a) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
d1t?32?1.6?426.57?1033.75?1?2.433?189.8?0.665?0.985?????mm?82.737mm13.75?528.5?
2b) 计算圆周速度
v?
??d1t?n160?1000???82.737?153.660?1000ms?0.665ms
c) 齿宽b
b??d?d1t?1.0?82.737mm?82.737mm
d) 计算载荷系数KH
由表查得使用系数KA?1
根据v?0.665ms，7级精度，查得动载系数Kv?1.05； 由表查得KH?的值与直齿轮的相同，故KH??1.321；
因KAFt/b?1?[426.57/(109.7/2)]/109.7?70.9N/mm?100N/mm 查表得KH??KF??1.4；KF??1.18
故载荷系数：
KH?KA?KV?KH??KH??1?1.05?1.4?1.321?1.94
e) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1?d1t3KH1.94?82.737?3mm?88.225mm KHt1.6及其相应的齿轮模数mn
d1cos?88.225?cos14?mn??mm?3.57mm
z124
（3）按齿根弯曲强度设计
mnt?32KFtT1Y?Y?cos2?YFaYSa? 2[?F]?dz1①确定计算参数 a) 试选载荷系数KFt =1.6
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b) 计算玩去疲劳强度的重合度系数
c) 螺旋角系数d) 计算当量齿数
zv1?zv2z124??26.2733?cos?cos14
z290???98.52cos3?cos314?e) 查取齿形系数 查表得YFa1?2.592,YFa2?2.185
?1.596,YSa2?1.787
f) 查取应力校正系数 查表得YSa1g) 计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
?FE2?380MPa
h) 由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.84,KFN2?0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4得
???F1?KFN1??FE1???F2i) 计算
SK???FN2FE2S?0.84?500?300.0MPa1.4 0.88?500??238.9MPa1.4YFaYSa，并加以比较 [?F]YFa1?YSa1???F1??YFa2?YSa22.592?1.596?0..01379300 2.185?1.787?0.01634238.9- 11 -
???F2
大齿轮的数值大，值为0.01634
②设计计算
mnt?32?1.6?426.57?103?0.778?0.679?cos14?1?242??2?0.01634mm?2.68mm
? 调整齿轮模数
a) 圆周速度
b) 齿宽
c) 齿高h及宽高比b/h
d) 计算实际载荷系数
6.03
KF?KA?KV?KF??KF??1?1.05?1.4?1.18?1.73
e) 得出按实际载荷系数算得的齿轮模数
对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯疲劳强度出发，从标准中就近取mn=3mm。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 z1?来计算小齿轮应有的齿数。于是:
d1cos?88.225cos14???28.53，取z1?29；则z2?3.75?29?108.75，取z2?109。 mn3（4）几何尺寸计算
①计算中心距
a??Z1?Z2?mn2cos???29?109??3mm?213.34mm
2?cos14?考虑到模数从2.75mm增大整圆至3mm，为此将中心距减小圆整为213mm。 ②按圆整后的中心距修正螺旋角
??arccos
?Z1?Z2?mn2a(29?109)?3?arccos?13?37'48''
2?213- 12 -
因?值改变不多，故参数??,K?,ZH等不必修正 ③计算大、小齿轮的分度圆直径
④计算齿轮宽度
b??d?d1?1?89.52mm?89.52mm
圆整后取b1?95mm,b2?90mm
由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故采用高速级小齿轮左旋，大齿轮右旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋的方案。
总结：
传动比 法向模数(mm) 螺旋角 中心距(mm) 齿数 齿宽(mm) 直径(mm) 分度圆 齿根圆 齿顶圆 旋向
29 95 87 79.5 93 左旋 109 90 327 319.5 333 右旋 高速级 小齿轮 大齿轮 3 13°37’48’’ 213 29 95 87 79.5 93 右旋 109 90 327 319.5 333 左旋 3.75 低速级 小齿轮 大齿轮
七． 轴的结构设计及强度校核计算
1. 高速轴的设计
(1) 高速轴上的功率、转速和转矩
转速n（ 高速轴功率P（ 转矩T1（N?m） 1r/min）1kw）576 (2) 作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d1=87mm ，根据《机械设计》中公式得：
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7.1625 118.75
2T12?118.75??2729.89N?3d187?10Ftan?ntan20?Fr?t?2729.89??1022.39Ncos?cos13.63?Fa?Fttan??2729.89?tan13.63??661.94N Ft?(3) 初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表得A0=103~126取A0?112,于是 得dmin?A03P17.1625?112?3?25.95mm n1576
轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径应为
(4) 轴的结构设计
1）拟订轴上零件的装配方案（如图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a) 轴段Ⅰ-Ⅱ的设计。 Ⅰ-Ⅱ轴段上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂孔的设计同步进行。初定Ⅰ
-Ⅱ段轴径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）d1=（1.5~2.0）x30mm=45~60mm，结合带轮结构取L带轮=60mm。为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段长度略小于轮毂宽度，取L1=58mm。
b) 密封圈与轴段Ⅱ-Ⅲ的设计。 为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，轴肩
高度h=（0.07~0.1）d1=（0.07~0.1）x30mm=2.1~3mm。轴段Ⅱ-Ⅲ的轴径d2=d1+2x（2.1~3）mm=34.1~36mm，其最终由密封圈确定。查表选取毡圈35JB/ZQ4606-1997，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d2=35mm。
c) 初步选择滚动轴承与轴段Ⅲ-Ⅳ和Ⅵ-Ⅶ的设计。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选
用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，B=18mm；为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取△
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