-传动零件的设计计算
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。
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
机械设计课程设计内容及要求
机械设计课程设计1、机械设计课程设计的性质、任务及要求课程性质：考查课设计内容：二级齿轮减速器需完成的工作：1）二级齿轮减速器装配图1张2）零件图2张3）设计计算说明书1份设计时间：三周考核方式：检查图纸、说明书+ 平时考核+ 答辩要求：1）在教室里进行设计。
2）按照规定时间完成阶段性任务。
3）未经指导教师允许，不得用AutoCAD绘图。
4）按照规定的格式和要求的内容书写说明书。
2、课程设计的内容和步骤例图:1）传动装置的总体设计（周一）①选择电动机P电=P工/η建议同步转速取1000 rpm或1500rpm②分配传动比i总=i1i2i链对于二级圆柱齿轮减速器i1 =1.3~1.4 i2③各轴的传动参数计算P k= P k-1/ηk n k= n k-1/i k T k=9550*P k/n k2）传动零部件的设计计算（周二）包括:带传动的设计计算; 链传动的设计计算;齿轮传动的设计计算等,设计方法主要参照教科书。
（注意：齿轮传动的中心距应为尾数为0 或5 的整数，故最好选用斜齿传动。
3）装配草图的绘制（周三～下周一）①轴系零部件的结构设计初估轴的最小直径；轴的结构设计；轴上零件的选择（如键、轴承、联轴器等）。
②确定箱体尺寸按照经验公式确定箱体尺寸。
③主要轴系部件的强度校核（轴、轴承、键等）。
④确定润滑方式⑤绘制装配草图并确定减速器附件。
4）绘制装配图（0#或1#图纸）（周二～周五）5）绘制零件图（周一）6）编写设计计算说明书（周二）7）答辩（周三～周五）4、设计计算说明书的内容及次序设计任务书；目录（标题及页次）；1.电动机的选择计算1.1计算电动机功率工作机功率1.2确定工作机转速2.分配传动比2.1总传动比2.2减速器外各传动装置的确定2.3减速器传动比2.3.1减速器高速级传动比2.3.2低速级传动3.传动装置的运动与动力参数的选择和计算(计算减速器各轴的功率P、转速n和扭矩) 3.1电动机轴的参数3.2减速器高速轴的参数3.3减速器中间轴的参数3.4减速器低速轴的参数3.5………………………………4.传动零件的设计计算4.1减速器外部零件的设计计算4.1.1带传动的设计计算4.1.2链传动的设计计算4.1.3 ………………………………4.2减速器内部传动零件的设计计算4.2.1高速级齿轮的设计计算（1）齿轮轮的受力分析（2）齿轮的弯曲强度计算（3）齿轮的接触强度计算4.2.2低速级齿轮的设计计算（1）齿轮轮的受力分析（2）齿轮的弯曲强度计算（3）齿轮的接触强度计算5.轴的设计计算5.1高速轴的设计5.1.1高速轴的结构设计（1）初估直径（2）确定各轴段的尺寸。
四 齿轮传动的设计计算
齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级根据课本表12-3可得，大小齿轮都选用45钢，大齿轮正火处理，硬度为162~217HBS ，小齿轮调质处理，硬度为217~255HBS ,因为是普通减速器所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料，齿轮选8级精度，要求齿面粗糙度≤a R 3.2～6.3m μ。
2、按齿面接触疲劳强度设计1） 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式12-11求出1d 值。
确定有关参数与系数：d1≥76.432][d )1(13h u U KT σψ+ 2）转矩1T1T =9.55×1061n p N ·mm=9.55×1066505.7=110192 N ·mm 3）载荷系数K ：查表取K=1.24）齿数1z 和齿宽系数d ψ试选小齿轮的齿数1z 取为40，则大齿轮齿数2z =uz 1=40x3.7=148。
因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由课本表10.20选取d ψ=0.4。
有教材表12-3得【σh1】=520mpa,[ σh2]=470mpa 计算小齿轮分度圆直径d 1≥76.43×2][)1(13h du u KT σψ+=76.43×2^5207.34.0)17.3(1101922.13⨯⨯+⨯⨯=88.5mm 计算模数 m=mm mm z d 21.2405.8811== 由课本表10.3取标准模数m=2.5mm3、主要尺寸计算mm mm mz d 100405.211=⨯==mm mm mz d 3701485.222=⨯==齿轮宽度 mm mm d b d 401004.01=⨯==ψ经圆整后取 b=2B =50mm1B =55mm中心距 a=22d 1d += 2370100+ =235mm4、按齿根弯曲疲劳强度校核由课本式（10.24）得出F σ，如[]F F σσ≤则校核合格。
确定有关系数与参数：1）、齿形系数F Y查课本12-5得1F Y =2.35，2F Y =2.182）、应力修正系数S Y 查课本表12-6得==2171.1S S Y Y ， 1.80 3）许用弯曲应力[1F σ]根据齿轮材料和齿面硬度由表12-3查得MPa M F F 280 pa 3012lim 1lim ==σσ。
行星齿轮传动的设计计算
眠击 一 兰
：
叼
：
由减 速机 的基本 参数 可得 ：
输 扭 性９ ９ ＝ ４ ＝・Ｎ 入 矩 ９ ９ ４７ ’ ５ 斋 ４６ ｍ ４ ５
即 Ｍａ４ ．６Ｎ・ ＝ ４７ ｍ
对于行星传动中的轴承 ，有些位置在理论上 由 于不受力 、只受扭矩而寿命很长 ，选择时只要满足
普遍 式
ｂ ＋ ： ｂ ０ … … … … … … … … … … （） ８
加零 件 也很 多 ，结 构又 较 复杂 ，Ｉ ＭＴ机 构在 行 星轮 内设 置 介轮 ，使齿 轮 和介 轮之 间形成 油膜 ，结 构简 单 ，很值 得参 考 ，但油 膜 间隙加 工工 艺要求 较高 。 对 于 油 膜 机 构 的作 用 原 理 ，本 文 不做 详 细介 绍 ，在应 用 中 ，根 据设 计统计 结 果表 明 ，行 星轮 与 中间浮 环 的间隙取 行星 轴直 径 的 ０１％～ ． ％，当 ． ５ ０４ ５ 速度 较高 、直 径较 小 、负荷较 大 时取 大值 ，反之 取
则 该减 速机 的输 出扭矩 为 ２ １７４Ｎ・Ｉ ４ ． １。 ０ Ｔ
力相对于太阳轮都不是很大 ，但由于行星轮体积较 小 ，受空 间 的限制无 法选 择较 大 的轴承 ，所 以此轴
承一 般是 行星 减速 机 中寿命较 短 的 ，需 要认 真计算
校核
３ 行 星齿轮载荷均衡化机 构
在 多行 星齿 轮传 动 中 ，行 星齿 轮 的均 衡化 是个
ＣＦＨＩ
很 重要 的问题 ，解决不 好 ，将产 生 载荷集 中 ，或运
５ 结 语
以 上 是 对 行 星 齿 轮 传 动 中基 本 参 数 的设 计 计
算 ，这是 后面 进行行 星 减速机 详 细设计 的基 础和关
带传动的设计计算(精)
50，56，63，67，71， 75， 80，90，100，112 ，125， 132， Z 140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，
400，500，630
D
。。。。。。
E
500，530，560，600，630，670，710，800，900，1000，1120，1250， 1400，1500，1600，1800，2000，2240，2500
P53表3-3
带传动设计流程图
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4 校核带速V
带传动设计流程图
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4 校核带速V
1. 计算公式
v dd1n1 m s
60x1000
带传动设计流程图
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4 校核带速V
2. 如果V过大
（1）离心力增大，使带与带轮间的摩擦力 减小，传动容易打滑；
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3 确定dd1，dd2
1. dd1值的确定（2）--尽量取标准直径
带型 基准直径dd 20 ， 22.4， 25，28， 31.5，35.5，40 ， 45，50，56，63，
Y 67，71， 80，90，100，112 ，125
50，56，63，67，71， 75， 80，90，100，112 ，125， 132， Z 140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，
带传动设计流程图
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齿轮传动计算
齿轮传动设计计算试设计如图所示带式输送机用二级圆柱齿轮减速器中的斜齿圆柱齿轮传动。
已知电动机的型号为Y132M-4（额定功率P ＝7.5kW ，满载转速n 1＝1 440 r/min ），高速级齿数比u h ＝5.2，低速级齿数比u l ＝3.7，单向传动，工作机载荷有轻微冲击，每天工作15小时，预期使用寿命10年。
[解]Ⅰ、高速级齿轮传动设计1．选择齿轮材料、热处理、精度等级及齿数（1）运输机为一般工作机器，高速级齿轮选择常用材料及热处理，7级精度。
（2）小齿轮：40Cr （调质），齿面硬度280HBS ；大齿轮：45钢（调质），齿面硬度240HBS 。
硬度相差40HBS 。
（3）选择小齿轮齿数z 1＝31，大齿轮齿数z 2＝uz 1＝5.2×31＝161.2，可取z 2＝161，（传动比误差＜0.124﹪）。
（4）选取螺旋角，初取β＝14°。
（5）当量齿数：z v1＝z 1/cos 3β ＝31/cos 314°＝33.9，z v2＝z 2/cos 3β ＝161/cos 314°＝176.2 2．按齿面接触疲劳强度设计 式（8-18）32H βH E αd 11][12⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σZ Z Z u u εKT d φ1）确定计算参数（1）试选载荷系数K t ＝1.9 （2）计算小齿轮传递的转矩T 1mm N 10974.414405.71055.91055.9461161⋅⨯=⨯⨯=⨯=n P T（3）由表8-12，选取齿宽系数φ d ＝1.0（4）由表8-9，查得弹性系数Z E ＝189.8MPa （5）由图8-19，查得节点区域系数Z H ＝2.431—电动机，2—高速级联轴器，3—减速器，4—高速级齿轮传动，5—低速级齿轮传动，6—低速级联轴器，7—输送机滚筒带式输送机传动简图（6）端面重合度705.114cos 16113112.31.88cos 112.31.8821α=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±-=βz z ε （7）螺旋角系数0.98514cos cos β=== βZ （8）由图8-13c ，按齿面硬度查取接触疲劳极限：小齿轮σ Hlim1＝720 MPa ，大齿轮σ Hlim2＝580 MPa ；（9）由式（8-13），计算应力循环次数NN 1＝60jnL h ＝60×1×1440×（15×300×10）＝3.888×109 N 2＝N 2/u ＝3.888×109/（161/31）＝7.486×108由图8-15查得接触疲劳寿命系数：小齿轮K HN1＝0.9，大齿轮K HN2＝1.0 （10）计算接触疲劳许用应力[σ H ]取接触疲劳强度安全系数[S H ]＝1.0，由式（8-12）得MPa 6480.17209.0][][H 1Hlim HN11H =⨯==S K σσMPa 5800.15800.1][][H Hlim2HN22H =⨯==S K σσ2）计算设计参数（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，取[σH ]＝（[σH ]1＋[σH ]2）/2＝（648＋580）/2＝614 MPamm 671.41614985.043.28.1892.512.5705.10.110974.49.12][1232432H βH E αd 1t t 1=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⋅+⋅⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σZ Z Z u u εT K d φ mm 304.13114cos 671.41cos 11n =⨯==z βd m取标准模数m n ＝1.5 mm （2）计算中心距()()m m 41.14814cos 2161315.1cos 221=⨯+⨯=+=βz z m a n 将中心距圆整为a ＝148 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角()()4012131482161315.1arccos 2arccos21'''=⨯+⨯=+= a z z m βn小齿轮分度圆直径d 1＝m n z 1/cos β＝1.5×31/cos13°21′04″＝47.792 mm 齿宽b ＝φ d d 1＝1.0×47.792＝47.792 mm ，圆整取b ＝50 mm （2）计算圆周速度vs m 60.31000601440792.47π100060π11=⨯⨯⨯=⨯=n d v（3）计算载荷系数K由表8-5查得使用系数K A ＝1.25；圆周力F t ＝2T 1/d 1＝2×4.974×104/47.792＝2081.5 N ，K A F t /b ＝1.25×2081.5/50＝52.0 N/mm ＜100 N/mm 由图8-7查得动载系数K v ＝1.12；由表8-7查取齿间载荷分配系数K H α＝1.4，K F α＝1.4；由表8-8查算齿向载荷分布系数K β＝1.42，一般减速器应经过仔细跑合，可取K H β＝K F β＝1.2。
锥齿轮传动设计计算
锥齿轮传动设计计算说明：本程序适用于直齿锥齿轮及 GLEASON 齿制、小齿轮齿数大于或等于 12 的弧齿锥齿轮（包括零度锥齿轮）。
公差数值是按照中点法向模数 1至 10 毫米，中点分度圆直径 400 毫米以下，精度等级 5、6、7、8 级设定的。
弧齿锥齿轮的刀盘直径设定为3.5、6、7.5、9、12、18 英寸。
可进行几何参数计算和承载能力验算（工作条件原动机均匀平稳，从动机中等振动），并可对弧齿锥齿轮加工的可行性（刀盘选择）进行判断。
引用标准：GB11365--89 锥齿轮和准双曲面齿轮精度， GB10062--88 锥齿轮承载能力计算方法主要参考书目：《齿轮手册》上、下册，《机床设计手册》 2 上册，《复杂刀具设计手册》下册注意：本程序有“单变量求解”，应从工具--选项--重新计算中设置反复操作，最多迭代次数10000，最大误差0.0001。
说明：请在兰色框中输入已定或初定数据（黄色框中为判断或参考数据）。
输出数据在最后列表，可单独打印。
左旋小轮齿数Z1大轮齿数Z2大端端面模数m1018法向压力角αn轴交角Σ切向变位系数x s1齿宽参考值b0高度变位系数x h1齿宽实际值b第Ⅰ公差组精度等级全齿高系数x第Ⅱ公差组精度等级工作齿高系数x w第Ⅲ公差组精度等级全齿高h最小法向侧隙种类工作齿高hw法向侧隙公差种类齿数比u小轮基准端面直径极限值小轮基准端面直径大轮基准端面直径极限值大轮基准端面直径最小法向侧隙jn min最大法向侧隙jn max注：如果侧隙不合适，可重新选择最小法向侧隙种类、2—3—合金钢调质， 4—碳钢调质或正火，57—调质钢与1毫米大轮分度圆直径d2155.934516毫米外锥距Ra89.1913389毫米大端端面齿距p27.2157072毫米小轮齿顶高h a111.4178718毫米大轮齿顶高h a2 5.90818554毫米小轮齿根高h f17.64112824毫米大轮齿根高h f213.1508145毫米小轮分度圆锥角δ10.5070985弧度29.0546041度大轮分度圆锥角δ2 1.06369782弧度60.9453959度小轮顶锥角δa10.65348872弧度37.44214535度大轮顶锥角δa2 1.14916034弧度65.84203722度小轮根锥角δf10.42163599弧度24.15796278度大轮根锥角δf20.91730761弧度52.55785465度小轮齿根角γ10.08546251弧度 4.896641315度大轮齿根角γ20.14639021弧度8.387541249度小轮分度圆理论弧齿厚Sa115.9498152毫米大轮分度圆理论弧齿厚Sa211.2658919毫米小轮齿角δt10.12489965弧度7.156222524度大轮齿角δt 20.12422946弧度7.117823623度γ 1 + γ2797.1分0.23311616中点锥距Rm74.1913389内锥距Ri59.1913389D c0*毫米*K111K120K130.25K i115.949815211.26589196.330117910.89449140.766883844.935774035.055323820.321888510.0701730615.674382611.2566459测量小轮齿厚处的锥距L1L89.1913389测量大轮齿厚处的锥距L2L89.1913389110.641757790.09882026小轮大端法向弦齿厚Sx n115.6743826大轮大端法向弦齿厚S xn211.2566459小轮大端法向弦齿高H n112.0596295大轮大端法向弦齿高H n2 6.0070058公差值选取计算：中点法向模数m mn7.20609986中点分度圆直径d m172.0609986d m2中点分度圆弧长之半L m1/2113.193152L m2/2F P145F P24545*±f pt120±f pt22020*齿形相对误差的公差f c111f c21111*切向综合公差F'i158F'i2一齿切向综合公差f'i126f'i2齿圈跳动公差Fr145Fr24545*齿厚 公差Ts180Ts2808080***最小法向侧隙jn min7474齿厚上偏差系数xe747474*****Ess10-25Ess20*齿厚上偏差Ess1-68Ess2齿厚下偏差Esi1-148Esi2制造误差补偿EsΔ125EsΔ22525***最大法向侧隙jn max208最高精度等级7齿坯顶锥母线跳动公差40齿坯基准端面跳动公差250.8937417132323232323232*****轴交角极限偏差±EΣ28.599734628.59973456承载能力验算：当量圆柱齿轮端面参数：小轮齿数Zv111.439589Zv2齿数比u v 3.24分度圆直径d v182.434821d v2当量圆柱齿轮中心距a v174.76182齿顶圆直径d va1101.4301d va1齿宽中点齿顶高h am19.49763961h am2半齿宽高度变位系数x hm10.318x hm2半齿宽切向变位系数x sm10.00345x sm2基圆直径d vb176.1598439αvt0.392699082d vb2端面重合度εvα 1.40825269g vα29.45412216纵向重合度εvβ0总重合度εvγ 1.40825269当量圆柱齿轮法向参数：齿数Zvn111.439589βvb0Zvn2分度圆直径d vn182.434821d vn2齿顶圆直径d van1101.4301d van2基圆直径d vbn176.1598439d vbn2重合度εvαn 1.40825269刀具齿顶高h a07.47993165刀尖圆角半径ρa0名义切向力Fmt6938.56608N使用系数K A 1.5（工作条件原动机均匀平稳，从动机中等振动）m10.01877813m20.060841134m edN0.02804977ya 1.65cv1cv40.9cv50.47cv6动载系数K V 1.0193739亚临界 1.019373899主共振齿向载荷分布系数K Hβ 1.65K Fβ 1.65K Hα0-E162)/(C160*C164K Fα02-E162)/(C160*C164*K Hα0齿间载荷分布系数K Hα 1.40825269K Fα 1.277832999C ZLZ H 2.37841423Z B 1.08632448Z EZ K0.85Z L0.922403034Z V试验齿轮接触疲劳极限ζHmin1500N/mm2注：按合理的制造成本和中等质量考虑。
带传动的设计计算(精)
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25
4 校核带速V
3. 如果V过小
传递同样功率所需的圆周力增大，导致带
的根数增大。
带传动设计流程图
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26
4 校核带速V
1.计算功率PC
根据传递的实际功率P和带的工作条件而
确定的，在带传动机构设计计算中所使用的功
率，一般大于传递的实际功率。
带传动设计流程图
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7
1 求计算功率PC=KA*P
2.工作情况系数KA
工作情况
P60表3-8
工作情况系数KA 空、轻载启动 重载启动 每天工作小时数/h
＜10 10～16 ＞16 ＜10 10～16 ＞16
2. 参数（3）-- △P0
PC z ( P0 P0 )k k L
△ P0功率增量，单位为KW; 具体数值见P62表3-9
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44
7 计算带的根数Z
2. 参数（3）-- △P0
带型 i 1.00-1.01 Z 。。。 >=2 1.00-1.01 A 。。。 D 。。。 400 0.00 。。。 0.01 0.00 。。。 700 0.00 。。。 0.02 0.00 。。。
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31
5 确定a，计算基准长度Ld
3. a计算
0.7(dd1 dd 2 ) a0 2dd1 dd 2
齿轮齿条传动计算
齿轮齿条传动设计计算 编号：产品型号：订货号：10026零件件号：3020130202计算人 ：计算日期：注：“度.分秒”标注示例 — 56.0638 表示56度6分38秒；35.596 表示35度59分60秒（即36度）。
项目齿轮齿条几何参数：齿数Z21法向模数m n 4.25毫米法向压力角αn20度.分秒螺旋角βf16度.分秒有效齿宽b50毫米齿顶高系数ha*1齿顶倒棱系数hd*0顶隙系数c*0.25全齿高系数x t* 2.25安装距a88.634毫米（齿轮轴线至齿条基准面）径向变位系数x0.5法向变位系数x n0.52015分度圆直径d92.847毫米齿条分度线至基准面距离40毫米基圆直径 d b86.831毫米齿条节线至基准面距离42.211毫米顶圆直径 d a105.768毫米齿条齿顶至基准面距离44.25毫米根圆直径 d f86.643毫米齿条齿根至基准面距离34.688毫米齿顶高h a 6.461毫米 4.25毫米齿根高h f 3.102毫米 5.313毫米全齿高h t9.563毫米9.563毫米弧齿厚S t8.619毫米 5.271毫米测量尺寸：公法线长度W k46.824毫米卡跨齿数k4W k 是否可以测量可以测量固定弦齿厚Sc n7.316毫米固定弦齿高Hc n 5.129毫米法向弦齿厚S n8.276毫米 6.676毫米法向弦齿高H n 6.631毫米 4.25毫米圆棒（球）直径dp8毫米8毫米圆棒（球）跨距M108.251毫米圆棒或球至基准面距离46.524毫米测量圆直径 d M96.87毫米齿条测点至基准面距离41.16毫米渐开线展开长度：渐开线起始展开长Lf10.196毫米渐开线终止展开长La30.196毫米起始点(齿根)θf13.2721度.分秒终止点(齿顶)θa39.5102度.分秒中凸点范围θmin22.1514度.分秒θmax31.0308度.分秒传动质量指标算：重合度ε总 3.052根切不根切齿顶变尖齿顶未变尖齿顶未变尖公差值：（按 GB10095—88 渐开线圆柱齿轮 精度，GB10096—88 齿条精度）精度等级Ⅰ:8Ⅱ:7Ⅲ:7齿厚极限偏差代码上偏差下偏差齿厚上偏差Ess-0.1毫米-0.15毫米齿厚下偏差Esi-0.2毫米-0.25毫米齿厚公差Ts0.1毫米0.1毫米最小法向侧隙jn min0.25毫米最大法向侧隙jn max0.45毫米公法线平均长度上下偏差及公差：GB 10095—88Ews-0.106毫米Ewi-0.176毫米Ew0.07毫米圆棒（球）跨距上下偏差及公差：GB 10095—88Ems-0.217毫米-0.206毫米Emi-0.361毫米-0.343毫米Em0.144毫米0毫米切向综合公差F'i0.077毫米0.139毫米一齿切向综合公差f'i0.019毫米0.063毫米齿距累积公差F P0.063毫米0.105毫米齿距极限偏差±f pt0.018毫米0.028毫米基节极限偏差±f pb0.016毫米齿形 公差 f f0.014毫米0.034毫米齿向 公差Fβ0.016毫米齿面接触斑点按高度45%按长度60%X方向轴线平行度公差 f x0.016毫米Y方向轴线平行度公差 f y0.008毫米安装距极限偏差±f a0.027毫米齿坯公差：孔径尺寸公差IT7GB 1800—79孔径形状公差IT6GB 1800—79顶圆尺寸公差（用作基准）IT8GB 1800—79（不用作基准）IT11， 但不大于0.425毫米图样标注: 齿轮18-7-7-0.1GB 10096—88-0.2齿轮28-7-7-0.15GB 10096—88-0.25注：齿厚上、下偏差两边加括号。
齿轮传动参数计算
齿轮传动参数计算齿轮传动是一种常见的机械传动形式，广泛应用于各种机械设备中。
在设计齿轮传动时，需要进行一系列的参数计算，以确保齿轮传动的工作正常、可靠。
本文将介绍齿轮传动的参数计算方法及其相关知识，以帮助读者更好地了解和应用齿轮传动。
首先，需要计算齿轮的传动比。
传动比是指齿轮的转速之比，用于确定输入轴和输出轴的转速关系。
传动比的计算公式为：传动比=输出齿轮的齿数/输入齿轮的齿数传动比决定了输出齿轮的转速是输入齿轮转速的多少倍。
通常情况下，齿轮传动是通过调整齿数比例来实现所需的传动比。
接下来，需要计算齿轮的模数（module）。
齿轮的模数是指齿轮齿条上的齿距在径向方向上的投影长度。
模数的计算公式为：模数=齿轮的齿数/齿轮的直径模数决定了齿轮的尺寸和齿形，是齿轮传动设计的重要参数之一除了传动比和模数，还需要计算齿轮的径向力和轴向力。
径向力是齿轮齿条与齿轮轴线之间的力，用于计算齿轮的轴向受力情况。
轴向力是齿轮轴线方向的力，用于计算齿轮轴的强度和稳定性。
齿轮的径向力和轴向力的计算涉及到齿轮齿条的几何参数和受力分析。
在计算径向力时，需要考虑齿轮齿距、齿厚、齿顶宽度等参数。
在计算轴向力时，需要考虑齿轮齿条的齿形和齿距角等参数。
最后，还需要进行齿轮传动的强度计算。
齿轮传动的强度计算是指通过计算齿轮的受力情况和材料强度，来确定齿轮的承载能力和寿命。
强度计算通常涉及到齿轮的材料特性、齿数、载荷、接触比、接触应力等参数。
以上是齿轮传动参数计算的基本内容。
在实际的齿轮传动设计中，还需要考虑一系列的实际情况和使用要求，如齿轮材料的选择、润滑条件、噪声和振动等方面的要求。
因此，在进行参数计算时，还需要综合考虑这些因素，以确保齿轮传动的工作性能和可靠性。
总之，齿轮传动参数计算是齿轮传动设计中的基础工作，通过计算传动比、模数、径向力、轴向力和强度等参数，可以为设计者提供必要的数据和依据，以确保齿轮传动的性能和寿命。
除了上述介绍的内容，齿轮传动参数计算还涉及到齿轮的几何特征、材料力学性能、接触应力和齿轮失效分析等方面的知识。
带传动设计计算(精)
2 确定V带型号
带传动设计流程图
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2.依据
小带轮 转速n1
2 确定V带型号
计算功 率Pc
带传动设计流程图
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3.方法
2 确定V带型号
带传动设计流程图
分界线 分界线
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2 确定V带型号
4.说明
当所选结 果在两种 型号的分 界线附近， 可以两种 型号同时 计算，最 后从中选 择较好的 方案。
3
是否
7
计算带的根数Z
2
是否
带传动设计流程图
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4
三、带传动的设计步骤和方法
8
计算初拉力F0
9
计算压轴力Q
结束
带传动设计流程图
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5
1 求计算功率PC=KA*P
带传动设计流程图
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6
1 求计算功率PC=KA*P
1.计算功率PC
根据传递的实际功率P和带的工作条件而 确定的，在带传动机构设计计算中所使用的功 率，一般大于传递的实际功率。
1. 计算公式
z
PC
(P0 P0 )k kL
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7 计算带的根数Z
2. 参数（1）-- Pc
z
PC
(P0 P0 )k kL
Pc为计算功率,单位为KW;
滚子链传动的详细设计计算
滚子链链轮的基本参数和主要尺寸
链轮齿数 节距 p 滚子外径 dr 排距 pt 小轮孔径 dk1 大轮孔径 dk2 链轮分度圆直径 d
小轮 z1 17 12.7 7.92 14.38 40 30 69.11582763
注：为使传动平稳 、结构紧凑，特别 在高速下，宜选用 节距较小的链条， 速度高、功率大 时，可选用较小的 多排链。选用多排 链时应注意传动对 脏污和误差是比较 敏感的。 dkmax查《机械零 件设计手册》P580
93
30 1000 1219.2
a0min=
129.54
系数c1 a0p（以节数表示的中心距初定值） 链长节数 Lp（圆整取偶数） 链条长度 L（m） 系数c2 理论中心距 a △a 实际中心距 a' 链速 v (m/s) 有效圆周力 Ft 作用于轴上的拉力 FQ 润滑方式（P581）
7.320455518 78.74015748 184 2.3368 158.5 1005.888098 3.017664293 1003 0.471381667 530.355798 556.8735879
7.92
-0.25
0.15
6.4 13 43 34 56 7.85 7.4575 7.3005
145.561983 145.415116
-0.3 0.18377759
轴孔到链轮齿侧平直部分的端面圆跳动需小于： 0.135076245
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传动零件的设计计算
1设计高速级齿轮
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(或斜齿，如果选择斜齿，计算步骤参考书上例题10-2) o
(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。
⑷ 选小齿轮齿数(一般初选 20-25)乙二？，大齿轮齿数乙=i高X乙=? X? =?，圆整取Z2=? o
2)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)
(1)试选载荷系数K t =1.3
(2)小齿轮传递的转矩T1
「=「出=? (N • mm)(注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”)
(3)由表10— 7选取齿宽系数'd =1
⑷ 由表10— 6查得材料的弹性影响系数：Z E=189.8
(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
(9)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入［二H］中的较小值
(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 K A F t /b ::: 100N / mm，由表 10-3 查得
由表10-2查得使用系数K=
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
2)按齿根弯曲强度设计
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
⑵ 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
Fa1 = ? , Y F： 2 二?
(6)取应力校正系数
由表10-5查得
(7)计算大小齿轮的YFaYSa，并比较
［升］
(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详？ 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 i=mn来计算应有的齿数。
于是有
乙二di/m=，取乙二
大齿轮齿数Z2 - i高Z i - ? ?=?取Z2 = ?
3)几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算齿根圆直径
⑶计算中心距
(4)计算齿宽
取B i =?mm B2 二？mm
4)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。
⑷选小齿轮齿数(一般初选 23-30)乙二？，大齿轮齿数乙=i低X乙二？X ? =?，圆整取Z4=?。
2)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)
(1)试选载荷系数K t =1.3
(2)小齿轮传递的转矩T3
T3=T n出=? (N • mm)(注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”)
(3)由表10— 7选取齿宽系数'd =1
⑷ 由表10— 6查得材料的弹性影响系数：Z E=189.8
(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
(9)试算小齿轮分度圆直径d at，代入k H］中的较小值
(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 K A F t /b ::: 100N / mm，由表 10 — 3 查得
由表10 — 2查得使用系数K=
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
2)按齿根弯曲强度设计
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
⑵ 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
Fa3 = ? , Y F 4 - ?
(6)取应力校正系数
由表10-5查得
(7)计算大小齿轮的YFaYsa，并比较
S]
(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详？ 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d3=mn来计算应有的齿数。
于是有
乙=ds/m=，M 乙=
大齿轮齿数J二i低Z3二？？=? 取Z2二？
3)几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算齿根圆直径
⑶计算中心距
(4)计算齿宽
取B3 二？mm B4 =?mm
4)验算
合适。