减速箱计算公式等

4. 工作轴转速:nw=6x10000/（3。14D)=60000/(3.14x430）=44。4r/min

5. 选电动机：选同步转速1440r/min,额定功率3KW的Y系列三相异步电动机电机型号是

Y132M-2

6. 排速比：总速比i总=1440/44.4=32.4 链传动推荐单级传动比2—5 圆柱斜齿轮推荐单级传动比2—3 初定i链=2

I齿1=I齿2=4 7。计算各轴转速：nI=1440r/min nII=360r/min nIII=90r/min n工作=45r/min

8.计算各轴转矩:TI=9550P/nI=20N·m

TII=9550P/nII=79。6N·m TIII=9550P/nIII=318N·m

T工作=9550P/n工作=0。9N·m 9.估算轴径；各轴选材料45钢，调质处理

仅估算低速轴(其余轴转矩小，只需不比低速轴细即安全） dC3P3112324 n31810．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算:

有以上计算得，输入功率Pi=3kw，小齿轮转速n1=360r/min 齿数比u=2。

选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 选择小齿轮材料为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。 2) 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24＊2。3=56 取Z282齿轮；

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21)试算，即

3dt

确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt=1。5

KT1u1ZEZH2()Hdu

（2）计算小齿轮的转矩。T1=5.81076*104NM。 (3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1

（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝1。8Mpa

（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=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年,每天两班制，1年按300天计算） N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8)=1.09055×108 N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2。965×107

（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.948;KHN2＝0.99 （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

KHN1.lim1S[σH］=1＝＝0.948×650MPa＝616.2MPa KHN1.lim2S[σH］2＝＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= （

［σH］+ ［σH］)/2=(616。2+544.5）/2=580.36Mpa

H

2） 计算

（1) 试算小齿轮分度圆直径d1t

3d1t≥

2KT1U1ZEzh2321.55.812103.67811.92.4432（)（）HdU11.7093.678580.3

= 43。469mm

（2) 计算圆周速度

3.1443.469473.33πd1n1601000v= 601000= =1.0733m/s

（3） 计算齿宽b及其模数mnt

b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm

mnt

d1tcosz143.469cos14240mm1.7574

h=2。25mnt=2。25＊1。7574mm=3.9542mm b/h=43.469/3。9542=10.993 (4）计算重合度.

0.318dz1tan0.31824tan141.902870

(5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1。0773m/s，7级精度，由 10—8查得动载系数KV=1.05； KHα=KHβ=1 查表10—2得 KA=1.0、

查表10-4，用插值法查的7级精度,小齿轮相对支撑为非对称布置时KHβ=1。418 由b/h=10.993, KHβ=1。418插图10—13得KFβ=1。38 固载荷系数为：

K=KAKVKHαKHβ=1×1。05×1×1。418=1。6378

(6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10-10a）得 （取kt=1。2-1。4）

d1=

d1t3k1.637843.4693kt1.5 =44.7613mm

0（7） 计算模数mn

d1cos mn =

z144.7613cos141.8097mm24

3．按齿根弯曲强度设计

3 由式m≥

2KT1yfaysa()dz12Fycos2

1） 确定计算参数

由图10—20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa，大齿轮σFE2=400mpa. 由图10—18取疲劳寿命系数KFN1=0。92,KFN2=0.98 （3)查表10—28得螺旋角影响系数(4）计算当量齿数

Y0.。根据1.9028.

zv2z23zv1z13coscos14243026.273

coscos143097.4275

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1。4

KFN1FE10.925501.4S ［σF1］= ==361.429Mpa KFN2FE20.984001.4S［σF2］= ==280Mpa

（4） 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1。05×1.1×1.38=1.5939 (5） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2。6;Yfa2=12。186 （6） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787

YFa•YSa（7） 计算大小齿轮的F并加以比较

YFa1•YSa12.61.595F1=361.429=0。01147

YFa2•YSa22.1861.787F2=280=0。01395

大齿轮的数值大. 2） 设计计算

40.cos1421.59395.810761030.0139521241.709 mn≥=1。3005mm

2就近圆整为标准值（第一系列）为mn=1.5 分度圆直径d1=44。7613mm

则

z1 =d1cos/mn=44.7613＊cos140/1。5=28.954， 取z1=28 z2=u＊z1=3.678*24=106.662取107齿 4．几何尺寸计算 (1)计算中心距

zzm12n291071.5 =

a=

2cos2105=105。123mm

将中心距圆整为105mm

（2）按圆整后的 中心距修正螺旋角.

zmzarccos12n2aarccos291071.5210513.729201304345

'\"因值改变不多，故参数

kzh等不必修正.

（3)计算大小齿轮的分度圆直径.

d1=z1 mn /cos=29＊1。5/cos13043’45\"=44.781mm d 2=z2mn/ cos=107＊1.5/ cos13043’45”=165.225mm (4）计算齿宽

bdd11＊44。781=44.781mm

圆整后取B2=45mm,B1=50mm。

11．低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算:

有以上计算得，输入功率Pi=2。766kw，小齿轮转速n1=128。693r/min 齿数比u=i12=3.

选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理；

选择小齿轮材料为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。

2) 精度等级选用7级精度;

3) 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1＊u=24＊3=72 取Z72齿轮;

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10-21）试算,即

3dt 确定公式内的各计算数值 (1) 试选Kt=1.5

(2）计算小齿轮的转矩。T1=2。0526＊105NM. （3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1

（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝1。8Mpa

(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=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年,每天两班制,1年按300天计算) N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108 N2=N1/u=2。965×108/3=9.883×107

(7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.972；KHN2＝0。99 （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

KT1u1ZEZH2()HduKHN1.lim1S［σH］=1＝＝0。972×650MPa＝631.8MPa KHN1.lim2S［σH］2＝＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= （

［σH］1+ [σH]2）/2=(631.8+544.5）/2=587.75Mpa

H

2) 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

3d1t≥

2KT1U1ZEzh2321.52.0526103.11.92.4432（)（）HdU11.73.587.755 =

55.974mm

（2） 计算圆周速度

3.1455.97cos14πd1n1601000v= 601000= =0.3772m/s

0（3） 计算齿宽b及其模数mnt

b=φd*d1t=1×55.974mm=43。469mm

 mnt

d1tcosz143.469cos14240mm2。263

h=2。25mnt=2.25＊2。263mm=5.0917mm b/h=55。974/5。0917=10.993 （4)计算重合度。

0.318dz1tan0.31824tan141.902870

（5) 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.3772m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.03； KHα=KHβ=1.1 查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时由b/h=10。993, KHβ=1。4206插图10—13得KFβ=1.399 固载荷系数为：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1。1×1.42。6=1。6095

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 (取kt=1.2-1。4）

d1=

d1t3k1.609455.9743kt1.557.730cos14240 =57。303mm

(7） 计算模数mn

d1cos mn =

z2.333mm

13．按齿根弯曲强度设计

3 由式m≥

2KT1dz12yyycos()Ffasa2

1） 确定计算参数

1.由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa，大齿轮σFE2=400mpa。 2。由图10—18取疲劳寿命系数KFN1=0。969，KFN2=1 3.查表10—28得螺旋角影响系数4 计算当量齿数

Y0..根据1.9028.

zv2z23zv1z13coscos14243026.273

coscos14723074.205

（5)计算弯曲疲劳许用应力 取S=1。4

KFN1FE10.969550S1.4 [σF1]= ==380.679Mpa

KFN2FE21400S[σF2]= =1.4=285。714Mpa

5 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1。03×1。1×1。399=1.585 (6） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2。6；Yfa2=2。236 （7） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1。595；Ysa2=1。734

YFa•YSa(8) 计算大小齿轮的F并加以比较 YFa1•YSa12.61.595F1=380.679=0。010 YFa2•YSa21.7342.236F2=285.714=0.01357

大齿轮的数值大。 2） 设计计算

322.05261050.cos140.013571.71242=1。982mm

2mn≥

就近圆整为标准值（第一系列）为mn=2 分度圆直径d1=57。303mm

则

z1 =d1cos/mn=57。303*cos140/2=27。8， 取z1=31 z2=u＊z1=3*31=93取93齿 4．几何尺寸计算 （1)计算中心距

zzm12n31932 =

a=

2cos2cos140=127.8mm

将中心距圆整为128mm

（2)按圆整后的 中心距修正螺旋角.

arccoszzm12n2aarccos319322cos14014.361501402141'\"

因值改变不多,故参数

kzh等不必修正.

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。

d1=z1 mn /cos=31＊2/cos14021'41”=mm

d 2=z2mn/ cos=93*2/ cos14021’41”=192.010mm （4)计算齿宽

bdd11＊=mm

圆整后取B2=65mm,B1=70mm。 12.链传动设计

小链轮齿数（自定)Z1=23 传动比i=3

大链轮齿数Z2=23x2=46 (2)选取链节距

初定中心距 i4 a0.33Z1(i1)p=32p

Lp链节数

Z1Z2aZZ12p2(2)2p2a

21511232p11215p22p232p

= 136

P0传动功率

KAP1.20.170.17kwKzKp1.231

(根据《机械零件》KA1.2,KZ1.23,KP1) 链节距 根据

P00.17kw,n1440r/min

由《机械零件》图14.17查出选用08A滚子链

取p=12。7mm （3) 确定实际中心距

PZZ2Z1Z2Z2Z1aLP1L8P4222中心距

22

2212.715112112151121513613684222

=412mm

(4)计算作用轴上载荷

v链速

n1z1p241512.70.08m/s601000601000

有效拉力

F11000P10000.172231Nv0.08

≤

轴上载荷 （

FQ1.2KAF11.21.222313213N是08A单排链极限位伸载荷)

FQ13800N

FQ13800N故此链轮为单排式结构

（5)链轮直径

d大大链轮直径

p12.7454.8mm18001800sinsinZ2112 p12.761.6mm00180180sinsinZ115

d小小链轮直径

(6）顶润滑方式

润滑方式 根据v , p可查出是油浴润滑

根据《机械零件》链传动的传动功率一般小于100kw,速度小于15m/s,传动比小于8。 选用此08A单排滚子链轮输入功率为1。7kw，速度为0.08m/s，传动比为7.5。 故合格。

（二)、轴的强度校核 1、齿轮的力分析计算： III轴：

圆周力Ft =

2TIII23000002795.3Nd4214.6

Fttann2795.3tan201027.683N```coscos86342径向力Fr = 轴向力FaFttan22795.3tan86`34``398.328N 2、各力方向判断如下图:

Ft Fa3、支座反力分析： 79；L342 （1）、定跨距测得:L168；L2Fr（2）、水平反力:

RBHFtL32795.342970.269NL2L37942

RDHFtRBH2795.3970.2691825.031N(3）、垂直反力：

RDVFrL2Fad42 L2L31027.68379398.328214.2

79421024.26NRBVFrRDV1027.6831024.263.423N 4、当量弯矩： (1)、水平弯矩：

MHRBHL2970.2697976651.251Nmm （2)、垂直面弯距：

MV1RBVL23.42379270.417Nmm MV2RDVL31024.264243018.92Nmm （3)、合成弯矩:

M1MHMV1

2276651.251270.41722

76651.728

M2MHMV2

2276651.25143018.9222

877.905当转矩T=300000Nmm；取0.6得： 当量弯矩：

Me2M2(TIII)

22877.905(0.6X300000)22

200314.856NmmMe1M176651.728Nmm 5、校核强度:

按扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时，只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则由［1]P339得轴的强度校核公式12-3 e其中：

① 因为轴的直径为d=45mm的实心圆轴，故取

W0.1d

3MeW[1]

②因为轴的材料为45钢、调质处理查[1］P330取轴的许用弯曲应力为：［1]=60Mpa

#eMe2W Me20.1d3

200314.8560.1453

21.982MPa[1]60MPa6、结论:

 e[1]

故轴强度足够、安全.

RBVRBVBRDVDa.轴的计算AT 简图 b.水平面、 垂直面的受 力图 c.水平面、 垂直面的 弯矩图 d.合成弯矩 图 e.转矩图 f.当量弯 矩图

RCBHRDHFtFaFrL1L2L3FtRBHRDHRRDVBVRBVFaFrMHMHMV2MV1MVM2M1MTTMe2Me1Me（三）、滚动轴承

①、根据轴承型号6208查［4]P383表8-23取轴承基本额定动载荷为:C=29500N;基本额定静载荷为：Cor18000N

因为:Fa1Fa2Fr122Fa2398.3282199.1N

RBHRBV

970.2693.42322

970.275NFr2RDHRDV

221825.0311024.2622

2092.808NFa1Cor199.118000Fa1Cor 0.011 根据

的值查[1]P298表10—10,利用差值法求得

e=0.184 ； X=0。56 ； Y=2.362

Fal199.10.2053e0.184由[1］②、P298表10-10查得X=0.56 ； Frl970.275Y=2。362

根据轴承受中等冲击查［1]P298表10-9取轴承载荷系数为：

Pfp(XFr1YFa1)

1fp1.2

1.2(0.56970.2752.362199.1)1216.535③、

Fa2Fr2199.12092.8080.0952e0.184由[1]P298表10—10查得X=1 ;

Y=0

根据轴承受中等冲击查［1］P298表10-9取轴承载荷系数为:

1.2(12092.8080199.1)P2fp(XFr2YFa2)

fp1.2

2511.37

④、因为是球轴承，取轴承寿命指数为:3

nnⅢ28.826r/min PP2

由［1]P297轴承寿命公式10-2a得:

106C()  LhhP =

106(295002511.37)937126.695h

36028.826  L`h36016846080h

LhL`h

故轴承使用寿命足够、合格.