根据式（8-20）计算带所需的基准长度
6
Ld'
=2a0+（dd2+dd1）+
2
π
（d2dd1d）
4a0
2
π
=[2⋅400+⋅（250+80）+
2
=1336mm
由表8-2选带基准长度Ld=1250mm。
按式（8-21）计算实际中心距a
a=a0+
5．验算主动轴上的包角α1
由式（8-6）得
α1
o
=180-
Ld-Ld'
2
=（400+
（250-80）
4⋅400
2
]mm
1250-1336
2
）mm=357mm
d2dd1d
a
⋅57.5=180-
oo
250-80
357
⋅57.5=152.6>120
o
o
o
所以主动轮上的包角合适。
6．计算窄V带的根数z
由式（8-22）知z=
Pca
（P0+∆P0）KK
αL
由n1=1440r/min，d1d=80mm，i=3，查表8-5c和表8-5d得
P0=1.6KW∆P0=0.22KW
查表8-8，得Kα=0.92，查表8-2，得KL=0.94，则
z=
取z=4。
7．计算预紧力F0
由式（8-23）知
F0
4.95
（1.6+0.22）⋅0.92⋅0.94
=3.15
=500
Pca
2.5
（
-1）+qv2
vzKα
查表8-4，得q=0.07kg/m，故
F0=[500⋅
4.95
6.029⋅4
⋅（
2.5
0.92
-1）+0.07⋅6.0292]N=178.8N
8．计算作用在轴上的压轴力Fp
由式（8-24），得
Fp=2zF0sin
9．带轮结构设计
材料选用HT200，
152.6
2
o
=[2⋅4⋅178.8⋅sin
152.6
2
o
]N=1389.6N
减速器高速级齿轮设计
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
7
2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
3）材料选择。
由表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HB，大齿轮为45钢（调质），
硬度为240HB，二者材料硬度差为40HB。
4）选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮Z2=70.2，故选Z2=70。
5）初选螺旋角＝14°
2．按齿面接触强度设计
齿面接触强度计算公式为：
d≥3
1t
2KtT1u+1ZZ
⋅
（
φε
dα
u
HE
[σH]
）
2
1）确定公式内的各计算数值
⑴试选Kt=1.6。
⑵由图<区域系数ZH>选取区域系数ZH=2.433。
⑶由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得
ε1=0.75，εα2=0.87，则α=α1
εε+ε
α2=1.62。
⑷由表10-7选取齿宽系数φd=1。
⑸由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。
⑹由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
σHlim2=550MPa。
⑺由式10-13计算应力循环次数
N1
N2
=60n1jLh=60⋅480⋅1⋅（2⋅8⋅300⋅8）=1.11⋅10
=N1/u=1.11⋅10/3.51=3.17⋅10
9
8
=0.92，K
9
Hlim1
=600MPa；大齿轮
⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数K
⑼计算接触疲劳许用应力
HN1
HN2
=0.93。
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得
[σH1]=0.92⋅600=552MPa
[σH2]=0.93⋅550=511.5MPa
[σH]=（[σH1]+[σH]2）/2=531.8MPa
2）计算
⑴试算小齿轮分度圆直径d1t由计算公式得
3
1⋅1.62⋅3.51
d≥
1t
32⋅1.6⋅95.3⋅10⋅4.512.433⋅189.82
（
）
531.8
=56.71mm
⑵计算圆周速度
v=
⑶计算齿宽b及模数mnt
1t1πdn
60⋅1000
=
π⋅56.71⋅480
60⋅1000
=1.425m/s
8
b=φdd=1⋅56.71=56.71mm
o
mnt=
dcosβ56.71⋅cos14
=
z1
20
1t
1t
=2.75mm
h=2.25mnt=2.25⋅2.75=6.19mm
b/h=56.71/6.19=9.16
⑷计算纵向重合度εβ
o
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318⋅1⋅20⋅tan14=1.584
⑸计算载荷系数K
取KA=1，根据v=1.425m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.065；由表10-4
查得K
KFβ
Hβ
=1.12+0.18（1+0.6⋅1）⋅1+0.23⋅10⋅56.71=1.42；由表10-13查得
22
-3
=1.34；由表10-3查得K=K=1.4。
故载荷系数
Hα
K=KAKVKK
HαHβ
Fα
=1⋅1.065⋅1.4⋅1.42=2.12
⑹按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
d1
⑺计算模数mn
=d
1t
3K/Kt=56.71⋅32.12/1.6=63.14mm
mn=
3．按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
dcosβ63.14⋅cos14
1
=
Z1
20
o
=3.06mm
2KTYcosβYY
2
1β
φdZ1εα
2
⋅
FαSa
[σF]
mn≥3
1）确定计算参数
⑴计算载荷系数
K=KAKVKK
FαFβ
=1⋅1.065⋅1.4⋅1.34=1.99
⑵根据纵向重合度εβ=1.584，从图<螺旋角影响系数>查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。
⑶计算当量齿数
ZV1=
ZV2=
cosβcos14
Z1
3
=
20
3
o=21.91
cosβcos14
Z2
3
=
70
3
o=76.7
⑷查取齿形系数
由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y
Fα1
=2.724；Y
Fa2
=2.227
⑸查取应力校正系数
由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y=1.569；Y
Sa1
Sa2
=1.763
⑹查取弯曲疲劳强度极限
由图10-20c查得小齿轮σ=500MPa，大齿轮σ=380MPa
⑺查取弯曲疲劳寿命系数
FE1
FE2
9
由图10-18查得K
FN1
=0.92，K
FN2
=0.93
⑻计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12），得
[σF1]=
[σF2]=
FN1Kσ
s
FE1
=
0.92⋅500
1.4
KFNσ2
s
YYFaSa
[σF]
FE2
=
0.93⋅380
1.4
=328.57MPa
=252.4MPa
⑼计算大、小齿轮的
并加以比较
YYFa1Sa1
[σF1]
YY
Fa2Sa2
[σF2]
大齿轮的数值大。
2）设计计算
mn≥3
=
=
2.724⋅1.569
328.57
2.227⋅1.763
252.4
=0.013
=0.016
2⋅1.99⋅95.3⋅10⋅0.88⋅cos14
1⋅400⋅1.62
3
2
o
⋅0.016
=1.98mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法
向模数，取mn=2.0mm，可满足弯曲强度。
为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径
d1=63.14mm，由
Z1=
d1cosβ63.14⋅0.97
=
=30.63，
mn
取Z1=31，则Z2=108.8,取Z2=109。
4.几何尺寸计算
1）计算中心距
a=
（Z1+Z2）mn
2cosβ
=
2
（31+109）⋅2
2⋅cos14
o
mm=144.33mm
将中心距圆整为144mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos
（Z1+Z2）mn
2a
o
=1332'24''
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=
d2=
4）计算齿轮宽度
Z1mn
cosβ
Z2mn
cosβ
=63.77mm
=224.23mm
b=φd1=1⋅63.77=63.77mm
10
圆整后取B2=64mm；B1=69mm。
5.结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。
其
它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计（尺寸计算从略），并绘制大齿轮零件图
（从略）。
减速器低速级齿轮设计
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
3）材料选择。
由表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HB，大齿轮为45钢（调质），
硬度为240HB，二者材料硬度差为40HB。
4）选小齿轮齿数Z1=25，大齿轮Z2=2.51⋅25=62.75，故选Z2=63。
5）初选螺旋角＝14°
2．按齿面接触强度设计
齿面接触强度计算公式为：
d≥3
1t
2KtT1u+1ZZ
⋅
（
φε
dα
u
HE
[σH]
）
2
1）确定公式内的各计算数值
⑴试选Kt=1.6。
⑵由图<区域系数ZH>选取区域系数ZH=2.433。
⑶由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得
ε1=0.77，εα2=0.84，则α=α1
εε+ε
α2=1.61
⑷由表10-7选取齿宽系数φd=1。
⑸由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。
⑹由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
σHlim2=550MPa。
⑺由式10-13计算应力循环次数
N1
N2
=60n1jLh=60⋅136.8⋅1⋅（2⋅8⋅300⋅8）=3.15⋅10
=N1/u=3.15⋅10/2.51=1.25⋅10
8
8
8
=0.95，K
Hlim1
升级会员 