KAFt11?6.704?103?N/mm?105.665N/mm?100N/mm b63.446查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.2。
④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称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.422。由此，得到实际载荷系数
KH?KAKVKH?KH??1?1.02?1.2?1.422?1.741
3）由课表P204式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1?d1t3KH1.741?63.446?3?65.258mm KHt1.6及相应的齿轮模数mn?d1cos?65.258?cos14??mm?2.6383mm z1248.2.3、按齿面弯曲疲劳强度设计
（1）、由课本P219式（10-20）试算模数，即
mnt?32KFtT1Y?Y?cos2??dz12?(YFaYsa) [?F]1）、确定公式中的各参数值 ①试选KFt?1.3。
②由课本P200式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数
?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan14?cos20.562?)?13.140? ?av???cos2?b?1.6095?1.697 2cos13.140??0.25?0.75?0.692 1.697Y??0.25?0.75??v③计算
YFaYSa。 [?F]24247272??26.77z???78.817，查课本，v23333cos?cos14?cos?cos14?由当量齿数zv1?
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P200图10-17查得齿形系数YFa1?2.62、YFa2?2.23。
由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa1?1.62、YSa2?1.78。
由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为?Flim3?500MPa、
?Flim4?380MPa。
由课本P20810-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.84、KFN2?0.94 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由课本P207式（10-14）得
KFN1?Flim10.84?500?MPa?300MPa
S1.4K?0.94?380[?F]2?FN2Flim2?MPa?255.14MPa
S1.4[?F]1?YFa1YSa12.62?1.62??0.0141
[?F]1300YFa2YSa22.23?1.78??0.0156
[?F]2255.14因为大齿轮的
YFaYSa大于小齿轮，所以取 [?F]YFaYsaYFa4Ysa2??0.0156 [?F][?F]2④由课本P218式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y?。
Y??1???2）、试算模数
?120??1?1.905?14??0.778 120?mnt?32KFtT1Y?Y?cos2??dz1232YFaYSa2?1.3?212.66?10?0.692?0.778?cos14??()?3?0.0156mm[?F]1?242?1.965mm
（2）、调整齿轮模数 1）、计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。
d1?mntz11.965?24?mm?48.604mmcos?cos14?
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v??d1nⅠ60?1000???48.604?38860?1000ms?0.987ms
②齿宽b。
b??dd1?1?48.604mm?48.604mm
③宽高比
b。 h?h?(2han?cn?)mt?(2?1?0.25)?1.965mm?4.42125mm
b48.604??10.99 h4.421252）、计算实际载荷系数KF。
①根据v?0.987ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载荷KV?1.02。
2T12?212.66?103?N?8.751?103N， ②由Ft1?d148.604KAFt11?8.751?103查P?N/mm?180.047N/mm?100N/mm，195表10-3得齿面载
b48.604荷系数KF??1.1。
③由P196表10-4用插值法查得KH??1.419，结合
b?10.99查课本P197图10-13，得hKF??1.34。
则载荷系数为
KF?KAKVKF?KF??1?1.02?1.1?1.34?1.503
3）、由课本P204式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
mn?mnt3KF1.503?1.965?3?2.062 KFt1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn?2.5；为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1?65.258mm来计算小齿轮的齿数，即：
z1?d1cos?65.258?cos14???25.328。 mn2.5取z1?26，则大齿轮齿数z2?uz1?3?26?78。
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8.2.4、几何尺寸计算 计算分度圆直径 （1）计算中心距
a?(z1?z2)mn(26?78)?2.5?mm?133.980mm
2cos?2?cos14?将中心距圆整至135mm。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故应按低速级圆柱齿轮的中心距计算，即a=290mm，并调整小齿轮齿数z1?56，则z2?uz1?3?56?168。
（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(56?168)?2.5?arccos?15.09?
2a2?290（3）计算小、大齿轮的分度圆直径
d1?z1mn56?2.5?mm?145.0mm cos?cos15.09?z2mn168?2.5??435.0mm cos?cos15.09?d2?（4）计算齿轮宽度
b??dd1?1?145mm?145mm
取b1?150mm、b2?145mm （5）修正齿轮的圆周速度
v?参数 齿轮 材料 齿数 模数/mm 压力角 传动比 中心距/mm 齿宽/mm ?d1nⅠ60?1000???145?38860?1000?2.946
中间轴齿轮3 小齿轮 低速级齿轮4 大齿轮 高速级齿轮1 小齿轮 中间轴齿轮2 大齿轮 40Cr（调质），硬度为280HBS 56 45钢（调质）硬度为240HBS 168 40Cr（调质），硬度为280HBS 32 45钢（调质）硬度为240HBS 96 2.5 20° 3 290 4.5 290 b1?150 145 b2?145 435 第 21 页
b3?150 144 b4?144 432 直径分度圆
/mm 基圆 齿顶圆 齿根圆 135.680 150 138.750 右旋 407.039 440 428.750 左旋 135.316 156.015 135.765 左旋 405.947 442.215 421.965 右旋 旋向 8.3、齿轮的结构设计 高速轴齿轮1和中间轴齿轮3做成实心式，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如下图所示。
9、轴的设计计算
9.1、原始参数 PⅠ=8.64kW PⅡ=8.30kW PⅢ=7.97kW TⅠ=212.66N2m TⅡ=612.89N2m TⅢ=1765.56N2m nⅠ=388r/min nⅡ=129.33r/min nⅢ=43.11r/min 9.2、高速轴以及传动轴承的设计 图9.1 高速轴的结构示意图
9.2.1、输入轴上的功率PⅠ，转速nⅠ，转矩TⅠ。 PⅠ=8.64kW，TⅠ=212.66310N2mm，nⅠ=388r/min 9.2.2、作用在齿轮上的力 因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1?145mm
32T2?212.66?103ⅠFt???2933.24N
d1145
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