查教材书表4-2取Ld=1600㎜。 ④确定中心距a a=493.5mm Lc?Ld1600?1613=500+=493.5㎜ a=a0+22 a调整围： amaxLd=1600mm =a+0.03Ld=493.5+0.03×1600=541.5㎜ amin=a-0.015Ld=493.5-0.015×1600=469.5㎜ 5）验算包角α1按教材书式4-28得： (dd1?dd2)(280?100)α1≈180°-×60°=180°-×60°a493.5 =158＞120符合要求 6）确定带根数Z 按教材书式4-29： Z≥Pc≤Zmax ?P00 α1=1580 按教材书式4-19，单根V带所能传递的功率 ?p0=Kα(p0+Δp1+Δp2 ) 按教材书式4-20得包角系数Kα Kα=1.25(1?5α?1180? )=1.25×(1?5?158180 )=0.95 由教材书表4-2查得： C1=3.78×10-4 C2=9.81×10-3 C3=9.6×10-15 C4=4.65×10 L0=1700㎜ -52πn02π?1420ω1===148rad/s 6060 由教材书式4-18、4-21、4-22可知： P0=dd1ω1［C1-c2-C3(dd1ω1)2-C4lg(dd1ω1)］ dd19.81?10?3=100×148×[3.78×10--9.6×10-15 (100?148)2 100-4 -4.65×10×lg(100×148)］ =1.24 Δp1=C4dd1ω1lg-521?10c211(?1)c4dd1s 2=4.65×10×100×148lg=0.19 9.81?103111?10(?1)4.65?10?51002.8-5LΔp2= C4dd1ω1lgd L0=4.65×10-5×100×148×lg可得： 1600=-0.00243 1700P0=1.24 △P1=0.19 p?pK=(++)=0.95×(1.24+0.19-0.00243)=1.36 ΔpΔp00α12△P2=-0.00243 由教材书式4-29：V带的根数：Z≥7）确定初拉力F0： 查教材书表4-1： q=0.1kg/m 按教材书式4-30：F0=500Pc2.5(-1)+qv2 vzKαP0＇=1.36 Pc2.716==1.99取Z=2根 ?1.36P0 Z=2 F0=155N 2.7162.5?(?1)?0.1?7.42 =500×7.4? 20.95=155N 8）计算轴压力Q 按教材书式4-31：Q=2F0Zsin9）确定带轮结构 小带轮dd?(2.5~3)ds，采用实心结构 a0158?=2×155×2×sin=608.6N 22 Q=608.6N 大带轮采用孔板式结构 d1=1.8d=1.8×26=46.8mm 查设计资料表7-8得 e=15，f=10，he =12，δ=6，φ=340，ba=11mm,hamin =2.75 带轮的宽度：B=（z-1）e+2f=（2-1）×15+2×10=35mm N1=1×109 N2=3.58×108 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 原始数据：电动机的输出功率 ：2.345kW 小齿轮转速 ：507r/min 传动比 ：4.067 单向传动，工作载荷有轻微冲击， 每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年 1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1：齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1：齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）。 σHlim1?580MPa 查教材图5-16（b）：小齿轮齿面硬度为240HB时， σ 大齿轮齿面硬度为200HB时，Hlim2?550MPa 计算应力循环次数：由教材书式5—33得： N1=60n1jLh=60×507×1×(10×8×300)=7.3×108 8 N2=N17.3?10=1.79×108 ?i4.067查教材书图5-17得：ZN1?1.06，ZN2?1.12 由教材书式5-29得：Zx1?Zx2?1.0 （精加工齿轮） 取Zw=1.0，SHmin=1.0，ZLVR?0.92 由教材书式5-28确定疲劳许用应力： σHlim1580[?]?565.6MPa ZN1Zx1ZWZLVR=?1.06?1.0?1.0?0.92=565.6Mpa H1SHmin1.0[?H]2?566.7MPa σHlim2550 [σ]?ZZZZ?1.12?1.0?1.0?0.92=566.7MPa =H2N2x2WLVRSHmin1.0 [σH]1? 因为[σH]1<[σH]2，所以计算中取[σH]=[σH]1=565.6MPa 2、按接触疲劳强度确定中心距a 小齿轮转矩：T1=44180N?mm Z=2.44 H2?1.2，暂取螺旋角β?13?,φa?0.3 初选KtZεt φa?0.3ZE?189.8MPa由教材书式5-42得：Zβ?cosβ?cos13?0.987 由教材书表5-5得： ZE=189.8MPa 估取αn=20° 端面压力角：αt?arctan(tanαtan20n)?arctan()?20.4829? cosβcos13?Z?=0.987 ZH=2.44 基圆螺旋角：βb?arctan(tanβcosαt)?12.2035? ZH?2cos?b?2.44 cos?t?sin?t由教材书式5-39计算中心距a： a≥(u+1)3KT1?ZHZEZεZβ??? ??2φau??σH??221.2?44180?2.44?189.8?0.987???=?4.067?1??3?=121.7mm 2?0.3?4.067?565.6? a=125mm 圆整取： a=125mm 估算模数： mn=(0.007～0.02)a= 0.875mm～2.5mm 取标准值： mn=2mm 2acosβ2?125?cos13? 小齿轮齿数：Z1?==24.03 mn(u?1)2?(4.067?1) Z2?uZ1=4.067×24.03=97.7 取Z1?24，Z2?98 Z98?4.08 实际传动比： i实?2?Z124 传动比误差：Δi?i理?i实4.08-4.067?100%??100% i理4.067=0.3%＜5% 在允许围 修正螺旋角：β=arccosmn?Z1?Z2?2a 2??98?24?= arccos=12°34′41″ 2?125与初选β=13°接近，ZH，Zβ可不修正。 齿轮分度圆直径：d1=mnZ12?24 ==49.180mm cosβcos12.578?Z=24 1Z2=98 mnZ22?98?=200.81mm d2=m=2 cosβcos12.578?d1=49.180mm πd1n1π?49.182?507d2=200.81mm 圆周速度： V===1.31m/s 3360?1060?10V=1.31m/s 3、校核齿面接触疲劳强度 由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得KA=1.25 按VZ11.31?24??0.31，8级精度查教材书图5-4（b）得 100100 b=40 动载系数Kv=1.024 齿宽 b=φaa=0.3×125=37.5mm 取b=40mm 按b40=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于 ?d149.180 轴承为非对称布置查教材书图5-7（a）得：Kβ=1.06
减速器设计说明书
