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考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。
（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095－88)。 （2） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
（3） 考虑到此设计减速器为同轴式，故仍选小齿轮齿数Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。
（4） 初选螺旋角仍为β＝14o。 6.2.2 按齿面接触强度设计
由机械设计课本P218设计计算公式（10-21）进行计算，即
3d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]（1）确定公式内的各计算数值 ① 试选Kt=1.6。
② 小齿轮传动的转矩为 T＝120.81×103 N?mm ③ 查课本P205表10-7选取齿宽系数?d＝0.8。
④ 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝189.8 MPa ⑤ 由课本P209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σ
⑥ 计算应力循环次数。
N1＝60n1jLh ＝60×417.39×1×（2×8×300×15）＝1.803×109
N11.803?109 N2＝＝＝5.093×108
i23.54Hlim2
Hlim1
12＝600
＝550 MPa。
⑦由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。 ⑧查课本P217图10-30选取区域系数ZH=2.433 。
⑨由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度??1＝0.77 ，??2＝0.855。则??＝??1+??2＝1.625
⑩ 计算接触疲劳许用应力
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取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式（10-12）得:
[?H]1=[?H]2＝
则许用接触应力为：
KHN1?Hlim1=0.9×600＝540 MPa SKHN2?Hlim2＝0.95×550＝522.5 MPa S?HH??＝??
（2）设计计算
??H?1???H?22＝
540?522.5＝531.25 MPa 2①试算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得
52KZ2?1.64.542.433?189.82u?1?10ZtT1?1.208?E)?()＝66.049 mm d1t???(H?1.6253.54531.25?d?0.8u[?]?H33②计算圆周速度?。
?＝???d1tn1??66.049?417.39?＝＝1.443m/
60?1000 60?1000③计算齿宽b和模数mnt。
计算齿宽b b＝?d?d1t＝52.839 mm 计算摸数mn
d1tcos?49.53?cos14?66.049?cos14mnt=??2.00mm＝＝2.67 mm
24Z124④计算齿宽与高之比
b。 h 齿高 h＝2.25mnt＝2.25×2.67＝6.008 mm
⑤计算纵向重合度
b66.049＝＝10.99 h6.008??＝0.318?d?1tan?＝0.318?0.8?24?tan14?＝1.522
⑥计算载荷系数K。
已知使用系数KA=1，根据?＝1.443 m/s，7级精度, 由课本p194图10-8查得动载系数KV＝1.07；由课本p196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对
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称布置时，KH?＝1.423；由
b＝10.99，KH?＝1.423查图10-13得 KF?＝1.35；由h课本p195表10-3 得: KH?＝KF?＝1.4。故载荷系数
K＝KA KVKH? KH? ＝1×1.07×1.4×1.423＝2.13
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1＝d1t⑧计算模数mn
d1cos?51.73??cos14?72.658cos14mn＝??2.09mm＝＝2.94 mm
24Z1243K2.13＝66.049×3＝72.658 mm Kt1.66.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
3mn≥
2KT1Y?cos2?YF?YS?() 2[?]?dZ1?aF（1）确定计算参数 ① 计算载荷系数。
K＝KA KVKF? KF?＝1×1.07×1.4×1.35＝2.02
② 根据纵向重合度??＝1.903，从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数
Y?＝0.88
小齿轮传递的转矩T1＝120.81 kN·m。
确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2
＝85。传动比误差 i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，Δi＝0.017％5％，允许。
③ 计算当量齿数。
ZV1＝Z124＝＝26.27 cos3?cos314?Z285＝＝93.05 cos3?cos314?ZV2＝④ 查取齿形系数和应力校正系数。 查课本p200表10-5得
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齿形系数YFa1＝2.592；YFa2＝2.193 应力校正系数YSa1＝1.596；YSa2＝1.783
查课本p207图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FF1?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FF2?380MPa。
查课本p206图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85；KFN2＝0.88。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ⑤ 计算接触疲劳许用应力。
[?F]1＝[?F]2＝
计算大小齿轮的
KFN1?FF100.85.86?500＝＝303.57 MPa ??307.141.4S1.4KFN2?FF200.88?380380.93?＝＝252238.86 MPa ??.431.4S1.4YF?FS?[?F]并加以比较。
2.592?.5962.592?11.596?0.01347＝0.013 16
307.14314.29YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2?＝
2.211?1.7742.193?1.783??00.016 40 .01554＝＝
252.43238.86大齿轮的数值大，故选用。 （3）设计计算
mn?32?2.02?1.208?105?cos214??0.01640＝2.16 mm 220.81??2424??1.6251.625对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn＝2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝66.049mm来计算应有的齿数.于是由:
66.049?cos14?z1＝＝25.63 取z1＝26
2.5那么z2＝uz1＝3.54×26＝92.04，取 z2＝92。 6.2.4 几何尺寸计算
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（1）算中心距 a＝
(z1?z2)mn（25?92）?2.5＝＝141.906 mm
2cos?2?cos14?将中心距圆整为141mm。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a＝203 mm。并调整小齿轮齿数Z1＝35，则Z2＝ui＝3.54×35＝123.9，圆整为124。
（2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角
?＝arccos
(Z1?Z2)mn（35?124）?2.5＝arccos＝11?7?4??
2a2?203（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1＝d2＝
（4）计算齿轮宽度
B＝?d1＝0.8×89.37071.496 mm ?1?51.53mm?＝51.53圆整后取 B2＝75 mm；B1＝80 mm。 （5）修正齿轮的圆周速度
z1mn25??2243?＝＝89.370 mm ?cos?cos14.01cos161?4??z2mn81??22152?＝＝316.628 mm ????cos?cos14.101cos164?＝
?d1n160?1000＝
??89.370?417.3960?1000
＝1.952m/
表6.1 各齿轮的设计参数
齿轮 参数 材料 齿数 螺旋角 模数 齿宽/mm 中心距/mm 齿轮圆周速/m/s 修正传动比 1.952 3.54 80 高速级齿轮1 40Cr（调质），硬度为280HBS 35 中间轴齿轮2 中间轴齿轮3 低速级齿轮4 45钢（调质） 硬度为240HBS 102 45钢（调质） 40Cr（调质），硬硬度为240HBS 度为280HBS 124 29 11?7?4?? 2.5 75 203 95 14?5?4?? 3 90 0.555 6.3 齿轮的结构设计
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