课程设计报告 B. 计算圆周速度 v=
?d1tn160*1000=1.264m/s
C. 计算齿宽b及模数mnt
b=?dd1t=50.123mm
mnt=
d1tcos?Z1?2.026mm 1.494mm h=2.25*mnt=5.065mm b/h=9.896
D. 计算纵向重合度??
??=0.318?dZ1tanβ=1.093 E. 计算载荷系数 K
已知使用系数KA=1，根据v=1.264m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数Kv=1.14；由表10-4查得
22?3b?1.-3KH?=1.15+0.18*(1+0.6?1.12?0.18?d??0.23*10?+0.31*10*b=1.804; d)*d2
.3；查表10-3得K?KFa?1.4 查图10-13得KF??11.62Ha所以 载荷系数 K =KAKvKHaKH?=2879
F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1?d1t3KG. 计算模数 mn?d1cos?Z1?1.768mm2.465
Kt?60.965mm 43.73mm3) 按齿根弯曲强度设计 由式10-17： mn? 确定计算参数
A. 计算载荷系数
K =KAKvKFaKF?=2.586
32KT1Y?cos?YFaYSa2?dZ1?a[?F]2
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课程设计报告 B. 由纵向重合度??=1.903，查图10-28得螺旋角影响系数Y?=0.88 C. 计算当量齿数
Zv1?Z1cos2??26.27 同理 Zv2=105.089
D. 查取齿形系数
由表10-5查得齿形系数YFa1?2.599592； YFa2?2.148176 E. 查取应力校正系数YSa1?1.5956； YSa2=1.794 F.由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FE1?500MPa； ?FE2?380MPa
G由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1?0.85；KFN2?0.88 0.H.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 [?F]1?KFN1?FE1S?303.57MPa； 同理[?F]2=238.86MPa
计算大、小齿轮的
YFaYSa[?F]，并加以比较
YFa1YSa1[?F]1=0.01365
YFa2YSa2[?F]2=0.01632
所以,大齿轮的数值大
5) 设计计算
mn?32KT1Y?cos22?YFaYSa?dZ1?a[?F]=1.716mm
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，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，43.73需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1?60.965mm来计算应有的齿数。于是有
Z1?d1cos?mn=29.577 取Z1=30 则Z2=uZ1=120.18.取Z2=120
4. 几何尺寸计算
1) 计算中心距
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课程设计报告 a=(Z1?Z2)mn?154.592mm 将中心距圆整为155mm 136.042cos?2）按圆整后的中心距修正螺旋角
??arccos(Z1?Z2)mn2a=1435353138?14.59315.52716?15o?o''' ?'\因β值改变不多，故参数?a、K?、ZH等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1?Z1mncos? 同理 d2=248.001mm ?62.000mm 43.594) 计算齿轮宽度
b=?dd1=62.000mm 圆整后取B2?65mm B1=70mm 55此时传动比i2=4,i带=2.99,i1=3.005，经修正后得：
轴号 转速n输入功率P(kw) 3.489 输入扭矩（N.m) 69.185 （r/min） Ⅰ轴 481.605 Ⅱ轴 160.268 3.35 199.619 Ⅲ轴 40.067 3.217 766.774 Ⅳ轴 40.067 3.089 736.266 <二> 低速齿轮组的设计与强度校核
1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
A. 如课本上图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。 B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）；
C. 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，二者材料硬度差为40HBS。
D. 初选小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数为Z4=3.005*Z3=72.12，取72。
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课程设计报告 2) 按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算 d3t?确定公式内的数值
A. 试选 Kt=1.3，由图10—30选取区域系数 ZH=2.433 B. 由图10—26查得 ?a3=0.771 ?a4=0.980 所以 ?a =1.751 C. 由表10-7选取齿宽系数 ?d=1
D. 查表10—6 得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa1232KtT2(u?1)ZHZE2()
?d?au[?H]
E. 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 ?Hlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 ?Hlim4=550MPa
F. 计算应力循环次数
N3=60njLh=60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493*10
8同理 N4=1.495*108
由图10—19 查得接触疲劳寿命系数 KHN3=0.94 KHN4=0.98 G. 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则
[?H]3 = KHN3?Hlim3/S=564MPa /S=539MPa
[?H]4 = KHN4?Hlim4所以 [?H]==592.4MPa
3) 计算
A. 小齿轮分度圆直径
所以 d3t?32KtT2(u?1)ZHZE2()=81.207mm
?d?au[?H]B. 计算圆周速度
v=
?d3tnⅡ60*1000=0.681m/s
C. 计算齿宽b及模数?? b=?dd3t=1*81.207=81.207mm
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课程设计报告 ?? =d3t/Z1=3.384mm h=2.25*??=7.613mm
b/h=10.667
D. 计算载荷系数 K
已知使用系数KA=1，根据v=0.681m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数直齿轮，假设KA*Ft/b<100N/mm查表10-3得KHa?KFa?11.2;Kv=1.1；.4由表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时
2?3KH?=1.15+0.18*(1+0.6?1.12?0.18?d??0.23*102+0.31*10b?1.-3*b=1.463； )*?dd2
?1.12查图?0.18?d?得0.2310b?1.KF*由b/h=10.667,KH?=1.463,10-13?1.35；
2?3所以 载荷系数 K =KAKvKHaKH?=1.931
E. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d3?d3t3KKt?92.656mm 69.21mmF. 计算模数
d3cos?mn?d3/z3=92.656/24=3.861 ?2.798
Z34) 按齿根弯曲强度设计
mn?32KT2Y?cos?YFaYSa2?dZ3?a[?F]2
确定计算参数
A. 计算载荷系数
K =KAKvKFaKF?=1.782
B. 查取齿形系数
2.； YFa4?2.236 2.2由表10-5查得齿形系数YFa3?2.65.5； YSa4=1.754 应力校正系数YSa3?11.58
C. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE3?500MPa；
?FE4?380MPa
D. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN3?0.90；KFN4?0.9589
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E. 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则
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