小齿轮：7HKGB10095-1998 大齿轮：7HKGB10095-1998
2)确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值，查表可得 ①第Ⅰ公差组检验切向综合公差Fi
小齿轮的切向综合公差Fi=Fp+ff=36μm+11μm=0.047mm 大齿轮的切向综合公差Fi=Fp+ff=90μm+13μm=0.103mm ②第Ⅱ公差组检验齿形公差ff 小齿轮的齿形公差ff=0.011mm 大齿轮的齿形公差ff=0.013mm ③第Ⅲ公差组检验齿向公差Fβ 小齿轮的齿向公差Fβ=0.016mm 大齿轮的齿向公差Fβ=0.016mm 3)确定齿轮检验公法线长度的偏差Ew
①对齿轮检验公法线长度的偏差Ew，按齿厚偏差代号HK，根据表的计算式求得齿厚上偏差为
小齿轮的齿厚上偏差：Ess=-8fpt=-8×14μm=-0.112mm 大齿轮的齿厚上偏差：Ess=-8fpt=-8×16μm=-0.128mm ②齿厚下偏差
小齿轮的齿厚下偏差：Esi=-12fpt=-12×14μm=-0.168mm 大齿轮的齿厚下偏差：Ess=-12fpt=-12×14μm=-0.192mm ③公法线平均长度的上偏差为 小齿轮：Ews=ESScosα-0.72Frsinα
-0.72×0.036×sin20° =-0.112×cos20°
''' =-0.114mm
大齿轮: Ews=ESScosα-0.72Frsinα
-0.72×0.05×sin20° =-0.118×cos20°
=-0.132mm ④ 公法线平均长度的下偏差为 小齿轮：Ewi=ESicosα+0.72Frsinα
+0.72×0.036×sin20° =-0.168×cos20°
=-0.149mm
大齿轮: Ewi=ESicosα+0.72Frsinα
+0.72×0.05×sin20° =-0.192×cos20°
=-0.168mm
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4) 公法线长度及偏差表示为 按表及表注说明要求可得：
① 小齿轮公法线长度Wkn=27.424，跨齿数k=5
0.114 则公法线长度及偏差可表示为:27.424--0.149
② 大齿轮公法线长度Wkn=101.305，跨齿数k=17
0.132 则公法线长度及偏差可表示为:101.305--0.168
5) 齿轮传动中心距极限偏差及接触斑点
对齿轮传动检验中心距极限偏差fa，根据中心距a=135mm,由表可以查得
fa=±0.0315mm。检验接触斑点，由表可查得接触斑点沿齿高不小于35％，沿齿长不少于60％。 6) 确定齿坯的精度要求
小齿轮的径向圆跳动和端面圆跳动为0.018mm。 大齿轮的径向圆跳动和端面圆跳动为0.018mm。
2.1.2轴Ⅱ和轴Ⅲ相啮合的一对齿轮设计
2.1.2.1选精度等级、材料及齿数
1)材料选择及热处理方法
所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表得，选用的材料为：
小齿轮选用40Cr 调制处理 硬度为280HBS 大齿轮选用45钢 调制处理 硬度为240HBS 两者的材料硬度差为40HBS。 2)精度等级选用7级精度。
3)选小齿轮齿数为z1=30，则大齿轮齿数为z2=114。 4)选取螺旋角，初选螺旋角β=14°。 2.1.2.2按齿面接触强度设计
由公式可得
d1t≥31)确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6
2ktT1u+1ZHZE2()
υdξαu[σH]②由图选取区域系数ZH=2.433
③由图可查得ξα1=0.75，ξα2=0.82 则ξα=ξα1+ξα2=0.75+0.82=1.57
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④小齿轮的转矩为T1=169.918N?m=169918N?mm ⑤由表选取齿宽系数υd=1
⑥由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑦按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限σHlim2=550MPa
⑧由式可得，计算应力循环次数
109，n2=3.3×n1=60n1jLh=60×290.909×1×3×8×300×10=1.25×108
12⑨由图取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=1.05 ⑩计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，由式可得
[σH]1σlim11=KHNS=0.95×600MPa=570MPa [σKHN2σlim2H]2=S=1.05×550MPa=577.5MPa
?计算接触应力
[σ[σH]1+[σH]2H]=2=570+577.52MPa=573.75MPa
2)计算
①计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得
d×1.6×1699184.821t≥321×1.57×3.8×(.433×189.8573.75)2=65.68mm
②计算圆周速度
v=π×65.68×290.90960×1000m/s=0.9999m/s
③计算齿宽b及模数mnt b=1×65.68mm=65.68mm
m1tcosβ65.68×cos14nt=dZ=°30=2.124mm 1h=2.25mnt=2.25×2.124=4.779mm
bh=65.684.779=13.743 ④计算纵向重合度ξβ
ξβ=0.31υdZ1tanβ=0.31×1×30×tan14°=2.378 ⑤计算载荷系数K
已知使用系数KA=1,根据V=0.9999m/s,7级精度。
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由图查得动载荷系数Kv=1.1 由表查得KHβ=1.42 由图查得KFβ=1.40
由表查得KHα=KFα=1.1,故载荷系数
1.1×1.1×1.42=1.718 K=1×⑥按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得
d1=d1t3K1.718=65.683mm=67.25mm Kt1.6d1cosβ67.25×cos14°=mm=2.175mm Z130⑦计算模数mn=2.1.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计
2KT1Yβcosβ2YFaYSa3 mn≥2[σF]υdZ1ξα1)确定计算参数 ①计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.4×1.1=1.694
②根据纵向重合度ξβ=2.378，由图查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 ③计算当量齿数
ZV1=ZV2Z130==32.84 cos3βcos314°Z1114===124.79 cos3βcos314°④查取齿形系数，由表可得YFa1=2.49 YFa2=2.16 ⑤查取应力校正系数，由表查得YSa1=1.63 YSa2=1.81
⑥由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
⑦由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.89
⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得
KFN10.85×500=MPa=303.57MPa S1.4K0.89×380[σF]2=FN2=MPa=241.57MPa
S1.4YY⑨计算大，小齿轮的FaSa并加以比较
[σF]YFa1YSa12.49×1.63==0.01336 [σF]1303.57[σF]1=
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YFa2YSa21.81×2.16==0.01618
[σF]2241.57大齿轮的数值大 2)设计计算
22×1.694×169918×0.88×(cos14°)3mn≥×0.01618=1.761mm 21×30×1.57对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=67.25mm来计算应有的齿数，于是由
Z1=d1cosβ67.25×cos14°==32.62 mn2取Z1=33，则Z2=uZ1=125 验算传动比误差 125-3.8i=33×100％=0.31％
3.8-5％<Δi<5％,合适。 2.1.2.4几何尺寸计算
1)计算中心距
a=(Z1+Z2)mn(33+125)×2=mm=162.83mm
2cosβ2×cos14°将中心距取a=163mm
2)把圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos(z1+z2)mn(30+125)×2=arccos=14.228°
2a2×1633)其它主要几何尺寸
d1=mnz1/cosβ=2×33/cos14.228°=68.088mm d2=mnz2/cosβ=2×125/cos14.228°=257.912mm b=υdd1=0.8×68mm=54.4mm 取b2=56mm，则取b1=60mm
da1=d1+2ha=68.088+4=72.088mm da2=d2+2ha=257.912+4=261.912mm
df1=d1-2hf=68.088-5=63.088mm
df2=d2-2hf=257.912-5=252.912mm 2.1.2.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算
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