高速级齿轮传动设计
齿轮设计例题分解
K K A K v K H K H 11.12 11.423 1.594
（6）校正分度圆直径
K＝1.594
d1 d1t 3 K / Kt 65.396 3 1.594 / 1.3mm 69.995mm
（7）计算模数 模数 m=d1/z1= 69.995/24mm= 2.92mm
（7）计算比较大、小齿轮的YFaYSa/[σF]
YFa 1YSa 1 2.65 1.58 0.01379 [ F ]1 303.57 YFa 2YSa 2 2.226 1.764 0.01644 [ F ]2 238.86 大齿轮的YFaYSa/[σF]比较大
2）设计计算
计算与说明
1.选齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮 2）运输机属于一般机械，速度不高选择精度等级7级 3）选材料 表10-1 小齿轮：40Cr调质，平均取齿面硬度为280HBS 大齿轮：45钢调质，平均取齿面硬度为240HBS
主要结果
直齿轮 7级精度 小齿轮 280HBS 大齿轮 240HBS
数（即采用前者不会发生弯曲疲劳失效）。而齿面接触疲劳强度主要 决定于齿轮的直径，因此可在直径不变的情况下，增加齿数，降低模
数。采用由弯曲疲劳强度计算得出的模数2.05并圆整为标准值
m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1=69.995mm，算出小 齿轮齿数:
z1 = d1/m = 69.995/2.5 ≈28
Kt ＝1.3
φ
d
＝1
计算与说明
（3）计算小齿轮转矩T1 T1＝9.55×106×P/n1=9.55×106×10/960= 9.948×104 N· mm （4）弹性系数ZE 由表10-6，弹性系数
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。
一级直齿圆柱齿轮加速器的设计(有全套图纸)
有全套图纸QQ目录设计任务书……………………………………………………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)设计题号：3 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i1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i2 =3~6，则电动机转速可选范围为n d= nω·i1·i2 =573~2292r/min放油螺塞选用外六角油塞及垫片M14×1.5根据《机械设计基础课程设计》表13-7选择适当型号：起盖螺钉型号：GB5783～86 M6×20,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M6×20,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M6×20,材料Q235螺栓：GB5782～86 M10×80，材料Q235九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
二级减速器设计说明书
《机械设计课程设计》说明书目录摘要 (III)一、设计任务 (1)二、传动系统方案的拟定 (3)1、方案简图和简要说明 (3)2、电动机选择 (4)3、传动比分配 (4)4、传动系统的运动和动力参数的计算 (5)三、传动零件的设计计算 (6)1、齿轮传动的主要参数和几何参数计算 (6)2、轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核） (13)3滚动轴承选择和寿命计算 (22)4键连接选择和校核 (27)5联轴器的选择和计算 (29)6润滑和密封形式的选择 (29)四、箱体及附件的结构设计和选择 (30)总结 (32)参考文献 (33)1设计任务一、课程设计的性质、目的和任务课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践教学环节，其主要目的是培养学生综合运用先修课程的理论和生产实践知识进行设计、计算和绘图的能力。
通过本课程的训练要求学生达到：掌握通用机械零件、机械传动装置和简单机械的一般设计方法，提高设计能力和分析解决问题的能力；具有运用设计资料（手册、标准、规范、图册等）、经验估算和强度校验进行机械设计的技能；为后续的专业设备设计、复杂机械的设计以及毕业设计打下必要的基础。
二、课程设计要求（一）已知条件：1.输送带工作拉力：2.1KN；2.运输带工作速度： V=1.45m/s；3.滚筒直径： D=320mm；4.工作情况：带式输送机连续单向运转, 载荷变化不大，空载启动;传送带误差±5%,室内工作,有粉尘;使用年限10年，工作为二班工作制(每班按8h计算)，大修期3年;在中小型机械厂小批量生产。
（二）本课程要求学生完成以下工作：1．两级减速器（或等效工作量的其它装置）装配图一张；2．零件工作图两张（由指导老师在设计中指定）；3．设计说明书一份（约6000字和必要的插图）。
（三）对设计图纸的要求：1．图幅和相关标注等要符合机械制图国家标准；2．结构图合理、清晰、明了；3．技术条件完整和标题栏填写完整；4．图面布局合理、整洁、美观；5．折叠规范。
机械设计课程设计步骤
目录第一章传动装置的总体设计一、电动机选择1.选择电动机的类型2.选择电动机的功率3.选择电动机的转速4.选择电动机的型号二、计算总传动比和分配各级传动比三、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速2.各轴功率3.各轴转矩4.运动和动力参数列表第二章传动零件的设计一、减速器箱体外传动零件设计1.带传动设计二、减速器箱体内传动零件设计1.高速级齿轮传动设计2.低速级齿轮传动设计三、选择联轴器类型和型号1.选择联轴器类型2.选择联轴器型号第三章装配图设计一、装配图设计的第一阶段1.装配图的设计准备2.减速器的结构尺寸3.减速器装配草图设计第一阶段二、装配图设计的第二阶段1.中间轴的设计2.高速轴的设计3.低速轴的设计三、装配图设计的第三阶段1.传动零件的结构设计2.滚动轴承的润滑与密封四、装配图设计的第四阶段1.箱体的结构设计2.减速器附件的设计3.画正式装配图第四章零件工作图设计一、零件工作图的内容二、轴零件工作图设计三、齿轮零件工作图设计第五章注意事项一、设计时注意事项二、使用时注意事项第六章设计计算说明书编写第一章 传动装置总体设计一、电动机选择1.选择电动机的类型电动机有直流电动机和交流电动机。
直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高；当交流电动机能满足工作要求时，一般不采用直流电动机，工程上大都采用三相交流电源，如无特殊要求应采用三相交流电动机。
交流电动机又分为异步电动机和同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型，一般常用的是Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，它具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，适用于没有特殊要求的机械上，如机床、运输机、搅拌机等。
所以选择Y 系列三相异步电动机。
2.选择电动机的功率电动机的功率用额定功率P ed 表示，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作机所需的电动机输出功率P d 。
功率小于工作要求则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；功率过大，则增加成本，且由于电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，能量不能充分利用而造成浪费。
洗米机总体设计
洗米机总体设计目录摘要 (Ⅰ)Abstract (Ⅱ)第1章绪论 (1)1.1 洗米机设计的目的及意义 (1)1.2 我国洗米行业发展概况 (1)1.3 各类洗米机简介 (2)1.4 本章小结 (2)第2章总体结构方案设计及运动和动力参数计算 (4)2.1 总体结构方案设计 (4)2.2 电机的选择 (4)2.3 水平螺旋运动和动力参数计算 (4)2.3.1 计算总传动比及分配各轴传动比 (5)2.3.1各轴参数计算 (6)2.4倾斜螺旋运动和动力参数计算 (6)2.4.1 计算总传动比及分配各轴传动比 (6)2.4.2 各轴参数计算 (6)2.5本章小结 (7)第3章水平螺旋减速器设计 (8)3.1高速级齿轮传动设计 (8)3.2 低速级齿轮传动设计 (10)3.3 各轴的结构设计与强度校核 (13)3.3.1 输入轴的设计 (13)3.3.2 中间轴的设计 (15)3.3.3 输出轴的设计 (16)3.4 各轴轴承与键的设计 (19)3.5 本章小结 (21)第4章水平螺旋减速器设计 (22)4.1高速级齿轮传动设计 (22)4.2 低速级齿轮传动设计 (24)4.3 各轴的结构设计与强度校核 (27)4.3.1 输入轴的设计 (27)4.3.2 中间轴的设计 (29)4.3.3 输出轴的设计 (30)4.4 各轴轴承与键的设计 (33)4.5 本章小结 (35)第5章螺旋轴机架结构设计 (36)5.1 水平及倾斜螺旋轴设计 (36)5.1.1 水平螺旋轴的设计 (36)5.1.2 倾斜螺旋轴的设计 (38)5.2 机架结构的确定 (40)5.3 料斗及出料口设计 (41)5.4 润滑方案 (41)5.5 密封方案 (41)5.2 本章小结 (41)结论 (42)参考文献 (43)致谢 (44)本科学生毕业设计螺旋式洗米机结构设计院系名称：机电工程学院专业班级：机械设计制造及其自动化08-4班学生姓名：朱亮指导教师：苗淑杰职称：教授黑龙江工程学院二○一二年六月The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Screw Washing MachineCandidate：Zhu LiangSpecialty：Mechanical design and automationClass：08-4Supervisor：Prof. Miao ShujieHeilongjiang Institute of Technology2012-06·Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要洗米机是一种粮食加工机械，用于洗米的装置。
三级减速器(包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速)的设计
目录机械设计基础课程设计任务书 (1)一、传动方案的拟定及说明 (3)二、电动机的选择 (3)三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)四、传动件的设计计算 (6)五、轴的设计计算 (15)六、滚动轴承的选择及计算 (23)七、键联接的选择及校核计算 (26)八、高速轴的疲劳强度校核 (27)九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。
设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据已知条件：1．运输带工作拉力： F = 2.6 kN ；2．运输带工作速度： v = 2.0 m/s ；3．卷筒直径： D = 320 mm ；4．使用寿命： 8年；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。
三、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）； 3．设计说明书 1份。
四．应收集的资料及主要参考文献机械制图、机械设计手册等书籍。
动力及传动装置F 图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案首先确定个段直径d=20mm 有最小直径算出）A段：1首先，确定各轴段直径d=45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合A段:1d=60mm,非定位轴肩,h取2.5mmB段:2C段: d=72mm,定位轴肩，取h=6mmmm N ,11304⋅118222⋅-=mm N Vmm N M mm N ⋅=⋅125132,1349183150钢铸铁．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核。
机械设计基础课程设计说明书
计算计算内容计算结果项目(一)、设计任务书（一）设计题目设计带式运输机的传动装置，其工作条件是：1.鼓轮直径D=420mm2.传送带运行速度v=0.9m/s3.鼓轮上的圆周力F=3.3KN4.工作年限10年每天8小时5.小批生产参考方案：电动机→V带传动→二级圆柱齿轮减速器→工作机（鼓轮带动运输带）图（1）传动方案示意图1——电动机 2——V带传动 3——展开式双级齿轮减速器4——链传动 5—连轴器 6——滚筒传送带（二）设计任务：设计一带式运输机的传动装置，按照给定的传动方案：1.选择适当的原动机2.设计计算传动零件（带、齿轮及选择联轴器）3.设计计算部分支承零件和连接件4.完成减速器设计装配图一张，零件图一张379(1)高速轴的设计k为齿轮与内壁的距离k=10mm c为保证滚动轴承放入想以内c=5mm 初取轴承宽度n1=20mm n2=24mm n3=24mma. 确定各轴段长度L1=20mmL2=15mmL3=45mmL4=126mmL5=20mmL6=36mmL7=48mm(带)则轴承跨距为L= L1+ L2+L3+L4+L5=20+15+45+126+20采用齿轮轴结构轴的材料采用45号钢调质处理轴的受力分析如图轴的受力分析简图，弯矩扭矩图轴的受力计算水平面受力计算垂直面的受力计算L AB=L=236mmL AC=n12+c+k+22.5=10+5+10+22.5L BC=L AB−L AC=236−47.5L BD=L6+L7=36+48a 计算齿轮的啮合力F t0=2000T0d∅=2000×30.7732F t1=2000T1d1=2000×47.5142.151F r1=F t1tanαcos18。
22ˊ52〞=2254.28tan20cos18。
22ˊ52〞F a1=F t1tanβ=2254.28×tan18。
22ˊ52〞b 求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图R AX=F t1L BCL AB=2254.28188.5236R BX=F t1−R AX=2254.28−1800.56M CX=R AX L AC=1800.56×47.5c求轴在垂直面内的支反力，做垂直面的弯矩图R AY=F r1L BC−L BD F t0+F a1d12L AD=864.60×188.5−1923.13×84+749.07×42.R BY=F r1−R AY+F t0=864.60−72.97+1923.13M CY+=R AY L AC−F a1d12=72.97×47.5-749.07×42.1512L AC=47.5mmL BC=188.5mmL BD=84mmF t0=1923.13NF t1=864.60NF r1=2254.28NF a1=749.07NR AX=1800.56NR BX=453.72NM CX=85526.6N·mmR AY=72.97NR BY=2714.76NM CY+=-12320.95N·mm11M CY−=R BY L BC +F a1d 12+F t0L CD=2714.76×188.5+749.07×42.1512+1923.13×272.5M B =F a1d 12−F t0L BD =749.07×42.1512−1923.13×84 d 求支承反力，做轴的合成弯矩，转矩R A =√R AX 2+R AY 22=√1800.562+72.9722 R B =√R BX 2+R BY 22=√453.722+2714.7622M C+=√M CX 2+M CY+22=√.62+(−12320.95)2 M C−=√M CX 2+M CY−22=√.62+.212M B =-.90 N ·mm T= N ·mm 轴的初步计算 轴的材料为45号调质钢σb =650MPa,[σ−1]=58.7Mpa α=0.6 危险截面C 带入数据计算 d ≥√10√M 2+∂T 22[σ]3=√√.512+(0.6×)258.7根据经验公式 d e =(0.8～1.2)d m =(0.8～1.2)×32参考带轮标准轴孔直径，取减速器高速端的轴端直径d e =32mmb.确定各轴段直径d1=45mmd2=52mm （根据滚动轴承）d3=60mm(根据危险截面的最小直径)d4=52mmmmd5=45mmd6=38mmd7=32mm(3) 中间轴尺寸中速轴简图轴各段的大致长度轴的受力分析，弯矩，扭矩轴在各平面受力计算b.确定各轴段长度L1=39mmL2=45mmL3=10mmL4=111mmL5=39mm支承跨距为轴的受力分析如图LAB=L= L=2(c+k)+45+10+101+n2=2(5+10)+45+101+24LAC=c+k+45+242=5+10+45+242LBC= LAB- LAC=200-49.5LBD= c+k+101+242=5+10+101+242计算齿轮啮合力F t2=2000T2d2=2000×165.96151.423F r2=F t2tanαcosβ=2192.01tan20cos18。
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。
减速器设计计算及说明书
减速器设计计算及说明书
目录
一、总体方案设计 (1)
二、运动参数设计 (2)
三、主要零件的计算 (6)
四、减速器的润滑、密封及装油量的计算 (23)
一、总体方案设计
二、运动参数设计
=65r/min
所选电动机的额定功率，取，选择电动机三相异步电动机，其额定转速
三、主要零件的计算
按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：，。
，；
，
，则
查图6-16，得两轮复合齿形系数为，,
代入计算，于是
；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：
，；
，
，则
；弹性系数查表
取a=210mm,按经验式，取。
，。
，
四、减速器的润滑、密封及装油量的计算
时，轴承可选用油润滑润滑，通过在箱体上开油沟以达到润）飞溅润滑：当齿轮圆周速度
）刮板润滑：当齿轮圆周速度很低（。
机械设计课程设计计算说明书-二级展开式圆柱斜齿轮减速器
设 计 计 算 内 容计算结果一、设计任务书1．要求：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限8年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差%5 。
2．已知：带的圆周力F=1000N ，带速度V=18m/min,卷筒直径D=260mm 。
3．设计任务：①减速器装配图一张； ②零件工作图2张； ③零件说明书1份。
二、传动方案的拟定采用二级传动方案，一级传动采用斜齿轮传动其余为圆柱直齿轮传动。
三．电动机选择1.电动机的类型和结构形式的选择经综合分析，选用Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。
Y 系列电动机，额定电压为380V ，额定频率为50HZ.。
本设计中电动机采用封闭式结构。
2.电动机容量的选择滚筒转矩）mm .（13059*14521*290*910*213N FD T ====- 滚筒转速)min .(9635.2110*29020v n 13--===r D ππ 工作机所需功率kW D v P w 3.1939550963.21*1305带===ηπ传动装置总效率 0.9总=η所需电机输出kW P P a w d 3.547550.93.193===η 查表2.1选用Y112M-4 电动机主要参数 电动机额定功率（KW ） 4电动机满载转速)(r.min -11440 电动机伸出端直径（mm ） 28j6电动机伸出端安装长度（mm ） 60Pw=3.193KWP d =3.54755kWn=21.9635r/minY112M--4P ed =4kWn m =1440r/min四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算（一）方案选择根据传动装置的工作特征和对工作的要求选择两级展开式传动方案（二）传动比的分配及转速校核 1. 总传动比运输机驱动卷筒转动 65.56531440/21.96/n n i 电总===2.传动比分配及齿数比考虑到两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度 所以s f i ）1.3~1.2（i =拟定s f 1.3i i = 5i 外=13.1131.3i 2s = 3.176i s = 4.129i f =f i 高速级传动比f i 低速级传动比拟定1z 齿数为22914.129*22i z z f 12===拟定3z 齿数为28893.176*28i z z s 34===实际总传动比i=65.7395*2889*2291u u 21==3.检验工作机驱动卷筒的转速误差 卷筒的实际转速721.904805391440/65.73/i n n 电‘筒=== 转速误差i 1=4.129i=3.176％0.321.96321.905-21.963n n -n n 筒’筒筒筒===∆合乎要求（三）减速器各轴传动功率计算 1.传动装置的传动功率计算 滑块联轴器效率0.981=η 弹性联轴器效率0.992=η 球轴承效率 0.993=η8级精度一般齿轮传动（油润滑）效率0.974=η 斜齿轮效率 0.995=η带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率计算 （1）.各轴的转速：高速轴Ⅰ轴：r/min 1440n Ⅰ= 中间轴Ⅱ轴：min 348.1625r/4.1291440u n 1ⅠⅡ===n 低速轴Ⅲ轴: min /109.53423.176348.1625u 2ⅡⅢr n n ===(2).各轴的输入功率（kw ）Ⅰ轴： 3.924kW 0.99*0.99*432Ⅰ===ηηd P PⅡ轴： kW P P 3.842380.99*0.99*3.92453ⅠⅡ===ηηⅢ轴:KW P P 3.689840.99*0.97*3.8423843ⅡⅢ===ηηr/min1440n Ⅰ=min348.1625r/Ⅱ=nmin /109.532Ⅲr n =3.924kW Ⅰ=PkW P 3.842Ⅱ=kW P 3.690Ⅲ=m25999.875Ⅰm N T ⋅=m9105395.256Ⅱm N T ⋅=mmN T ⋅=4241.321707Ⅲ（3）．各轴输入扭矩的计算（N ·m ） 高速轴转矩 Ⅰ轴： .mm 25999.875n p 10*95501113ⅠN T == 中间轴转矩 Ⅱ轴： 9N.mm 105395.256n 10*95502232==P T底数轴转矩Ⅲ轴：mm N n P T .4241.32170710*95503333== 将各轴的运动和动力参数列于表1。
齿轮设计例题
模数 m=d1/z1= 69.995/24mm= 2.92mm
d1＝69.995mm m＝2.92mm
计算与说明
主要结果
3.按齿根弯曲疲劳强度计算
齿根弯曲疲劳强度设计式 1）确定公式中各计算数值
3
m
2KT1
d z12
YFaYSa
[ F ]
（1）由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
（4）计算纵向重合度
εβ=0.318φdz1tgβ=0.318×1×240×tg14°＝1.903
主要结果
εα=1.65
d1t＝ 57.62mm
v＝2.9m/s
b＝57.62mm mnt＝2.33mm h=5.24mm b/h=10.99
εβ=1.903
计算与说明
（5）计算载荷系数
a）使用系数KA 查表10-2，取KA＝1 b）动载系数Kv 由v=2.9m/s，7级精度查图10-8，取Kv＝1.11 c）假设KAFt/b<100,由表10-3查得KH α ＝ KFα＝1.4 d）由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时
[ F ]1
K FN 1 FN 1
S
500 0.85 1.4
MPa
303.57 MPa
[ F ]2
K FN 2 FN 2
S
380 0.88 1.4
MPa
238.86MPa
[σF]1 ＝303.57MPa [σF]2 ＝238.86MPa
（4）计算载荷系数K
K KAKvKF KF 11.1211.35 1.512
（2）由表10-7选取齿宽系数φd＝1
Kt ＝1.3 φd ＝1
计算与说明
带式输送机传动装置课程设计报告精选全文
计算公式
结果/mm
面 基数
mn
2
面压力角
αn
20o
螺旋角
β
13.7o
分度圆直径
d3
90.56
d4
263.44
齿顶圆直径
da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×2
94.56
da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2
267.44
齿根圆直径
df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×2
= =44.04
取 ＝44
得 ＝127
6、几何尺寸计算：
计算中心距：
将中心距圆整为：177mm
按圆整后中心距修正螺旋角：
因 的值改变不大，故参数 等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径：
=90.56mm
=263.44mm
计算齿轮宽度：
=1×90.56=90.56mm
取 =90mm, =95mm
7、低数级齿轮传动的几何尺寸
=10.08
计算纵向重合度：
＝0.318×1×22×tan14°
＝1.744
计算载荷系数K
已知使用系数 =1
已知V＝1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数 =1.05
由表查得： 的计算公式：
＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23× 53.87
＝1.42
再由表查的： =1.33, =1.2
减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为 =14°
初选小齿轮齿数为20。那么大齿轮齿数为72.8。
3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。
设计公式： ≥
确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433, , =0.765, , =0.945.
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。
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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 . 95 320 6. 1 1000 60 1000 60 » ´ ´ = ´ =pp u w D 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 . 1 95505 . 95 130 9550 P = ´ = × =ww （2）电动机输出功率 Pkw d 59 . 1 %82 3. 1 P P = ==hw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方案 电动机型 号 额定功 率（kw） 电动机转速 （r/min） 电动机 质量（kg） 传动装置的传动比同步 满载 总传动比 V 带传动 单级减速器1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 14.873 4.96 2 Y112M-6 2.2 1000 940459.842.53.94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。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表 20-1，20-2 查出 Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺 寸，并列表记录备用（略）。
3.计算传动装置传动比和分配各级传动比 1）传动装置传动比84 . 9 5 . 95 940 n = = =wn i m 2）分配各级传动比取 V 带传动的传动比 i 1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为4 5 . 2 84 . 9 12» = = i i i 所得 i 2 值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 I 轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为n 0=n m =940r/min n I =n 0/i 1=940/2.5≈376 n II =n I /i 2=376/3.94≈95.5r/min2）各轴输入功率按电动机额定功率 P ed 计算各轴输入功率，即P 0=P ed =2.2kwP I =P 0ŋ1=2.2x0.945≈2.079kwP II =P I ŋ2ŋ3=2.079x0.98x0.97≈1.976kw3）各轴转矩T o =9550x P 0/n 0=9550x2.2/940=22.35N·m T I =9550x P I /n I =9550x2.079/376=52.80N·m T II =9550x P II /n II =9550x1.976/95.5=197.6N·m二、V 带选择 1． 选择 V 带的型号根据任务书说明，每天工作 8 小时，载荷平稳，由《精密机械设计》的表 7-5 查得 K A =1.0。
则kw n T I 3 . 1 95505 . 95 130 9550 P = ´ = × =wP d =P I ·K A =1.0×2.2=2.2kW根据 Pd=2.2 和 n1=940r/min,由《机械设计基础课程设计》图 7-17确定选取 A 型普通 V 带。
2． 确定带轮直径 D 1，D 2。
由图 7-17 可知，A 型 V 带推荐小带轮直径 D 1=125～140mm。
考虑到带速不 宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。
因此确定小带轮直径 D 1=125mm。
大带轮直径，由公式 D 2=iD 1（1-ε）(其中ε取 0.02)由查《机械设计基础课程设计》表 9-1，取 D 2=315mm。
3． 检验带速 vv=1.6m/s<25m/s 4． 确定带的基准长度根据公式 7—29：0.7（D 1+D 2）<a<2（D 1+D 2） 初定中心距 500mm依据式（7-12）计算带的近似长度 LaD D D D a L 4 ) ( ) ( 2 2 22 1 2 1 0 - ++ + = p= 1708.9mm 由表 7-3 选取 L d =1800mm，K L =1.01 5． 确定实际中心距 a20 L L a a d - +» =545.6mm 6． 验算小带包角α1aa o1 2 o1 57.3 ) D (D 180 ´ » =1600 7． 计算 V 带的根数 z。
由表 7-8 查得 P 0≈1.40， 由表 7-9 查得 Ka=0.95， 由表 7-10 查得△P 0=0.11， 则 V 带的根数L a dK K P P P z )( 0 0 D + ==1.52 根取 z=28．计算带宽 BB=（z-1）e+2f由表 7-4 得：B=35mm 三．高速级齿轮传动设计 1） 选择材料、精度及参数 小齿轮：45 钢，调质，HB 1 =240 大齿轮：45 钢，正火，HB 2 =190 模数：m=2 齿数：z 1=24z 2=96齿数比： u=z 2/z 1=96/24=4 精度等级：选 8 级（GB10095-88）齿宽系数Ψd : Ψd =0.83 （推荐取值：0.8~1.4） 齿轮直径：d 1=mz 1=48mmd 2=mz 2=192mm压力角：a=20齿顶高：h a =m=2mm 齿根高：h f =1.25m≈2.5mm全齿高：h=(h a +h f )=4.5mm 中心距：a=m(z 1+z 2)/2=120mm小齿轮宽：b 1=Ψd ·d 1=0.83×48=39.84mm大齿轮宽：根据《机械设计基础课程设计》P24,为保证全齿宽接触， 通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b 2=40mm 1． 计算齿轮上的作用力 设高速轴为 1，低速轴为 2 圆周力：F t1=2T 1/d=2200NF t2=2T/d=2058.3N径向力：F r1=F 1t ·tana=800.7NF r2=F 2t ·tana=749.2N轴向力为几乎为零2）齿轮许用应力[σ]H [σ]F 及校验[ ] H d V E H uc H u u d K K T Z Z Z E Fs y m p r s b e £ ± = - =1 2 ) 1 ( 2 311 2 Z H ——节点齿合系数 nH a Z 2 sin cos 2 2b= 。
对于标准直齿轮，a n =20º,β=0,Z H =1.76Z E ——弹性系数， )1 (2 m p - =EZ E 。
当两轮皆为钢制齿轮（μ=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，Z E =271 2 mm N ；Zε——重合系数， aK Z e e e 1=。
对于直齿轮，Zε=1。
.K β——载荷集中系数， uu F F K max=b 由 《精密机械设计》 图 8-38 选取， k β =1.08计算得 σH =465.00 N·mm-2[ ] HLHb H H K S lim s s =b H lim s ——对应于 N HO 的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处理条件，《精密机械设计》表 8-10； b H lim s =2HBS+69=240x2+69=549N·mm -2。
S H ——安全系数。
对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去 S H =1.1； K HL ——寿命系数。
6HHO HL N N K = 式中 N HO ：循环基数，查《精密机械设计》图 8-41，N HO =1.5x10 7； N H ：齿轮的应力循环次数，N H =60nt=60x376x60x8=1.08288x10 7；取 K HL =1.06[] H s =529.04 N·mm -2σH =465.00 N·mm -2 ≤[ ] H s =529.04 N·mm-2 因此接触强度足够[ ] F d V F V P tFF md K K T Y K K bm F Y s y s b £ = = 2 1 1 2 B——齿宽， 1 d b d y = =0.83x48=39.84；[] F s ——许用弯曲应力； [ ] FCFL Fb F F K K S lim ss = 查表 8-11 得 b F lim s =1.8x240=432 N·mm -2 ， F S =1.8， FC K =1 （齿轮双面受载时的影响系数，单面取 1，双面区 0.7~0.8）， 6FVFOFL N N K = （寿命系数）循环基 数 FO N 取 4x10 6 ,循环次数 FV N =60nt=60x376x60x8=1.08288x10 7K FL =0.847≈1计算得[ ] F s =240 N·mm-2 σF =113.45 N·mm -2σF ≤[ ]F s 因此弯曲强度足够 四、轴的结构设计 1． 轴的材料选用 45 钢2． 估算轴的直径根据《精密机械设计》P257 式(10-2)，查表 10-2轴的最小直径 3 3 6 ] [ 2 . 0 / P 10 55 . 9 nP C n d T · = ´ ³ t 取 C=110 或 ] [ T t =30计算得d 1min ≈20mm d 2min ≈30mm取d 1=20mm，d 2=30mm3． 轴的各段轴径根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力 时，应具有一定高度，轴肩差一般可取 6～10mm。