v??d3nⅢ60?1000???106.032?43.1160?1000ms?0.239ms
②齿宽b。
b??dd3?1?106.032mm?106.032mm
③宽高比
b。 h?h?(2ha?c?)mt?(2?1?0.25)?4.418mm?9.9405mm
b106.032??10.67 h9.94052）计算实际载荷系数KF。
①根据v?0.239ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载荷KV?1.01。
2T32?1765.56?103?N?3.330?104， ②由Ft3?d3106.032KAFt31?3.330?104?N/mm?314.056N/mm?100N/mm，查P195表10-3得齿面b106.032载荷系数KF??1.0。
KH??1.433，结合③由P196表10-4用插值法查得
b?10.67查课本P197图10-13，得hKF??1.35。
则载荷系数为
KF?KAKVKF?KF??1?1.01?1.0?1.35?1.3635
3）由课本P204式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
m?mt3KF1.3635?4.418?3?4.489 KFt1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模
数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.489，并就近圆整为标准值m=4.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?140.14mm,算出小齿轮齿数z3?d3140.14??31.142。 m4.5取z3?32，则大齿轮齿数z4?uz3?3?32?96。 8.1.4、几何尺寸计算
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（1）计算分度圆直径
d3?z3m?32?4.5mm?144mm
d4?z4m?96?4.5mm?432mm
（2）计算中心距
a?d3?d4144?432?mm?288mm 22（3）计算齿轮宽度
b??dd3?1?144mm?144mm
考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽
（5～10）mm，即
b3?b?(5～10)mm?144?(5～10)mm?149～154mm
取b3?150mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b4?b?144mm。
8.1.5、圆整中心距后的强度校核
上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过变位法进行圆整。这里采用变位法将中心距就近圆整a’=290mm。圆整时，以变位系数和不超出课本P206中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如z3、z4、m、?、?等保持不变。 （1）计算变位系数和
①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿数高降低系数。
?'?arccos[(acos?)/?']?arccos[(288?cos20?)/290]?21.059?
z??z3?z4?32?96?128
x??x3?x4?(inv?'?inv?)z?(inv21.059??inv20?)?128?2tan?2tan20?
(0.0174971?0.0149044)?128??0.4562tan20?y?a'?a290?288??0.444 m4.5?y?x??y?0.456?0.444?0.012
从课本P206图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 ②分配变位系数x3、x4。
由课本P207图10-21b可知，坐标点(z?x?,)?(64,0.228)位于L12和L13之间。按这两条22第 14 页
线做射线，再从横坐标的z3、z4处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是
x3?0.335、x4?0.135
（2）齿面接触疲劳强度校核
T3?1765.56?103N?mm、?d?1、先计算课本P203式（10-10）中的各参数：KH?1.455、
d3?144mm、u=3、ZH?2.53、ZE?189.8MPa、Z??0.8829。将它们带入式（10-10)，
得到
122KHT3u?12?1.456?1765.56?1033?1?H??ZHZEZ????2.53?189.8?0.8829?dd32u1?14433?642.38MPa?[?H]齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
(3）齿根弯曲疲劳强度校核
先计算课本P200式（10-6）中的各参数：KF?1.3635、T3?1765.56?10N?mm、
3?d?1、z3?32。YFa3?2.65、YSa3?1.58、YFa4?2.24、YSa4?1.77、Y??0.701、m=4.5、
将它们代入式（10-6），得到
?F32KFT3YFa3YSa3Y?2?1.3635?1765.56?103?2.65?1.58?0.701??2?dm3z31?4.53?322
?151.44MPa?[?F]3?F42KFT3YFa4YSa4Y?2?1.3635?1765.56?103?2.24?1.77?0.701??32 ?dmz41?4.53?322?143.41MPa?[?F]4齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
8.2、高速级齿轮传动的设计计算
8.2.1、选取精度等级、材料、齿数及螺旋角
（1）选用斜齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB 10095-88)。
（2）材料选择。由课本P，硬度为280HBS；大齿191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2?i齿轮z1?3?24?72。 （4）取压力角为20°。 （5）初选螺旋角??14?。 8.2.2、按齿面接触强度设计
（1）、由机械设计课本P219设计计算公式（10-24）进行计算，即
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d1t?32KHtT1u?1ZHZEZ?Z?2??()
??H??du1）确定公式内的各参数值 ①试选KHt?1.6。
②小齿轮传递的转矩为。T1?9.55?106P8.64?9.55?106??212.66?103N?mm。 n388Ⅰ③查课本P206表10-7选取齿宽系数?d?1。 ④由课本P203图10-20查得区域系数ZH?2.433。
⑤由课本P202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa。 ⑥由课本P202式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z?。
12tan?ntan20?)?arctan()?20.562?cos?cos14?zcos?24?cos20.562??at1?arccos(1?t)?arccos()?29.974?z1?2hancos?24?2?1?cos14??t?arctan(?at2?arccos(???z2cos?t72?cos20.562?)?arccos()?24.150??z2?2hancos?72?2?1?cos20?
[z3(tan?at1?tan?t')?z4(tan?at1?tan?t')]2?[24(tan29.974??tan20.562?)?72(tan24.150??tan20.562?)]??1.60952??ztan?1?24?tan14????d1??1.905??Z???4???4?1.60951.905(1???)???(1?1.905)??0.68003??31.6095⑦计算接触疲劳许用应力??H?。
由课本P211图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1?600MPa、
?Hlim2?550MPa。
由课本P209式（10-15）计算应力循环次数：
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9N1?60nⅠJLh?60?388?1?(2?8?300?10)?1.117?10N11.117?109N2???3.723?108i3由课本P208图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1?0.96,KHN2?1.06(允许有一定点蚀）取失效概率为1%、安全系数S?1，由课本P207式（10-14）得KHN1?Hlim10.96?600?MPa?576MPaS1K?1.06?550[?H]2?HN2Hlim2?MPa?583MPaS1[?H]1?取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[?H]?[?H]2?583MPa
⑧由课本P219式（10-23）可得螺旋角系数Z?。
Z??cos??cos14??0.985
2）、试算小齿轮分度圆直径
d1t?32HHtT1u?1ZHZEZ?Z?2??()?du[?]
3(2?1.6?212.66?10)(3?1)2.433?189.8?0.68?0.9852?3??()13583?63.446mm（2）、调整小齿轮分度圆直径 1）、计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。
v??d1tnⅠ60?1000???63.446?38860?1000ms?1.289ms
②齿宽b。
b??dd1t?1?63.446mm?63.446mm
2）、计算实际载荷系数KH。
①由课本P192表10-2查得使用系数KA?1。
②根据v?1.289ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载系数KV?1.02。 ③齿轮的圆周力。
2T12?212.66?103Ft1??N?6.704?103N
d1t63.446
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