(3)计算圆周速度V，
v??dm1n160?1000???152.2?3060?1000?0.239ms (21)
(4)计算齿宽b及模数，
R?d1182.645??129.15mmo(22) 2sin?12?sin45
1b??R?R??129.15?43.05mm 3 (23)m?d1182.645??7.61mm(24) z124
7.2.3 按齿根弯曲强度设计
由式（10-23）得，
m?3?4K?T1?R??1?0.5?R?2?z2YFa?YSau2?1[?F](25)
确定公式内的各计算数值，由图10-20c查得弯曲疲劳强度极限
?FE1??FE2?380MPa，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
KFN1?KFN2?0.96，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：
[?F]1?[?F]2?KFN??FE0.96?380??260.57MPa S1.49载荷系数 K?KA?KV?KF??KF??1?1.1?1.1?1.09?1.31
查表10-5得
YFa?2.465 YSa?1.645
YFa?YSa2.465?1.645??0.01556则： [?] 260.57Fm?34K?T1?R??1?0.5?R?2?z2YFa?YSa?5.493mm2 u?1[?F]对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由表10-6，取m=6，同时满足弯曲强度和接触疲劳强度，取
d182.645??30.44d1?182.645mm，Z? m6取Z1?Z2?31。
16
所以，锥距
R?d?129.15mm 2sin?1b??R?R?1?129.15?43.05mm 37.3 槽轮机构的设计计算
槽轮机构的基本结构形式分为外槽轮机构和内槽轮机构两种，由前面所设计的数据，可推算出槽轮的转位分度时间tf?1.5s，槽轮的停歇时间td?4.5s 7.3.1 外槽轮机构
外槽轮机构的动停比k为槽轮的转位时间tf与停歇时间
td之比，即
z?241k???1??tdz?2z?23， (26)
得z?4。
销数m?1，n?10rmin，a?120mm。
由表
3-2
得：
tf2??360??90?z，
2??180??2??90?，
T?6s。 ??sin??0.70711，槽轮一个循环的时间为
由式（3-5）得拨盘转速为:
?z?2?30?4?2?30n1?????10rmin????(27) ?z?td?4?4.5 z?230t?（)??1.5s由式3-4a得转位分度时间为：f(28) zn1
由式（3-36）得圆销中心轨迹半径：
R?asin??120?sin45??84.85mm
按结构取圆销半径rA?8mm，由式（3-35）得槽轮外圆半径：
(29)
R1?2rA?(Ccos?)2?64?(120?cos45?)2?85.23mm (30)
取圆销与轮槽底部之间的径向间隙
由式（3-37）得轮槽深度为：
??5mm。
(31)
h?R?R1?a?rA???84.85?85.23?120?8?5?63.08mm
17
由式（3-38）得拨盘回轮轴径
d1?2(a?R1)?69.54mm
(32)
由式（3-32）求得拨盘上锁止弧所对中心角为，
??2??2??360??90??270? (33)
取槽轮在槽口处厚度 b?5mm。
由式（3-34）得锁止凸弧半径：
rs?r?rA?84.85?8?76.85mm
槽轮角加速度为:
d2?2?1??2sin?1?2??2dt1?2?cos?1??2????2?12
2(34)
由式（3-15）可求得槽轮发生最大角加速度时拨销所在的位置，
?1?2max?arccos[??1??1?????4?4??22????2](35) ?
21??21?0.70711??0.53033 4?4?0.70711故:
?1?2max?arccos[?0.53033?0.530332?2]?11?27?49??
7.4 高速级齿轮传动的齿轮设计及计算
7.4.1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数
由于速度不高、故选用7级精度（GB10095-88）。
由参考文献[14]表10-1选择小齿轮材料为40Gr（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，选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=4.714×24=113.13，取Z2=114。 7.4.2 按齿面接触强度设计
由式（10-9a） 试选载荷系数：
d1t?2.32?3K?T1u?1?ZE???????du?[?H]??2
(36)
Kt?1.1。
95.5?105?P1T1??26.816?103N?mm(1)小齿轮传递的转矩：由参n1，
18
考文献[14]表10-7选取齿宽系数
12?d?1，
由参考文献[14]表10-6查得材料的弹性影响
.8MPa，由参考文献[14]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触系数 ZE?189疲劳强度极限
?Hlim?60M0Pa，大齿轮的接触疲劳强度极限
?Hlim?550MPa。
(2)由参考文献[14]式10-13计算应力循环次数：
N1?60n1jLh?60?1400?1?(1?8?300?10)?2.184?109
2.184?109N2??4.633?108
4.714由参考文献[14]图10-19取接触疲劳寿命系数
KHN1?0.93，KHN2?1.04
(3)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1,由参考文献[14]式（10-12）得：
KHN1??lim1[?H]1??0.93?600?558MPa S[?H]2?KHN2??lim2?1.04?550?572MPa S则
d1t?2.32?3K?T1u?1?ZE??????37.24mm?? ?du?[?H]??2圆周速度： 齿宽
v???d1t?n160?1000??37.24?466.6760?1000?0.91ms
(37)
b??d?d1t?1?37.24?37.24mm
mt?(4)计算齿宽与齿高之比bh，模数 齿高
d1t37.24??1.55mm z124，
h?2.25mt?2.25?1.55?3.49mm。
b37.24??10.67 则 h 3.49 (38)
19
(5)计算载荷系数，根据v?0.91ms，7级精度，由参考文献[14]图10-8查得动载系数
Kv?1.07，直齿轮KH??KF??1，由表10-2查得使用系数KA?1，
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH??1.417，查图10-13得KF??1.32，故载荷系数为：
K?KA?KV?KH??KH??1?1.07?1?1.417?1.516K1.516?37.24?3?41.44mm Kt1.1
(39)
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献[14]式（10-10a）得：
d1?d1t3(7)计算模数m，
m?d141.44??1.726mm(40) z124
7.4.3 按齿根弯曲强度设计
由文献[14]式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
m?32K?T1?YF??YS??2??d?z1?[?F]????
(41)
(1)由参考文献[14]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强 度极限
?FE1?500MPa，大齿轮的弯曲强度极限?FE2?380MPa。
(2)由参考文献[14]图10-18取弯曲疲劳寿命系数
KFN1?0.83
KFN2?0.89。
(3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由参考文献[14]式（10-12）得：
[?F]1?KFN1??FE10.83?500??296.43MPa S104KFN1??F10.89?380[?F]1???241.57MPa S1.4(4)计算载荷系数K，
K?KA?KV?KF??KF??1?1.07?1?1.32?1.4124(5)查取齿形系数，由参考文献[14]表10-5查得
20
(42)
YFa1?2.65，YFa2?2.169。