(mm)齿轮2齿宽系数Φd2=0.192总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=199.50000(mm)实际中心距A=199.50000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数△yt=0.00000齿数比U=5.65000端面重合度εα=1.71114纵向重合度εβ=0.00000总重合度ε=1.71114齿轮1分度圆直径d1=60.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=66.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=52.50000(mm)齿轮1基圆直径db1=56.38156(mm)齿轮1齿顶高ha1=3.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=3.75000(mm)齿轮1全齿高h1=6.75000(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=31.321259(度)齿轮2分度圆直径d2=339.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=345.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=331.50000(mm)齿轮2基圆直径db2=318.55580(mm)齿轮2齿顶高ha2=3.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=3.75000(mm)齿轮2全齿高h2=6.75000(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=22.579129(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=4.70755(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=3.09248(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=4.16114(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=2.24267(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=3齿轮1公法线长度Wk1=22.98132(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=4.71224(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.01638(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=4.16114(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=2.24267(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=13齿轮2公法线长度Wk2=115.45280(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角α*t=20.0000000(度)端面啮合角αt'=20.0000001(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.06104齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04523齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.04017 齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.02217齿轮1齿形公差ff1=0.01600齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.02290齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.03129齿轮1齿向公差Fβ1=0.02549齿轮1切向综合公差Fi'1=0.07704齿轮1径向综合公差Fi''1=0.06332齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.02083齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.02290齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.02549齿轮1齿向公差Fb1=0.02549齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.02549齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.01275齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.08868齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.35473齿轮2齿距累积公差Fp2=0.12788齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.07136齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.05830齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.02550齿轮2齿形公差ff2=0.02158齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.02825齿轮2一齿径向综合公差fi''2=0.03609齿轮2齿向公差Fβ2=0.01000齿轮2切向综合公差Fi'2=0.14946齿轮2径向综合公差Fi''2=0.09990齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.02397齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.02825齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(±)2=0.01000齿轮2齿向公差Fb2=0.01000齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.01000齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00500齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.10201齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.40806中心距极限偏差fa(±)=0.03275八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力σHlim1=450.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=320.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=508.9(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=477.1(MPa) 齿轮2接触强度极限应力σHlim2=427.1(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=311.1(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=483.1(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=463.9(MPa) 接触强度用安全系数SHmin=1.00弯曲强度用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力σH=454.1(MPa)接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=68.4(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=61.5(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足九、强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=特殊处理齿面经表面硬化Zas=不硬化齿形Zp=一般润滑油粘度V50=120(mm^2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)载荷类型Wtype=静强度齿根表面粗糙度ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm) 刀具基本轮廓尺寸圆周力Ft=647.667(N)齿轮线速度V=4.524(m/s)使用系数Ka=1.100动载系数Kv=3.949齿向载荷分布系数KHβ=1.000综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.000安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.000齿间载荷分布系数KHα=1.312节点区域系数Zh=2.495材料的弹性系数ZE=189.800接触强度重合度系数Zε=0.873接触强度螺旋角系数Zβ=1.000重合、螺旋角系数Zεβ=0.873接触疲劳寿命系数Zn=1.30000润滑油膜影响系数Zlvr=0.87000工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KFβ=1.000齿间载荷分布系数KFα=1.453抗弯强度重合度系数Yε=0.688抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.688寿命系数Yn=2.08746齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.38000齿轮1应力校正系数Ysa1=1.54586 齿轮2复合齿形系数Yfs2=3.93698 齿轮2应力校正系数Ysa2=1.79371。

高速冲床齿轮计算公式1. 模数（Module）模数是指齿轮齿数与齿轮直径的比值。

一般用字母"M"表示。

计算公式如下：M=D/Z其中，D为齿轮直径，Z为齿轮齿数。

2.齿数（Z）齿数是指齿轮上的齿的数量。

在计算机械传动中，常用的齿数是整型数值。

计算公式如下：Z=(π×D)/M其中，π为圆周率，D为齿轮直径，M为模数。

3. 齿顶圆直径（Addendum Diameter）齿顶圆直径是指齿槽顶部上的圆的直径。

计算公式如下：Da=D+(2×M)其中，Da为齿顶圆直径，D为齿轮直径，M为模数。

4. 齿根圆直径（Dedendum Diameter）齿根圆直径是指齿槽底部上的圆的直径。

计算公式如下：Db=D-(2.5×M)其中，Db为齿根圆直径，D为齿轮直径，M为模数。

5. 法向宽度（Face Width）法向宽度是指两个相邻齿轮中心面之间的距离，也就是齿轮的宽度。

一般用字母"B"表示。

计算公式如下：B=Z×M其中，B为法向宽度，Z为齿轮齿数，M为模数。

6. 压力角（Pressure Angle）压力角是指齿轮齿槽与齿轮分度圆的夹角。

一般用字母"α"表示。

根据国际标准，常用的压力角有20°和14.5°两种。

压力角的选择与齿轮的用途有关。

7. 齿轮间隙（Backlash）齿轮间隙是指两个相邻齿轮齿槽之间的距离。

通常，为了确保传动的正常工作，齿轮间隙应具有一定的数值，以容纳制造误差和变形等因素。

齿轮间隙的计算一般根据具体的传动要求进行。

需要注意的是，以上的计算公式适用于一般的齿轮计算，在高速冲床齿轮设计中可能还会有其他的特殊要求和考虑因素，如动平衡、材料强度等。

因此，在具体的设计中，还需要综合考虑这些因素进行计算和优化。

总结起来，高速冲床齿轮的计算公式主要包括模数、齿数、法向宽度、齿顶圆直径、齿根圆直径等参数的计算公式。

目 录一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2)二、V 带选择 (4)三．高速级齿轮传动设计 (6)四、轴的设计计算 (9)五、滚动轴承的选择及计算 (13)六、键联接的选择及校核计算 (14)七、联轴器的选择 (14)八、减速器附件的选择 (14)九、润滑与密封 (15)十、设计小结 (16)十一、参考资料目录 (16)数据如下:已知带式输送滚筒直径 320mm，转矩 T=130 N·m，带速 V=1.6m/s，传动装 置总效率为 ŋ=82%。

一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速 n ω,即5 . 95 320 6. 1 1000 60 1000 60 » ´ ´ = ´ =pp u w D n r/min 一般选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此 传动装置传动比约为 10 或 15。

根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为 主的多种传动方案。

2.选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机。

它为卧式封闭结构。

2）电动机容量 （1）滚筒输出功率 P wkw n T 3 . 1 95505 . 95 130 9550 P = ´ = × =ww （2）电动机输出功率 Pkw d 59 . 1 %82 3. 1 P P = ==hw根据传动装置总效率及查表 2-4 得： V 带传动 ŋ1=0.945； 滚动轴承 ŋ2 =0.98； 圆柱齿轮传动 ŋ3 =0.97；弹性联轴器 ŋ4 =0.99；滚筒轴滑动轴承 ŋ5 =0.94。

（3）电动机额定功率 P ed由表 20-1 选取电动机额定功率 P ed =2.2kw。

3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。

由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围 i 1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围 i 2 =3~6，则电动机 转速可选范围为 n d = n ω·i 1· i 2 =573~2292r/min方案 电动机型 号 额定功 率（kw） 电动机转速 （r/min） 电动机 质量（kg） 传动装置的传动比同步 满载 总传动比 V 带传动 单级减速器1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 14.873 4.96 2 Y112M-6 2.2 1000 940459.842.53.94由表中数据可知两个方案均可行，方案 1 相对价格便宜，但方案 2 的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采 用方案 2，选定电动机的型号为 Y112M-6。

轴的设计齿轮机构的参数列于下表：级别 高速级低速级 1Z 24 24 2Z117 84 mm m n /1.54t m /mm 1.5864.17β 19 ·4316 n α︒20 *a h 1齿宽/mm1145B -=；1240B -= 2170B -=；2265B -=（一）高速轴的设计1选择轴的材料，确定许用应力选取轴的材料为45钢，调质处理。

有表14-1查得Mpa b 59][1=-σ。

Mpab 59][1=-σ2计算轴的载荷已知参数：min960.10298.231.24r n m N T kwP =⨯==I I I1．求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为：77.5019cos 242cos d 11=⨯==βmz而NN F F N N F F NN d T F t a n tr t 31219tan 905tan 34819cos 20tan 905cos tan 90577.5010298.22241=⨯===⨯===⨯⨯==︒︒︒I ββα 圆周力t F ，径向力r F 及轴向力a F 的方向如图b 所示3初步确定轴的最小直径安装联轴器处轴的直径1d是轴的最小直径。

根据表14-2，A=107~118于是得mmmmnPAd15.81~33.1496031.2118)~(10733min=⨯==II考虑到轴上有键槽削弱，轴颈须加大3%~5%，取为14.76~16.60为了使所选轴颈与联轴器的孔径相适应，须同时选取联轴器按扭矩m10298.24⋅⨯=INT查手册，选用LT6型弹套柱销联轴器，其半联轴器的孔径mm32d2=，故取mmd321=mmd161=4．轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴上的大部分零件，包括套筒、左端轴承、轴承端盖及联轴器依次由左端装配，仅右轴承及轴承端盖由右端装配轴的各段直径和长度如图a所示①联轴器段：由mmd321=查手册可知联轴器与轴配合部分的长度mm601=L，为保证轴端挡圈压紧联轴器，1l应略小于1L，故取mml581=。

一、 齿轮的设计计算（1） 选择齿轮材料。

传动无特殊要求，采用软齿面，由教材表6-5 小齿轮选用40MnB 钢调制，241~286HBS 大齿轮选用45钢正火，169~217HBS （2） 按齿面接触强度设计一对钢制外啮合齿轮设计公式用教材中式（6-32）d 1≥312)1()][671(dHKT ii ψσ±mm○1计算小齿轮传递的转矩 T 1=9.55×106×11n P =9.55×106×97515=1.47×105（Nmm ）○2选择小齿轮齿数z 1=30，大齿轮齿数z 2=i z 1=2.80×30=84 ○3转速不高，功率不大，选择齿轮精度为8级 ○4齿宽系数已知，ψd=1.2 ○5中等冲击，对称布置（表6-9），有教材表6-6，取载荷综合系数K=2.2○6确定许用接触应力 由教材图6-28查得1min H σ=720MPa ，2min H σ=460MPa ， 由表6-8查得，一般可靠度，取S min H =1，由式（6-33）得： [1H σ]=720MPa, [2H σ]=460MPa,所以[H σ]=[2H σ]=460MPa○7计算小齿轮分度圆直径 d 1≥322.11470002.28.2)18.2()460671(⨯+=92.0（mm ）○8计算模数m=11z d =300.92=3.07（mm ），由表6-1取m=3mm○9计算齿轮主要尺寸及圆周速度 分度圆直径d 1=z 1m=30×3=90(mm )；d 2= z 2m=84×3=252(mm ) 中心距a=2m ( z 1+ z 2)=23（30+84）=171（mm ）齿轮齿宽b=ψd d 1=1.2×90=108(mm )取b 2=108(mm), b 1= b 2+(5~10)=113~118(mm),取b 1=114 圆周速度v=100060n d 11⨯π=10006097509⨯⨯⨯π=4.6（m/s ），由表6-4知可用8级精度。