(整理)3 高速级齿轮设计.
单级圆柱齿轮减速器的高速级齿轮传动设计
优秀设计单级圆柱齿轮减速器的高速级齿轮传动设计目录一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2)二、V带选择 (4)三．高速级齿轮传动设计 (6)四、轴的设计计算 (9)五、滚动轴承的选择及计算 (13)六、键联接的选择及校核计算 (14)七、联轴器的选择 (14)八、减速器附件的选择 (14)九、润滑与密封 (15)十、设计小结 (16)十一、参考资料目录 (16)数据如下:已知带式输送滚筒直径320mm ，转矩T=130 N ·m ，带速 V=1.6m/s ，传动装置总效率为ŋ=82%。
一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速n ω,即5.953206.1100060100060≈⨯⨯=⨯=ππυωD n r/min 一般选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。
根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。
2.选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y （IP44）系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2）电动机容量 （1）滚筒输出功率P wkw n T 3.195505.951309550P =⨯=⋅=ωω （2）电动机输出功率Pkw d 59.1%823.1P P ===ηω根据传动装置总效率及查表2-4得：V 带传动ŋ1=0.945；滚动轴承ŋ2 =0.98；圆柱齿轮传动 ŋ3 =0.97；弹性联轴器ŋ4 =0.99；滚筒轴滑动轴承ŋ5 =0.94。
（3）电动机额定功率P ed由表20-1选取电动机额定功率P ed =2.2kw 。
3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。
由表2-1查得V 带传动常用传动比范围i 1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i 2 =3~6，则电动机转速可选范围为n d = n ω·i 1·i 2 =573~2292r/min由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y112M-6。
低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数
低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数1.引言1.1 概述概述部分是文章的开端，需要概括性地介绍文章的主题和内容，引起读者的兴趣。
对于本文的主题"低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数"，可以按照以下方式进行概述：引言部分旨在探讨和比较低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的关系。
在机械设计与工程领域中，齿轮是一种重要的传动元件，用于实现动力的传递与变速功能。
而齿轮的齿数则是决定其传动特性与效率的关键参数之一。
低速级齿轮与高速级齿轮在机械传动中分别承担着不同的作用。
低速级齿轮通常用于承受较大的扭矩和转动力，主要用于较低速度、大功率的传动系统中。
而高速级齿轮则需要具备更高的转速和较小的尺寸，常见于高速转动的传动系统中。
因此，低速级齿轮与高速级齿轮的设计与选择都需要考虑其齿数的合理与适应性。
本文将探讨低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的相关性，并通过分析与比较两者的特点、设计原则和应用场景，来阐述不同齿数对于齿轮传动性能与效率的影响。
同时，本文还将介绍一些常用的设计方法和技巧，以帮助读者在实际工程设计中正确选择和应用适合的齿数方案。
通过深入研究低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的关系，读者可以更好地理解齿轮传动的基本原理，并在实践中提高齿轮传动系统的效率与可靠性。
本文旨在为读者提供一份有关齿轮齿数选择和设计的综合指南，帮助读者在工程实践中作出明智的决策，提高齿轮传动系统的性能和可靠性。
希望本文能为广大读者带来启发与指导，促进齿轮传动领域的进一步研究和应用。
文章结构部分的内容可以包括以下几个方面的介绍：1.2 文章结构本文将按照以下结构来探讨低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的关系。
首先，在引言部分，我们将对本文的研究对象进行概述。
我们将介绍低速级齿轮和高速级齿轮的定义，以及它们在机械传动系统中所起到的作用。
同时，我们也会简要讨论为什么研究低速级齿轮和高速级齿轮的齿数之间的关系是至关重要的。
接下来，我们将进入正文部分。
3高速级齿轮设计
2K H“1 u 1 Zd H Z E Z；'-H 1mm (3-2)3高速级齿轮设计3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数3.1.1压力角选定直齿圆柱齿轮，属于一般用途的齿轮传动，压力角取203.1.2精度选择带式输送机为一般工作机器（通用减速器），参考表10-6⑵，选用7级精度3.1.3材料选择由表10-1[2]，选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），齿面硬度为240HBS。
硬度差为40HBS。
3.1.4齿数选择闭式齿轮传动，试选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2为：z2= u Z| （3-1）式中：乙——小齿轮齿数；u——I轴与U轴之间的传动比。
故由式3-1，得大齿轮齿数Z2：z2=4.83 20=96.6取z2=97。
3.2按齿面接触疲劳强度设计3.2.1试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径d1t可由下式近似计算:（1）确定公式中的各参数值①试选K Ht=1.3(3-3)O d = 1。
(3-4)式中：?a ——端面重合度，按下式计算:a1=arccos[ Zcos-：：] *]N 2h =arccos[ z 2cos:Z 2 2h ；](3-5)z/tan J a1-tan J ) - z 2(tan _：:a2-tan r )2 二式中：Z 1 小齿轮齿数;z 2 -------- 大齿轮齿数； h a ---------- 齿顶高系数；② 小齿轮传递的转矩T i 为:h =9.55 106 旦 N mm式中：P i —— I 轴的输入功率，单位：kW ;n i --------- I 轴的转速，单位：r/min 。
故由式3-3,得小齿轮传递的转矩T i :T=9.55"06PN mm = 2.381 如04N mmn i③ 因为小齿轮相对支承非对称布置，所以由表10-7⑵，可查得齿宽系数 ④ 由图10-20⑵，可查得区域系数Z H =2.5。
直齿圆柱齿轮计算
（一）高速级齿轮传动设计已知条件：斜齿圆柱齿轮传动，输入功率为PI=4.17kw，齿轮转速为nI=626r/min，传动比为i2=3.7，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，转向不变。
1、齿轮基本参数选定（齿轮设计参照《机械设计》（2）教材进行设计）（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
（2）材料：参照表10-1高速级小齿轮选用45#钢调质处理，齿面硬度为250HBS。
高速级大齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为220HBS。
（3）小齿轮齿数初选为，大齿轮齿数。
2、按齿面接触强度计算由设计计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数据①试选载荷系数②计算小齿轮传递的转矩③由表10-7选取齿宽系数④由表10-6查得材料的弹性影响系数⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限⑥由式10-13计算应力循环次数。
⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数。
⑧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（10-12）得﹙2﹚计算①试算小齿轮分度圆直径,代入中最小值。
②计算圆周速度v③计算齿宽b④计算齿宽与齿高之比模数齿高⑤计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿轮,；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由，查图得；故载荷系数⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得⑦计算模数m3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,；③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由式(10-12)得④计算载荷系数K⑤查取齿形系数由表10-5查得⑥查取应力校正系数由表10-5查得⑦计算大、小齿轮的并加以比较故小齿轮的数值较大。
风力发电机齿轮增速箱毕业设计完整版
风力发电机齿轮增速箱毕业设计HUA system office room 【HUA16H-TTMS2A-HUAS8Q8-HUAH1688】摘要风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。
但由于国内风电齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国外技术。
因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。
本文设计的是兆瓦级风力发电机组的齿轮箱，通过方案的选取，齿轮参数计算等对其配套的齿轮箱进行自主设计。
1）根据风电齿轮箱承受载荷的复杂性，对其载荷情况进行了分析研究,确定齿轮箱的机械结构。
选取两级行星派生型传动方案，在此基础上进行传动比分配与各级传动参数如模数，齿数，螺旋角等的确定；通过计算，确定各级传动的齿轮参数；选择适当的齿轮。
2）对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮载荷结果。
依据标准进行静强度校核，结果符合安全要求。
3）绘制CAD装配图，并确定恰当合理参数。
关键词：风电齿轮箱；风力发电；结构设计。
ABSTRACTThe rapid development of wind power industry lead to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry．As the core component of wind turbine，the gearbox is received much concern from related industries and research institution both at home and abroad．However, due to the domestic research of gearbox for wind turbine starts late，technology is weak，especially in the gearboxfor MW wind turbine，which mainly relied on the introduction of foreign technology．Therefore，it is urgent need to carry out independent development and research on MW wind power gearbox，and truly master the design and manufacturing technology in order to achieve the goal of localization．1）The load Cases of gearbox for wind turbines ale analyzed，and the interrelation of loading cycle numbers under different torque levels is deduced according to the curve of materials’fatigue．the mechanical structure of gearbox is determined．The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected．The gear parameters of every stage transmission is calculated．，and the force analysis results is obtained．2）the static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with safety requirements．3）Draw CAD drawings, and determine appropriate reasonable parameters.KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；the wind power；Structure Design.目录第一章前言 ---------------------------------- 错误!未定义书签。
三级减速器设计
机械系统创新设计综合实践设计说明书姓名：李时召班级：机电1104学号：11221098指导教师：杜永平、李德才日期：2014.1.9目录0. 设计题目及要求 (3)1. 传动装置的总体设计 (4)1.1 传动方案的确定 (4)1.2 电动机的选择 (5)1.3 传动比的计算及分配 (7)1.4传动装置的运动和动力参数的计算 (7)2.齿轮的设计和计算 (9)2.1 高速级齿轮传动的设计计算 (9)2.2中速级齿轮设计计算 (11)2.3低速级齿轮设计计算 (14)3.轴的设计与计算 ........................................................................................................................ .17 3.1Ⅰ轴的设计.. (18)3.2 Ⅱ轴的设计计算 (19)3.3 Ⅲ轴的设计计算 (20)3.4Ⅳ轴的设计 (21)4.轴承的校核 (23)4.1 (23)4.2 (23)5.联轴器的选择 (24)5.1输入端联轴器. ............................................................................................................... (24)5.2输出端联轴器 (24)6.箱体设计与减速器的润滑 (25)6.1箱体的参数设计 (25)6.2减速器的润滑 (26)7. 经济性分析 (26)8. 设计心得 (27)9. 参考文献 (27)0. 设计题目：卷扬机传动装置设计（一）设计要求（1）卷扬机由电动机驱动，用于建筑工地提升物料，具体参数：绳的牵引力为12kN，绳的速度0.4m/s，卷筒直径500mm（2）室内工作，小批量生产。
（3）动力源为三相交流电380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。
齿轮设计公式
= 31.27。 z1 = 34 z2 = 111
计算项目及内容 2. 调整中心距后的强度校核 采用变位法调整中心距为 90mm （1） 计算变位系数和 计算啮合角，齿数和，变位系数和，中心距变动系数和齿顶高降低系数 (acosα) α′ = arccos [ ] = 18.876° α′ zΣ = z1 + z2 = 145 (invα′ − invα)zΣ xΣ = x1 + x2 = = −0.487 (2tanα) (a′ − a) y= = −0.5 m ∆y = xΣ − y = 0.013 查得分配变位系数x1 = 0.08，x2 = −0.55 （2） 齿面接触疲劳强度校核 为节省篇幅，仅给出计算结果： K H = 1.872,T1 = 1.983 × 104 N. mm， ϕd = 1， d1 = 42.5mm， i = 3.25， ZH = 2.57,ZE = 189.8MPa1 2 ,Zε = 0.862,所以 σH = 2K H T1 i + 1 ZH ZE Zε = 472.7MPa < σH = 523MPa 3 i ϕd d1
K A Ft1 = 68.46N. mm < 100������ . ������������ b = 1.2
2T1 = 1.648 × 103 N d1
由表 10-4 用插值法查得K H β = 1.414,结合b h = 10.67查得K F β = 1.34 则载荷系数为 K F = K A K v K F α K F β = 1.45 所以 m = mt
3
ห้องสมุดไป่ตู้
KF = 1.098mm K Ft
m = 1.098mm
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 1.098mm 并就近圆整为标准值m = 1.25mm，按接 触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 39.084mm，所以z1 = 取z1 = 32，则z2 = iz2 = 104 为使大小齿轮齿数互为质数，经调整得 z1 = 34 z2 = 111 1. 几何尺寸计算 分度圆直径 d1 = z1 m = 42.5mm d2 = z2 m = 138.75mm 中心距 （d1 + d2 ） a= = 90.625mm 2 齿轮宽度 b = ϕd d1 = 42.5mm 小齿轮齿宽加宽（5~10）mm，即 b1 = b + 5~10 mm = 47.5~52.5mm 取 b1 = 50mm，大齿轮b2 = b = 42.5mm
机械设计课程设计(二级减速器)
目录一、设计任务书……………………………………………………二、电动机的选择…………………………………………………三、计算传动装置的运动和动力参数……………………………四、传动件设计（齿轮）…………………………………………五、轴的设计………………………………………………………六、滚动轴承校核…………………………………………………七、连接设计………………………………………………………八、减速器润滑及密封……………………………………………九、箱体及其附件结构设计………………………………………十、设计总结………………………………………………………十一、参考资料……………………………………………………设计内容计算及说明结果设计任务书一、设计任务书设计题目4：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图2、工作条件一班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘使用期限：10年生产批量：20台生产条件：中等规模机械厂。
可加工七到八级齿轮及涡轮动力来源：电力，三相交流380/220伏输送带速度容许误差为±5%。
3、题目数据已知条件题号D1 D2 D3 D4 D5 D6 D7 D8 D9输送带拉力F（N）1500 2200 2300 2500 2600 28003300 4000 4800输送带速度v（m/s）1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.41.2 1.6 1.4滚筒直径D(mm)220 240 300 400 220 350350 400 500注：班级成员按学号选题，本设计所选题号为D3。
4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。
电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。
传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。
电动机的选择二、电动机的选择1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列380V封闭式三相异步电动机。
齿轮传动计算
齿轮传动设计计算试设计如图所示带式输送机用二级圆柱齿轮减速器中的斜齿圆柱齿轮传动。
已知电动机的型号为Y132M-4（额定功率P ＝7.5kW ，满载转速n 1＝1 440 r/min ），高速级齿数比u h ＝5.2，低速级齿数比u l ＝3.7，单向传动，工作机载荷有轻微冲击，每天工作15小时，预期使用寿命10年。
[解]Ⅰ、高速级齿轮传动设计1．选择齿轮材料、热处理、精度等级及齿数（1）运输机为一般工作机器，高速级齿轮选择常用材料及热处理，7级精度。
（2）小齿轮：40Cr （调质），齿面硬度280HBS ；大齿轮：45钢（调质），齿面硬度240HBS 。
硬度相差40HBS 。
（3）选择小齿轮齿数z 1＝31，大齿轮齿数z 2＝uz 1＝5.2×31＝161.2，可取z 2＝161，（传动比误差＜0.124﹪）。
（4）选取螺旋角，初取β＝14°。
（5）当量齿数：z v1＝z 1/cos 3β ＝31/cos 314°＝33.9，z v2＝z 2/cos 3β ＝161/cos 314°＝176.2 2．按齿面接触疲劳强度设计 式（8-18）32H βH E αd 11][12⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σZ Z Z u u εKT d φ1）确定计算参数（1）试选载荷系数K t ＝1.9 （2）计算小齿轮传递的转矩T 1mm N 10974.414405.71055.91055.9461161⋅⨯=⨯⨯=⨯=n P T（3）由表8-12，选取齿宽系数φ d ＝1.0（4）由表8-9，查得弹性系数Z E ＝189.8MPa （5）由图8-19，查得节点区域系数Z H ＝2.431—电动机，2—高速级联轴器，3—减速器，4—高速级齿轮传动，5—低速级齿轮传动，6—低速级联轴器，7—输送机滚筒带式输送机传动简图（6）端面重合度705.114cos 16113112.31.88cos 112.31.8821α=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±-=βz z ε （7）螺旋角系数0.98514cos cos β=== βZ （8）由图8-13c ，按齿面硬度查取接触疲劳极限：小齿轮σ Hlim1＝720 MPa ，大齿轮σ Hlim2＝580 MPa ；（9）由式（8-13），计算应力循环次数NN 1＝60jnL h ＝60×1×1440×（15×300×10）＝3.888×109 N 2＝N 2/u ＝3.888×109/（161/31）＝7.486×108由图8-15查得接触疲劳寿命系数：小齿轮K HN1＝0.9，大齿轮K HN2＝1.0 （10）计算接触疲劳许用应力[σ H ]取接触疲劳强度安全系数[S H ]＝1.0，由式（8-12）得MPa 6480.17209.0][][H 1Hlim HN11H =⨯==S K σσMPa 5800.15800.1][][H Hlim2HN22H =⨯==S K σσ2）计算设计参数（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，取[σH ]＝（[σH ]1＋[σH ]2）/2＝（648＋580）/2＝614 MPamm 671.41614985.043.28.1892.512.5705.10.110974.49.12][1232432H βH E αd 1t t 1=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⋅+⋅⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σZ Z Z u u εT K d φ mm 304.13114cos 671.41cos 11n =⨯==z βd m取标准模数m n ＝1.5 mm （2）计算中心距()()m m 41.14814cos 2161315.1cos 221=⨯+⨯=+=βz z m a n 将中心距圆整为a ＝148 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角()()4012131482161315.1arccos 2arccos21'''=⨯+⨯=+= a z z m βn小齿轮分度圆直径d 1＝m n z 1/cos β＝1.5×31/cos13°21′04″＝47.792 mm 齿宽b ＝φ d d 1＝1.0×47.792＝47.792 mm ，圆整取b ＝50 mm （2）计算圆周速度vs m 60.31000601440792.47π100060π11=⨯⨯⨯=⨯=n d v（3）计算载荷系数K由表8-5查得使用系数K A ＝1.25；圆周力F t ＝2T 1/d 1＝2×4.974×104/47.792＝2081.5 N ，K A F t /b ＝1.25×2081.5/50＝52.0 N/mm ＜100 N/mm 由图8-7查得动载系数K v ＝1.12；由表8-7查取齿间载荷分配系数K H α＝1.4，K F α＝1.4；由表8-8查算齿向载荷分布系数K β＝1.42，一般减速器应经过仔细跑合，可取K H β＝K F β＝1.2。
齿轮设计
齿轮传动设计（高速级）一、 齿轮的类型1、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。
2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查《机械设计基础》表11-2，选用8级精度。
3、材料选择：小齿轮材料为40MnB 调质，齿面硬度为 241~286HBS ，接触疲劳强度极限MPa H 730lim=σ，弯曲疲劳强度极限MPa FE600=σ；大齿轮材料为ZG35SiMn 调质，齿面硬度为241~269HBS ，接触疲劳强度极限MPa H 620lim=σ,弯曲疲劳强度极限MPa FE510=σ。
查《机械设计基础》表11-5，取25.1=S F ，0.1=S H 。
查表11-4，取区域系数5.2=z H （标准齿轮），弹性系数8.189=z E （锻钢-锻钢）。
有[][]MPa SFFE F F 48025.160021====σσσ，[][]MPa SHH H H 7300.1730lim 21====σσσ。
4、螺旋角：8°<β<20°,初选β=15°5、齿数：初选小齿轮齿数：191=z >17；大齿轮齿数：76.5704.3192=⨯=z ，取582=z 。
故实际传动比05.3195812===zzi 实，则%3.005.305.304.3-=-=σ≤±3%～5%二、按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬大度于350HBS,所以为硬齿面。
1、法向模数 32121][c o s 2F S F d n Y Y Z KT m σφβαα≥mm2、查《机械设计基础》表11-3，得载荷系数k=1.33、查《机械设计基础》表11-6，得齿宽系数8.0=Φd4、小齿轮上的转矩10567.23666.21055.91055.96161=⨯⨯=⨯=n P T N.m5、齿形系数 08.2115cos 19cos 3311===βz z v37.6415cos 58cos 3322===βzv z查《机械设计基础》图11-8得：88.21=αF Y ，32.22=αF Y 查《机械设计基础》图11-9得：57.11=αS Y ，72.12=αS Y 因为0094.048057.188.2][111=⨯=⋅F S F Y Y σαα和0083.048072.132.2][222=⨯=⋅F S F Y Y σαα比较(0.0094>0.0083)所以对小齿轮进行弯曲强度计算。
机械设计手册：齿轮传动设计与计算
机械设计手册：齿轮传动设计与计算当涉及到传动系统的设计和计算时，齿轮传动广泛被认为是最可靠且常用的机械传动。
1. 引言齿轮传动由许多齿轮和轴组成，被广泛应用于各种机械设备，如汽车、船舶、工业机械等。
它具有高效率、可靠性和良好的传递性能，同时也具备较小的体积和重量。
2. 齿轮传动的基本原理齿轮传动是通过齿轮之间的啮合将动力传递给不同的机械组件。
它主要由两个关键部分组成：主动齿轮和从动齿轮。
主动齿轮通过旋转带动从动齿轮，从而实现动力的传递。
3. 齿轮的种类与特点齿轮可以根据其齿形、齿数、模数以及啮合方式等因素进行分类。
一些常见的齿轮类型包括直齿轮、斜齿轮、蜗杆齿轮等。
每种齿轮类型都有其特定的应用场景和优点。
3.1 直齿轮直齿轮是最基本和最常见的齿轮类型之一。
它的齿轮齿条直接与轴线平行，具有平面齿面。
3.2 斜齿轮斜齿轮具有斜齿面，其齿条与轴线有一定的角度。
斜齿轮能够传动更大的力和扭矩，常用于需要更高传动效率和更大负载能力的应用场景。
3.3 蜗杆齿轮蜗杆齿轮是一种特殊的齿轮装置，由蜗杆和蜗轮组成。
它具有较高的减速比和较大的传动力矩，常用于需要大扭矩输出和减速的设备。
4. 齿轮设计与计算的基本步骤齿轮设计与计算是齿轮传动系统设计的关键步骤。
下面是齿轮设计与计算的基本步骤：4.1 确定传动比传动比是齿轮设计的基本指标之一，它表示主动齿轮和从动齿轮之间的速度比。
传动比的确定需要考虑到所需输出速度和扭矩。
4.2 选择合适的齿轮类型和参数根据传动比和应用需求，选择合适的齿轮类型和参数。
这包括确定齿轮的齿数、模数、齿宽等。
4.3 计算齿轮的尺寸和位置根据选定的齿轮参数，计算齿轮的几何尺寸和位置。
这包括计算齿轮的模数、齿顶间隙、齿底间隙、齿根弯曲半径等。
4.4 验证齿轮设计的可行性和可靠性对齿轮设计进行验证，包括校核齿轮的强度、耐疲劳性能和齿轮啮合的准确性。
这个过程可以使用齿轮设计软件和标准齿轮计算方法。
4.5 进行齿轮传动的弹性变形计算在齿轮传动系统设计中，弹性变形是一个重要的考虑因素。
链板式运输机传动装置设计——课程设计
目录一、课程设计任务书 (1)二、电机的选择 (3)三、确定传动装置的有关的参数 (4)四、传动零件的设计计算 (7)五、轴的设计计算 (19)六、滚动轴承的选择及校核计算 (33)七、键连接的选择及校核计算 (35)八、联轴器的选择及校核计算 (36)九、减速器的润滑与密封 (37)十、箱体及附件的结构设计 (38)设计小结 (39)参考文献 (40)一、课程设计任务书题目：链板式运输机传动装置设计工作条件：连续单向运转，载荷有中等冲击，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输链速度允许误差为±5%。
原始数据：链条有效拉力F=1200N;链条速度v=0.45m/s;链节距P=50.80mm;小链轮齿数z=21。
1-电动机；2、4-联轴器；3-圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5-开式齿轮传动；6-输送链的小链轮链板式运输机传动示意图设计任务1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。
2）进行传动装置中的传动零件设计计算。
3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。
4）编写设计计算说明书。
二、传动方案的拟定与分析2.1、传动方案二级圆锥-圆柱齿轮减速度器，如图1所示。
1-电动机；2、4-联轴器；3-圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5-开式齿轮传动；6-输送链的小链轮图1 减速器传动方案优缺点分析：优点：1、在圆锥—圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动能保持较准确的传动比，无弹性滑动和整体打滑现象，可在恶劣的环境下工作。
2、圆锥齿轮减速器布置在高速级，使圆锥齿轮减速器齿轮不致于太大，否则加工困难。
3、减速器采用斜齿轮可以抵消锥齿轮产生的轴向力。
缺点：1、电动机直接与二级圆锥-圆柱齿轮减速器相连接，使减速器的传动比和结构尺寸较大。
2、采用链传动工作振动噪声较大。
mm1 189.8MPa。
25 3.0213.02+⨯满足齿面接触疲劳强度条件。
按照前述类似做法，先计算各参数。
高速级齿轮传动设计参数
渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息设计者Name=王宇设计单位Comp=浙江大学宁波理工学院设计日期Date=2014/3/11设计时间Time=20:22:16二、设计参数传递功率P=2.93(kW)传递转矩T=19.43(N·m)齿轮1转速n1=1440(r/min)齿轮2转速n2=255.77(r/min)传动比i=5.63原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=48000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式ConS1=非对称布置（轴钢性较大）齿轮2布置形式ConS2=非对称布置（轴钢性较大）四、材料及热处理齿面啮合类型GFace=软齿面热处理质量级别Q=ML齿轮1材料及热处理Met1=45<调质>齿轮1硬度取值范围HBSP1=217～255齿轮1硬度HBS1=230齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=6齿轮2材料及热处理Met2=45<正火>齿轮2硬度取值范围HBSP2=162～217齿轮2硬度HBS2=190齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=7五、齿轮精度齿轮1第Ⅰ组精度JD11=8齿轮1第Ⅱ组精度JD12=8齿轮1第Ⅲ组精度JD13=8齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第Ⅰ组精度JD21=8齿轮2第Ⅱ组精度JD22=8齿轮2第Ⅲ组精度JD23=8齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=3(mm)端面模数Mt=3.00000(mm)螺旋角β=0.000000(度)基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=20齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=60(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=1.000齿轮2齿数Z2=113齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=65(mm)齿轮2齿宽系数Φd2=0.192总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=199.50000(mm)实际中心距A=199.50000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数△yt=0.00000齿数比U=5.65000端面重合度εα=1.71114纵向重合度εβ=0.00000总重合度ε=1.71114齿轮1分度圆直径d1=60.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=66.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=52.50000(mm)齿轮1基圆直径db1=56.38156(mm)齿轮1齿顶高ha1=3.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=3.75000(mm)齿轮1全齿高h1=6.75000(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=31.321259(度)齿轮2分度圆直径d2=339.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=345.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=331.50000(mm)齿轮2基圆直径db2=318.55580(mm)齿轮2齿顶高ha2=3.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=3.75000(mm)齿轮2全齿高h2=6.75000(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=22.579129(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=4.70755(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=3.09248(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=4.16114(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=2.24267(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=3齿轮1公法线长度Wk1=22.98132(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=4.71224(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.01638(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=4.16114(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=2.24267(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=13齿轮2公法线长度Wk2=115.45280(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角α*t=20.0000000(度)端面啮合角αt'=20.0000001(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.06104齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04523齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.04017 齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.02217齿轮1齿形公差ff1=0.01600齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.02290齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.03129齿轮1齿向公差Fβ1=0.02549齿轮1切向综合公差Fi'1=0.07704齿轮1径向综合公差Fi''1=0.06332齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.02083齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.02290齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.02549齿轮1齿向公差Fb1=0.02549齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.02549齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.01275齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.08868齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.35473齿轮2齿距累积公差Fp2=0.12788齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.07136齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.05830齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.02550齿轮2齿形公差ff2=0.02158齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.02825齿轮2一齿径向综合公差fi''2=0.03609齿轮2齿向公差Fβ2=0.01000齿轮2切向综合公差Fi'2=0.14946齿轮2径向综合公差Fi''2=0.09990齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.02397齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.02825齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(±)2=0.01000齿轮2齿向公差Fb2=0.01000齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.01000齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00500齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.10201齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.40806中心距极限偏差fa(±)=0.03275八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力σHlim1=450.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=320.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=508.9(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=477.1(MPa) 齿轮2接触强度极限应力σHlim2=427.1(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=311.1(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=483.1(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=463.9(MPa) 接触强度用安全系数SHmin=1.00弯曲强度用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力σH=454.1(MPa)接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=68.4(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=61.5(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足九、强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=特殊处理齿面经表面硬化Zas=不硬化齿形Zp=一般润滑油粘度V50=120(mm^2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)载荷类型Wtype=静强度齿根表面粗糙度ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm) 刀具基本轮廓尺寸圆周力Ft=647.667(N)齿轮线速度V=4.524(m/s)使用系数Ka=1.100动载系数Kv=3.949齿向载荷分布系数KHβ=1.000综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.000安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.000齿间载荷分布系数KHα=1.312节点区域系数Zh=2.495材料的弹性系数ZE=189.800接触强度重合度系数Zε=0.873接触强度螺旋角系数Zβ=1.000重合、螺旋角系数Zεβ=0.873接触疲劳寿命系数Zn=1.30000润滑油膜影响系数Zlvr=0.87000工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KFβ=1.000齿间载荷分布系数KFα=1.453抗弯强度重合度系数Yε=0.688抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.688寿命系数Yn=2.08746齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.38000齿轮1应力校正系数Ysa1=1.54586 齿轮2复合齿形系数Yfs2=3.93698 齿轮2应力校正系数Ysa2=1.79371。
东北大学机械设计课程设计ZL
目录一、设计任务书 (3)二、电动机的选择计算 (4)三、传动比的分配: (5)四、传动装置的运动和动力参数： (6)五、闭式齿轮传动设计: (8)（一）高速级齿轮的设计： (8)（ 1 ）材料的选择： (8)( 2 ）按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 (9)( 3 ) 验算齿面接触疲劳强度 (11)( 4 ) 验算齿根弯曲疲劳强度 (12)（ 5 ）齿轮主要几何参数 (13)（二）低速级齿轮的设计： (14)( 1 ) 材料的选择: (14)( 2 ) 按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 (15)( 3 ）验算齿面接触疲劳强度 (16)（ 4 ) 验算齿根弯曲疲劳强度 (18)( 5 ）齿轮主要几何参数 (19)六、开式齿轮的设计 (20)( 1 ）选择材料 (20)（ 2 ）齿根弯曲疲劳强度确定模数 (20)( 3 ) 齿轮主要几何参数 (23)七、轴的设计及计算及联轴器的选择 (23)（一）初步确定轴的直径 (23)( 1 ）高速轴的设计 (23)( 2 ) 中间轴的设计 (24)( 3 ) 低速轴的设计 (24)(二）低速轴的强度校核 (252)（ 1 ）有关参数及支点反力.。
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..252 (三）高速轴的强度校核. (307)（四）中间轴的强度校核 (317)八．滚动轴承的选择及寿命验算 (328)（一）初选滚动轴承的型号 (328)（二）轴承寿命验算 (328)( 1 ) 低速轴轴承寿命验算 (328)（ 2 ) 中间轴的轴承寿命验算 (349)（ 3 ）高速轴的轴承寿命验算 (30)九．键联接和联轴器的选择和校核 (30)（一）键的选择 (30)( 1 ）高速轴上键的选择 (30)（ 2 ) 中间轴上键的选择 (30)（ 3 ) 低速轴上键的选择 (30)（二)键的校核 (30)( 1 ）齿轮处的键 (30)( 2 ）外伸出的键 (31)十. 减速器的润滑，密封形式和联轴器的选择 (351)十一.参考文献 (31)一、设计任务书1．设计题目：设计胶带输送机的传动装置2 。
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3 高速级齿轮设计3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数3.1.1 压力角选定直齿圆柱齿轮，属于一般用途的齿轮传动，压力角取20°。
3.1.2 精度选择带式输送机为一般工作机器（通用减速器），参考表10-6[2]，选用7级精度。
3.1.3 材料选择由表10-1[2]，选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45号钢（调质），齿面硬度为240HBS 。
硬度差为40HBS 。
3.1.4 齿数选择闭式齿轮传动，试选小齿轮齿数z 1=20，大齿轮齿数z 2为：21=z u z ⋅ （3-1）式中：z 1 ——小齿轮齿数；u ——Ⅰ轴与Ⅱ轴之间的传动比。
故由式3-1，得大齿轮齿数z 2：2=4.8320=96.6z ⨯取z 2=97。
3.2按齿面接触疲劳强度设计3.2.1 试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径d 1t 可由下式近似计算：[]2131 21 Ht H E d H K T Z Z Z u d m u m εφσ⎛⎫+=⋅⋅ ⎪ ⎪⎝⎭（3-2） （1）确定公式中的各参数值 ①试选K Ht =1.3。
②小齿轮传递的转矩T 1为：619.5510 IIP T N mm n =⨯⋅ （3-3） 式中：P Ⅰ ——Ⅰ轴的输入功率，单位：kW ；n Ⅰ ——Ⅰ轴的转速，单位：r/min 。
故由式3-3，得小齿轮传递的转矩T 1：64119.5510 2.38110T PN mm N mm n =⨯⋅=⨯⋅ ③因为小齿轮相对支承非对称布置，所以由表10-7[2]，可查得齿宽系数Φd =1。
④由图10-20[2]，可查得区域系数Z H =2.5。
⑤由表10-5[2]，可查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 1/2。
⑥接触疲劳强度用重合度系数Z ɛ为：34αεε-=Z （3-4） 式中：ɛα——端面重合度，按下式计算：11*122*21122cos arccos[]2cos arccos[]2(tan tan )(tan tan )2a a a aa a z z h z z h z z αααααααααεπ=+=+-+-=（3-5）式中：z 1 ——小齿轮齿数；z 2 ——大齿轮齿数； h a * ——齿顶高系数； α ——压力角，单位：°。
故由式3-4、3-5，得接触疲劳强度用重合度系数Z ɛ：()()1220cos 20arccos 31.32202197cos 20arccos 22.97972120tan 31.32tan 2097tan 22.97tan 20 1.70324 1.7030.8753oa oa Z αεααεπ⎡⎤==⎢⎥+⨯⎣⎦⎡⎤==⎢⎥+⨯⎣⎦⨯-+⨯-==-==⑦计算接触疲劳许用应力[σH ]。
由图10-25d [1]，可查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：MPaMPaH H 5506002lim 1lim ==σσ齿轮循环应力次数N 为：60h N njL = （3-6）式中：n ——Ⅰ轴的转速，单位：r/min ；j ——齿轮转过一圈的应力变化次数，因为电机单向转动，所以j =1； L h ——齿轮工作时间，设工作制度为二班制，一天按照8小时为一班，题目要求使用期限为10年，每年按300天工作时间计算， 则281030048000h L =⨯⨯⨯=，单位：h 。
故由式3-6，得齿轮循环应力次数N ：9198609601 2.7648102.764810104.85228300105.7N N =⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯==⨯齿轮接触疲劳许用应力[σH ]为：lim[] HN H H K MPa Sσσ=（3-7） 式中：K HN ——齿轮接触疲劳寿命系数，由图10-23[2]，可查得K HN1=0.90，K HN2=0.95。
S ——安全系数，这里取S =1。
σHlim ——齿轮接触疲劳极限，单位：MPa 。
故由式3-7，得两齿轮的接触疲劳许用应力[σH ]：[][]120.9060054010.95550522.51H H MPa MPa αα⨯==⨯==取[σH ]1和[σH ]2中较小者作为该处轮副的接触疲劳许用应力，即：[σH ]=[σH ]2=522.5MPa（2）由式3-2，近似得小齿轮分度圆直径d 1t ：[]12232136.103Ht H E d H K T Z Z d Z u u mmεφσ⎛⎫+⋅⋅⎪ ⎪⎝=⎭≥ 3.2.2 调整小齿轮分度圆直径（1）计算实际载荷系数K H 前的数据准备 ①圆周速度v 为：1 /601000Id n v m s π=⨯ （3-8）式中：d 1 ——小齿轮分度圆直径，这里为d 1t ，单位：mm ；n Ⅰ ——Ⅰ轴的转速，单位：r/min 。
故由式3-8，得圆周速度v ：36.103960/ 1.814/601000v m s m s π⨯⨯==⨯②齿宽b 为：d b d mm φ= （3-9）式中：d ——齿轮分度圆直径，这里为d 1t ，单位：mm ；Φd ——齿宽系数。
故由式3-9，得小齿轮齿宽b 1t ：1136.10336.103t b mm mm =⨯=（2）实际载荷系数K H 为：H A V H H K K K K K βα=⋅⋅⋅ （3-10）式中：K A ——使用系数，由表10-2，可查得K A =1；K v ——动载系数，根据v =1.814m/s ，7级精度，由图10-8[2]，可查得K v =1.08； K H β ——齿向载荷分配系数，根据7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，由表10-4[2]，用插值法可查得K H β=1.416。
K H α ——齿间载荷分配系数，可由下式计算齿轮圆周力F t1和1A t K F b，再结合表10-3[2]可查得K H α：1112 t T F N d =（3-11） 式中：T 1 ——小齿轮传递的转矩，单位：N·mm ；d 1t ——小齿轮分度圆直径，单位：mm ；b ——齿轮齿宽，这里为小齿轮齿宽b 1t ，单位：mm 。
故由式3-11，得齿轮圆周力F t1：11121319t T F N N d == 根据111319/36.534/100/36.103A t K F N mm N mm N mm b ⨯==<，由表10-3[2]，可查得齿间载荷系数K H α=1.2。
故由式3-10，得实际载荷系数K H ：1 1.08 1.2 1.416 1.835H A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯=（3）按实际载荷系数K H 求出分度圆直径与模数 分度圆直径d 1t ’为：113Ht t Htd K d K =’ （3-12） 式中：d 1t ——近似得出的小齿轮分度圆直径，单位：mm ；K H ——计算所得的实际载荷系数； K Ht ——假设的实际载荷系数。
故由式3-12，得分度圆直径d 1t ’：31 1.83536.10340.51.3t d mm '=⨯= 齿轮模数m 为：dm mm z=（3-13） 式中：d ——齿轮分度圆直径，这里为按实际载荷系数K H 求出的d 1t ’，单位：mm ；z ——齿轮齿数，这里为小齿轮模数z 1。
故由式3-13，得齿轮模数m t ：40.52.02520t m mm == 3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计3.3.1 试算小齿轮模数小齿轮模数m ’可由下式近似算出：’13212[]Ft Fa sa d F K TY Y z m Y εφσ⎛⎫≥⋅ ⎪⎝⎭（3-14） （1）确定公式中的各参数值 ①试选K Ht =1.3。
②弯曲疲劳强度用重合系数Y ɛ为：αεε75.025.0+=Y （3-15）式中：ɛα ——端面重合度，按照4.2.1（1）⑥中计算所得ɛα =1.703。
故由式3-15，得弯曲疲劳强度用重合系数Y ɛ：0.750.250.691.703Y ε=+= ③计算下式：][F saFa Y Y σ （3-16）式中：Y Fα ——齿形系数，由图10-17[2]，可查得Y Fα1=2.85，Y Fα2=2.2。
Y s α ——应力修正系数，由图10-18[2]，可查得Y s α1=1.55，Y s α2=2.2。
[σF ] ——弯曲疲劳许用应力，可由下式计算得出：lim[] N K MPa Sσσ=（3-17） 式中：K N ——弯曲疲劳寿命系数，由图10-22[2]，可查得K FN1=0.85，K FN2=0.88。
S ——弯曲疲劳安全系数，这里取S =1.4；σlim ——齿根弯曲疲劳极限，由图10-24c [2]，可查得 σFlim1=500MPa ，σFlim2=380MPa 。
故由式3-17，得弯曲疲劳许用应力[σF ] ：[][]120.85500303.571.40.88380238.861.4F F MPa MPa MPa MPaαα⨯==⨯==故由式3-16，得：[][]1112222.85 1.550.0144303.572.2 2.20.0166238.86Fa sa F Fa sa F Y Y Y Y αα⨯==⨯==因为大齿轮的][F saFa Y Y σ大于小齿轮，所以取 2220.0166[][]Fa sa Fa sa F F Y Y Y Y σσ== （2）由式3-14，近似得小齿轮模数m ’：13212 1.21[]Ft Fa sa d F K TY Y Y m mm mm z εφσ⎛⎫'≥⋅= ⎪⎝⎭3.3.2 调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数K F 前的数据准备 ①圆周速度v 为：/601000Idn v m s π=⨯ （3-18）式中：n Ⅰ ——Ⅰ轴的转速，单位：r/min ；d ——齿轮分度圆直径，这里为小齿轮，可由式3-13得：1.212024.2d mm mm =⨯=故由式3-18，得圆周速度v ：24.29601.27/601000v m s π⨯⨯==⨯②齿宽b 1t ’可由式3-9得：1124.224.2t b mm mm '=⨯=③计算宽高比1t b h’全齿高h 为：**(2) a h h c m mm =+ （3-19）式中：h a * ——齿顶高系数；c * ——顶隙系数；m ——齿轮模数，这里为m ’。
故由式3-19，得全齿高全齿高h ：(210.25) 1.21 2.7225h mm mm =⨯+⨯=所以宽高比1t b h’为：124.28.892.7225t b h '== （2）实际载荷系数K F 为：F A v F F K K K K K βα=⋅⋅⋅ （3-20）式中：K A ——使用系数，由表10-2，可查得K A =1；K v ——动载系数，根据v =1.27m/s ，7级精度，由图10-8[2]，可查得K v =1.05； K F β ——齿向载荷分配系数，根据7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，由表10-4[2]，用插值法可查得K H β=1.411，结合18.89t b h'=，由图10-13[2]，可查得K F β=1.45。