二级减速器设计自动计算参数

低速级直齿圆柱齿轮传动设计
中间轴输入功率 p[Ⅱ] /KW
4.95549242
中间轴转速 r/min
传动比
3.34675875
输入转矩 N*mm
小齿轮齿数预选 （20-40）
28
参考大齿轮齿数
大齿轮齿数
93
齿轮压力角
按齿面接触强度设计
k[Ht]
1.3
小齿轮转矩 N*mm
弹性影响系数 Z[E]
189.8
Z[H] 螺旋角系数
zβ 齿面接触疲劳强度
σ
K[A] K[Fα]
K[F] 齿形系数
YFa1 应力修正系数
Ysa1 重合度系数
Yε 小齿轮齿根弯曲疲劳强度
σF1
齿面接触强度校核
1.25
K[V]
1.4
K[Hβ]
2.75184
2.31
弹性影响系数 zE
0.9738
重合度系数 zε
1.08 1.456
189.8 0.5553
卷筒直径 D（mm）
320
卷筒直径 D（mm）
查表12-4 机械传动和轴承效率概略值
滚筒效率 η[w]
0.96
工作机输入功率 P[w] (kw)
4.5703125
V带传动效率 η[1]
0.95
滚动轴承效率 η[3]
0.98
传动装置总效率
η[a]
齿轮副效率 η[2]
弹性联轴器效率 η[4]
0.832876283
P[d]
5.48738461
K[a]
1.1
P[ca]
6.036123072
V带选型 表8-8，8-7，8-9（机械设计）
电动机转速 n[电动机] (r/min)
初选小带轮直径 d[d1] (mm)
大带轮直径 d[d2] (mm)
查表大带轮直径 d[d2] (mm)
带速 v (m/s)
1460 120 240 250 9.1688
394.09曲疲劳强度校核
1.25
K[V]
1.4
K[Fβ]
2.75184
2.64
齿形系数 YFa2
1.63
应力修正系数 Ysa2
0.673
螺旋角系数 Y[β]
103.6986305
大齿轮齿根弯曲疲劳强度 σF2
与之前强度上限对比
1.08 1.456
2.17 1.81 0.5736 94.6498213
计算YfaYsa/σF
查表齿形系数 Y[Fa1]
2.64
查表齿形系数 Y[Fa2]
查表应力修正系数 Y[sa1]
1.62
查表应力修正系数 Y[sa2]
查表齿根弯曲疲劳极限 σF lim 1 (MPA)
420
查表齿根弯曲疲劳极限 σF lim 2 (MPA)
弯曲疲劳寿命系数 K[FN1]
0.91
弯曲疲劳安全系数
试选载荷系数 K[Ft]
计算实际载荷系数K[H]
1.25
查表动载系数 K[V]
6188.619163
K[A]F[t1]/b
<100N/mm
1.2
K[Hβ]
2.290704
118.567196
相应齿轮模数 m[n]>= (mm)
按齿根弯曲强度设计
1.3
β[b]
εα
1.741131938
弯曲疲劳强度重合度系数 Y[ε]
165.8202065
0.96
单根普通V带额定功率的增量 Δp[0]
0.17
0.99
单根普通V带基本额定功率 p[0]
2.2
带的根数 z
2.679805736
确定V带根数
带选型 q
带的初拉力 F[0]
高速轴输入功率 P[1] (kw) 传动比 i[1]
预选小齿轮齿数 z[1]
初选螺旋角 β
试选载荷系数 K[ht]
输入信息
运输机工作轴转矩 T（N*m）
900
运输带工作拉力 F（N）
运输带工作速度 v（m/s）
0.78
运输带工作速度 v（m/s）
卷筒直径 D（mm）
320
卷筒直径 D（mm）
电动机选择
运输机工作轴转矩 T（N*m）
900
运输带工作拉力 F（N）
运输带工作速度 v（m/s）
0.78
运输带工作速度 v（m/s）
滚筒轴输入功率 P[w] (kw)
电动机轴输入转矩 T[d] (N*m)
高速轴输入转矩 T[1] (N*m)
中间轴输入转矩 T[2] (N*m)
低速轴输入转矩 T[3] (N*m)
滚筒轴输入转矩 T[w] (N*m)
V带传动设计
46.55282165 5.21301538 4.95549242 4.710691095 4.5703125 35.89350892 68.19766696 303.7524369 966.3667713 937.5690416
z2
151.5002035
调整后中心距 a‘ (mm)
根据调整后中心距修正螺旋角
18.48854092
齿宽 b
54.82993197
b1 (mm)
255.170068 齿轮校核
b2 (mm)
53.04795768 26 121 155
54.82993197 60 55
K[A] K[Hα]
K[H] 区域系数
齿宽 b (mm)
65.25621425
齿高 h (mm)
宽高比 b/h
12.44444444
计算实际载荷系数K[F]
查表动载系数 K[v]
1.03
齿间载荷分配系数 k[Fα]
K[A]
1.25
齿向载荷分布系数 K[Hβ]
载荷系数
2.0648925
按实际载荷系数计算的齿轮模数
2.719246273
确认模数取值
24000 224353531
0.95
522.5
试算小齿轮分度圆直径 d[lt]
41.62101596
圆周速度 v[0]
查表使用系数 K[A]
齿轮圆周力 F[t1] (N) K[A]F[t1]/b
齿间载荷分布系数 K[Hα] 载荷系数 K[H]
对应分度圆直径 d1 (mm)
调整小齿轮分度圆直径
1.590868022
20 303752.4369
1 28.71188439 1.741131938
420
24000 67036063.17
0.98 411.6
98.16485031
查表使用系数 K[A]
齿轮圆周力 F[t1] (N) K[A]F[t1]/b
齿间载荷分布系数 K[Hα] 载荷系数
对应分度圆直径 d1 (mm)
材料弹性影响系数 z[E]
α[t]
α[at2] Φ[d]
z[ε]
小齿轮接触疲劳极限 σHlim 小 (MPA)
安全系数 S N1
接触疲劳强度 K[HN1] u σ[H]小 齿轮许用应力 σ[H] (MPA)
3
0.105
184.8396505
压轴力 F[p]
高速级斜齿圆柱齿轮
5.21301538
小齿轮转速 (r/min)
1.6
查表应力修正系数 Y[sa2]
查表齿根弯曲疲劳极限 σF lim 1 (MPA)
500
查表齿根弯曲疲劳极限 σF lim 2 (MPA)
弯曲疲劳寿命系数 K[FN1]
0.9
弯曲疲劳寿命系数 K[FN2]
弯曲疲劳安全系数 S
1.4
【σF】1 MPA
321.4285714
【σF】2 MPA
【YfaYsa/σF】1
0.013191111
【YfaYsa/σF】
【YfaYsa/σF】2 0.015161884
试算齿轮模数 m[n]>= (mm)
1.323770817 调整齿轮模数
d1 (mm)
32.74310991
圆周速度 v (m/s)
齿宽 b (mm)
32.74310991
齿高 h (mm)
宽高比 b/h
10.99321205 计算实际载荷系数K[F]
电动机所需提供功率 P[d] (kw)
5.48738461
工作机滚筒转速 n[w] r/min
46.55282165
查表2-2 传动比常用值
总传动比Min
16
总传动比Max
电机转速 n[电机]min r/min
744.8451464
电机转速 n[电机]max r/min
确定电动机
电动机满载转速 n[max] r/min
高速级齿轮传动比 i[1]
4.68546225
低速级齿轮传动比 i[2]
各轴转速与功率
高速轴转速 n[1] r/min
730
中间轴转速 n[2] r/min
155.8010632
低速轴转速 n[3] r/min
46.55282165
3.34675875
滚筒轴转速 n[w] r/min 高速轴输入功率 P[1] (kw) 中间轴输入功率 P[2] (kw) 低速轴输入功率 P[3] (kw)
S
弯曲疲劳寿命系数 K[FN2]
1.4
【σF】1 MPA
273
【σF】2 MPA
【YfaYsa/σF】1
0.015665934
【YfaYsa/σF】2
【YfaYsa/σF】
0.018459677
试算齿轮模数 m[n]>= (mm)
2.33057908
调整齿轮模数
d1 (mm)
65.25621425
圆周速度 v (m/s)
模数 m[n] (mm)
3
分度圆直径 d1 (mm)
小齿轮齿数 z1
39.52239866
z1
大齿轮齿数 z2
137.2171087
z2
调整后d1
123
调整后d2
中心距 a (mm)
267
齿轮宽度 b1
130
齿轮宽度 b2
1.04 78.80390923
1.4684 4.234542714
查表动载系数 K[v]
1.04
齿间载荷分配系数 k[Fα]
查表使用系数 K[A]
1.25
齿向载荷分布系数 K[Fβ]
载荷系数 K[F]
2.6208
13.1400591 0.678732645
123.6989713 2.16 1.81 380 0.95
257.8571429 0.015161884
1.251530393 2.978484339
接触疲劳强度 K[HN2]
u
3.34675875
σ[H]小
570
σ[H]大
齿轮许用应力 σ[H] (MPA)
411.6
试算小齿轮分度圆直径 d[lt]
98.16485031
调整小齿轮分度圆直径
圆周速度 v[0]
0.8008018
齿宽 b
155.8010632 303752.4369 93.70924499
1460
传动比
传动装置总传动比 i[a]
31.36222356
总传动比=带传动比*减速器传动比
5625 0.78 320 5625 0.78 320
0.97 0.99
160 7448.451464
减速器传动比=i[1]*i[2]
指定V带传动比 i[D]
2
减速器传动比 i
15.68111178
根据公式确定两个齿轮副传动比
试选载荷系数 K[Ft]
1.3
β[b]
ε[αv]
1.749341947
弯曲疲劳强度重合度系数 Y[ε]
螺旋角系数 Y[β]
0.777782005 计算YfaYsa/σF
当量齿数 Z[v1]
26.27234788
当量齿数 Z[v2]
查表齿形系数 Y[Fa1]
2.65
查表齿形系数 Y[Fa2]
查表应力修正系数 Y[sa1]
1.4 1.44
按实际载荷系数计算的齿轮模数 m[n] (mm)
1.672282501
模数 m[n] (mm) 小齿轮齿数
z1 大齿轮齿数
z2 中心距 a (mm)
修正后螺旋角 β
小齿轮分度圆直径 d1
大齿轮分度圆直径 d2
确认模数取值
2
分度圆直径 d1 (mm)
25.73610331
z1
121.8220185
计算应力循环次数
1
jl[h]
1051200000 0.93
558
N2 接触疲劳强度
K[HN2] 4.68546225
σ[H]大
522.5
1100.557886
730 68197.66696
113 20 2.433 1 29.97411909 1.658936063 1.904725669 0.985035901 550
带中心距最小值 (mm)
259
带中心距最大值 (mm)
740
初定中心距 a[0] (mm)
500
计算带长 L[d0] (mm)
1589.35
查表确定带基准长度 l[d] (mm)
1640
带长修正系数 k[l]
0.99
带的实际中心距 a
525.325
包角计算 α[1]
包角修正系数 k[α]
带长修正系数 k[l]
齿宽系数 Φd
区域系数 Z[H]
2.4
α a1
α a2
23.08711365
εα
Zε
0.867730385
小齿轮接触疲劳极限 σHlim 小 (MPA)
600
大齿轮接触疲劳极限 σHlim 大 (MPA)
计算应力循环次数
安全系数 S
1
jl[h]
N1
224353531
N2
接触疲劳强度 K[HN1]
0.95
齿宽 b
计算实际载荷系数K[H]
1.25
查表动载系数 K[V]
3277.078437
K[A]F[t1]/b
<100N/mm
1.4
K[Hβ]
41.62101596 1.06
98.42018392 1.451
2.691605
53.04795768
相应齿轮模数 m[n]>= (mm)
按齿根弯曲强度设计
2.144675276
4.68546225
输入转矩 T[1] (N*mm)
24
大齿轮齿数 z[2]
14
压力角 α
1.3
选取区域系数 Z[H]
189.8
h[an]
20.56170535
α[at1]
23.00267302
ε[α]
1
ε[β]
0.664946696
螺旋角系数 Z[β]
600
大齿轮接触疲劳极限 σHlim 大 (MPA)