齿轮传动设计计算例题详解
直齿锥齿轮传动计算例题图文稿
直齿锥齿轮传动计算例题集团文件发布号：（9816-UATWW-MWUB-WUNN-INNUL-DQQTY-例题10-3 试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。
已知输入功率P=10kw ，小齿轮转速n1=960r/min ，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。
[解] 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。
（2）齿轮精度和材料与例题10-1同。
（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.2×24=76.8，取z2=77。
2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即d 1d ≥√4d dd d 1d (1−0.5d )2d(d d d d [d d ])231) 确定公式中的各参数值。
① 试选d dd =1.3。
② 计算小齿轮传递的转矩。
d 1=9.55×106×10960d dd =9.948×104d ?dd③ 选取齿宽系数d =0.3。
④ 由图10-20查得区域系数d d =2.5。
⑤ 由表10-5查得材料的弹性影响系数d d =189.8MPa 1/2。
⑥ 计算接触疲劳许用应力[d d ]。
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为d ddddd =600ddd ，d dddd2=550ddd 。
由式（10-15）计算应力循环次数：d 1=60d 1dd d =60×960×1×(2×8×300×15)=4.147×109，N 2=d 1d =4.147×1093.2=1.296×109由图10-23查取接触疲劳寿命系数d HN1=0.90，d dd2=0.95。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得[d d ]1=d dd1d dddd1d =0.90×6001ddd =540ddd[d d ]2=d dd2d dddd2d =0.95×5501ddd =523ddd取[d d ]1和[d d ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[d d ]=[d d ]2=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径d 1d ≥√4d dd d 1d (1−0.5d )2d(d d d d [d d ])23=√4×1.3×9.948×1040.3×(1−0.5×0.3)2×(7724)×(2.5×189.8523)23dd =84.970mm(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。
机械原理典型例题(第六章齿轮)333333
rb 2 ra 2
26.2
6-25：已知一对无侧隙安装的正常渐开线外啮合标准直齿圆柱齿轮
传动。Z1=19，Z2=42，m=5mm，α=20°。求实际啮合线长度 B1B2，基园齿距Pb，重合度εα，并绘出单齿啮合区和双齿啮合区及 一对齿轮自开始啮合至终止啮合时轮1所转过的角度Φ。
pb p cos m cos 14.76mm 0.633Pb=9.34 Pb=14.76
传动要求： i=2=Z1/Z2 a=m(Z1+Z2)/2
正确啮合条件： m1=m2=m a1=a2=a
序号 齿数Z 压力角a 齿顶圆da ha* 模数m
1
24
20
104
1
4
√
2
47
20
196
1
3
48
20
250
1
5
4
48
20
200
1
4
√
例7: 有一齿条刀具，m=2mm, α=20°,ha*=1,c*=0.25,刀具在切制
(1)一对能正确啮合传动的渐开线直齿圆柱齿轮，其啮合角一定为20°。X (2)渐开线标准齿轮的齿根圆恒大于基圆。 X (3)影响渐开线齿廓形状的参数有Z、α等，但同模数无关。X (4) m,α，ha*,c*都是标准值的渐开线直齿圆柱齿轮，一定是标准直齿
圆柱齿轮。X (5)渐开线直齿圆柱外齿轮，不管是标准的，还是变位的，其齿顶压力角
1.选择题：
(14)有一对渐开线直齿圆柱齿轮传动，其变位系数分别为x1、x2。 如它们作无侧隙的传动 ，则 (1)x1 + x2 =0的零传动时，其安装中心距_C___标准中心距； (2)x1 + x2 >0的正传动时，其安装中心距_A___标准中心距。 A. 大于 B. 小于 C. 等于
齿轮传动设计计算实例.docx
各类齿轮传动设计计算实例例1设计铳床中的一对标准直齿圆柱齿轮传动。
C 知：传递功率P = 7.5kw .小齿轮转速 m=1450r/mm 、传动比< = 2.08.小齿轮相对轴乐为不对称布誉，两班制，毎年I •作300d （天），使用 期限为5a （年九解，（1）选择齿轮材料及粘度等级考應此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿而。
小齿轮选用4OCr,调质•齿而峡度为240〜260HBS ；大齿轮选用45钢,调质，齿而硬度为220HBS （表8.5）•因是机床用齿轮,由表8.10选7精度,要求齿山丙1糙度R a < 1.6〜3.2“” .（2）按齿面接触疲劳强度设讣因两齿轮均为钢制齿轮,所以山（8.28）式得2叫S 誹确定冇关参数如下：1） 齿数乙和齿宽系数Pd収小齿轮齿轮勺=30,则大齿轮齿数z 2=i Zl =2.08x30 = 62.4・圆整z 2 = 62 o 实际传动比i 0 = — = — = 2.067◎ 30传动比误基 = 2 08-2.067 = 0 6%<2-5% 町用。
i2.08齿数比u = /0 = 2.067由表8.9 取忆= 0.9 （因非对称布置及软齿而）2） 转矩T,P7 5T. =9.55xl06—= 9.55xl06x —/nw = 4.94xl04mm“I 14503） 載荷系数K由表8.6取K = 1.35I ）许用接触应力0〃］曲图 8. 33c 査得 o Hhmi = 775M/U o Hhml = 520M 內 由式（8.33）计算应力循环次数NzN u = 6叽5 = 60 x 14 50 x 1 x （16x 300 x 5）= 2.09xl09N"由图& 34査得接傩疲劳的寿命系数Z 灯i =0.89 , Z 附2 =0.93 通过齿轮和一般匚业齿轮,按一般可靠度要求选取A S Z/ =1.0-所以计算两轮的许用接触卜/故得笛胖689.81叭1.0MFd = 483・6MFd520x0.93心"6处竺怦=7643』站心仆心x (2.076 + l)〃吩59.40MV <Pd lt \pH F V 0.9x2.076x483 62I )许用弯曲应力\a F ]由式(8.34)由图& 35c 森得：= 290MPa 厂 2L0MPa由图8. 36査得试验齿轮的咸力修正系数 按一般可靠度选取安全系数 计算阳轮的许用弯曲应力[J =叽上/ f = 290X 2X 0.SS = 40&32M 〃1 h S N1.25[]=m = 210x2x09 Mpa = 302.4M 九 1 J - S N 1.2、将求得的各参数代入式(8.29〉2K1\F 严厂亠丫刖bnrzi= 2x1.35x4.94x2 x2 52x1.625咖55X 22 X 30= 82・76MFa<E[= 80 18MF% 订 2故轮齿齿根穹曲彼劳强度足够。
标准直齿圆柱齿轮的传动设计计算
标准直齿圆柱齿轮的传动设计计算：
一.齿轮的受力分析：
圆周力Ft=Ft1=Ft2=2T1/d1=2T2/d2;
径向力Fr=Fr1=Fr2=Ft.tanа;
法向力Fn=Fn1= Fn2=Ft/COSа;式中：T1、Ｔ2为两齿轮的转距，Ｎ．ｍｍ；d1、d2为两齿轮的分度圆直径，mm；а为压力角，а＝20°。
若Ｐ为传递的功率，KW；n1为小齿轮的转速，r/min；可得转矩：T1=9.55*106P/n1.式中T1的单位为N.mm。
二.轮齿的计算载荷：
上式分析的法向力Fn是作用在轮齿上的理想状况下的载荷，称为名义载荷，在强度计算时，需引用载荷系数K（新国标中用使用系数、动载系数、分布系数、分配系数等考虑多种因素的影响，本处为简化计算，仅用载荷系数表示。
）则计算载荷Fnc=KFn；载荷系数K值可根据载荷特性查设计手册表中所得。
三.齿面接触疲劳强度计算：
四.齿面疲劳强度计算的目的是为了防止齿面点蚀失效。
防止齿面点蚀的强度条件为：节点
处的计算接触应力应该小于齿轮材料的许用接触应力，即：σH≤〖σH〗。
齿面最大的计算接触应力，可用赫兹应力公式计算：
式中：σH的单位为Mpa；Fn为作用在轮齿上的法向力，N;b为轮齿的宽度，mm；ρ1，ρ2为两轮齿廓在节点处的曲率半径，mm；μ1，μ2为两轮材料的泊松比；E1、E2为两轮材料的弹性模量，Mpa；正号用于外啮合，负号用于内啮合。
令ZE=
ZE称为齿轮材料的弹性系数，
普通圆柱蜗杆的传动效率η=（100-3.5i）%。
机械设计基础第13章 齿轮传动习题解答
的接触强度弱？（2）哪个齿轮的弯曲强度弱？为什么？
解：(1)接触强度
相互啮合的一对齿轮，起接触应力相等，即σH1=σH2. 由题意可知，[σH]1=600MPa>[σH2]=500MPa， 因此，大齿轮的接触强度弱。
（2）弯曲强度 相互啮合的一对齿轮，其弯曲强度的大小主要取决于的
YFaYSa
的比值。
[σ F ]
可见,
YFa1YSa1 2.81.55 0.024
[σ F ]1
179
因此，大齿轮的弯曲强度弱。
YFa2YSa2 2.4 1.67 0.028
[σ F ]2
144
YFa1YSa1 YFa2YSa2
[σF]1 [σF]2
13.6受力分析题：图示为圆锥-圆柱齿轮传动装置。轮1为主动轮， 转向如图所示，轮3、4为斜齿圆柱齿轮。 (1)轮3、4的螺旋方向应如何选择，才能使轴Ⅱ上两齿轮的轴向力相 反? (2)画出齿轮2、3所受各分力的方向。
, F2 YFa 2YSa 2
}
40 42 20 70.98 245552Nmm
T2
F1 340 78.34 YFa1YSa1 2.8 1.55
F 2 280 70.98 YFa2YSa2 2.28 1.75
T1
n1 n2
245552 3 736657Nmm
2 1.85
2)计算接触强度允许的输出转矩 H
13.1有一对齿轮传动，m=6mm,z1=20,z2=80,b=40mm.为了 缩小中心距，要改用m=4mm的一对齿轮来代替它。设载
荷系数K，齿数z1、z2及材料不变。试问为了保持原有接 触强度，应取多大的齿宽b?
(附接触强度计算公式：)
H ZHZE
齿轮传动强度设计计算
直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析阮超传递：功率P，转速n，扭矩T齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 1.齿轮箱外形尺寸不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P2=120*4/3KW 接触 体积不变，转速变化3600/3000，P2=120KW；弯曲变化机理：齿形变大 接触变化机理：P=T*n/9550已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析阮超传递：功率P，转速n，扭矩T齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 2.齿轮箱齿数不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW2 2 2 2弯曲变化机理：力臂和曲率半径增大 接触变化机理：单位齿宽负载和直径增大已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析阮超传递：功率P，转速n，扭矩T齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 3.齿轮箱尺寸放大4/3倍，n2=3600r/min， 求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW2 2 3 3弯曲变化机理：齿宽b，模数m增大 接触变化机理：齿宽b，模数m增大已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析阮超传递：功率P，转速n，扭矩T齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 4.齿轮材料选用1.2倍σ，n2=3600r/min， 求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*1.2KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（1.2） KW2 2 2弯曲变化机理：材料增强 接触变化机理：材料增强已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm。
《机械设计》闭式直齿齿轮传动计算
2使设计提升机构上用的闭式直齿圆柱齿轮传动。
已知：齿数比u=4.6，转速n1=730,传递功率P1=10KW，双向传动，预期寿命5年，每天工作16个小时，对称布置，原动机为电动机，载荷为中等冲击；Z1=25，大小齿轮材料均为45度钢，调质处理，齿轮精度为8级，可靠性要求一般。
解：1 确立设计约束根据给定条件为闭式确定齿面硬度给定45度钢，且调质处理。
定小齿轮为230~260HBS，大齿轮为250~280HBS，软齿面按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。
定大小齿轮硬度均为250HBS。
2 确定许用应力查图3-16，Hlim1=Hlim2=700Mpa查图3-17，得Flim1=Flim=280Mpa查表3-4，取SHmin=1.1,SFmin=1.5.U==4.6,Z1=25,故Z2=115每年工作按300天计算N1=60n1ta=607301630051=10.512N2= N1/u=10.512108/4.6=2.26108查图3-18，得ZN1=1,ZN2=1.1查图3-19，得YN1=YN2=1Hp1===636.4MpaHp2===700MpaFp1=Fp2=YN==373.3Mpa3 按齿面疲劳接触条件查图3-11 =0，ZH=2.5计算工作转轴T1T1=9.55106=9.55106=130822N.mm查表3-1，KA=1.5,取KV=1.2，K=1.1，K=1.1K= KAKV K K=1.51.21.11.1=2.178查表3-6，d=1d1===65.45mm4 确立模数m=d1/Z1=65.45/25=2.618mm取m=2.618mm d1=2.61825=65.45mm5 计算圆周速度并校核V===2.5m/s查表3-5 8级精度的齿轮v6m/s故满足要求6 确立齿轮的参数m=2.618mm, d=1, Z1=25,Z2=1157 校核弯曲强度查图3-14 YFa1=2.72 YFa2=2.2YSa1=1.59 YSa2=1.8取Y=0.7F1=YFa1 YSa1 Y=2.721.590.7=153.8Mpa<Fp1=373.3MpaF2=YFa2 YSa2Y=2.21.80.7=140.9MPa<Fp2=373.3Mpa则该齿轮满足要求。
齿轮传动设计计算实例
解：
cos
mn 2a
z1
z2
4 30 60
2 190
0.9474
所以
1840
tan t
tan n cos
tan 20 cos1840
0.3640 0.9474
0.3842
d1
mn cos
z1
4 30 0.9474
mm 126.662mm
d2
mn cos
z2
4 60 0.9474
m d1 59.40 mm 1.98mm z1 30 m 2mm
（3）校核齿根弯曲疲劳强度
由式（8.29） 确定有关参数和系数
F
2 KT1 bm 2 z1
YFaYSa
F
1）分度圆直径
d1 mz1 2 30mm 60mm
d 2 mz2 2 62mm 124mm
2）齿宽
b d d1 0.9 60mm 54mm
（3）校核齿面接触疲劳强度
由式（8.45）
H 3.17Z E
KT u 1
bd 12 u
H
确定有关参数和系数：
1）分度圆直径
d1
mn z1 cos
3 24 cos1415
mm 74.29mm
d2
mn z2 cos
3 60 mm 185.72mm 0.9692
2）齿宽 b
b d d1 0.6 74.29mm 44.58mm
mm 253.325mm
d a1 d1 2mn 126.662 8mm 134.662mm d a2 d 2 2mn 253.325 8mm 261.325mm
db1 d1 cos t 126.662 0.9335mm 118.239mm
齿轮传动设计计算例题详解
齿轮传动设计计算的步骤(1)根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。
(2)分析失效形式，根据设计准则，设计m或d1;(3)选择齿轮的主要参数；(4)计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9T0或表971;(5)根据设计准则校核接触强度或弯曲强度；(6)校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等；(7)绘制齿轮零件工作图。
以下为设计齿轮传动的例题：例题试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。
已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW,小齿轮转速n1=950r/min,传动比i=4,单向运转，载荷平稳。
使用寿命10年，单班制工作。
解：(1)选择材料与精度等级小轮选用45钢，调质,硬度为229〜286HBs (表9-4)大轮选用45钢，正火，硬度为169〜217HBs(表9-4)。
因为是普通减速器，由表973 选IT8级精度。
因硬度小于350HBS,属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。
(2)按接触疲劳强度设计①计算小轮传递的转矩为T. =9.55X106— =9.55X106 X —=105N • mmL 1nl 950查表9-5取③齿数Z 和齿宽系数〃. 取z1=25,则z2 = izl =4x25 = 100因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表972选 取〃广1。
④许用接触应力【0〃】 由图979 (c)查得=57。
河&6nm 2 = 53OMP”由9-7表查得SH=1N| =60nJLh = 60x955乂 10x52x5x8)= 1.19xl09N,=M = 30= 3x1(/i 4查图 978 得Zw = l, Z N 2 = L08 由式(9-13)可得O H 1 = Z M P 〃皿=122Z2 = 570MPaS H 1= Z N 2 sM2 = 108x530 = 572 4”所S a查表9-6得Z/=189.8西西，故由式(9-14)得71.1X 1O 5X 5 f 3.52x189.8 Y\ 1x4 [ 570 J〃？=必=tLl = 2.296mm 乙25 由表97取标准模数m=2. 5mm"1.1=57.4mmd 1 = mzl = 2.5x25 = 62.5mmd2 = mz2 = 2.5x100 = 250mmb = y/ • d\X62.5 = 62.5〃〃〃圆整后取b2=65mm。
齿轮传动例题1
2、按齿面接触强度设计
计算载荷系数 根据v=3.29m/s，7级精度，查图得动载系数Kv=1.12。
直齿轮，KH= KF= 1。
由表查得使用系数KA= 1 。 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置 时，KH= 1.423。 由b/h=10.67，KH= 1.423查图得KF= 1.35；故载荷系数 K=KAKvKHKH=1×1.12×1×1.423=1.594
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （GB 10095-88）。 材料选择 由表选择 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS； 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS。 选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.2×24=76.8， 取z2=77。
4、几何尺寸计算 5、结构设计及绘制齿轮零件图
YFa 1YSa 1
YFa YSa
F
并加以比较。
F 1
2.651.58 0.01379 303.57 2.2261.764 0.01644 238.86
YFa 2YSa 2
F 2
3、按齿根弯曲强度设计
设计计算
2 KT1 YFa2YSa2 m3 2 d z1 [ F ]2
2、按齿面接触强度设计
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1 d1t 3
K 1.594 3 65.396 69.995mm Kt 1.3
计算模数
d1 69.995 m 2.92 mm z1 24
3、按齿根弯曲强度设计
齿轮传动强度计算例题01
同济大学《机械设计》JXSJ51直齿圆柱齿轮传动例题：如图设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。
已知输入功率P 1=40KW ，小齿轮转速n 1=960r/min,齿数比u=3.2,由电动机驱动，工作寿命15年(每年 工作300天)，两班制，带式运输机工作平稳，转向不变。
解：1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1) 选用直齿轮。
2) 材料：考虑到功率较大，大小齿轮均用硬齿面.3) 材料为40Cr ；调质后表面淬火，齿面硬度为48~55HRC.4) 选取精度等级：初取7级精度 5) 齿数：Z1=24；Z2=uZ1=77 2. 按齿面接触疲劳强度设计 1)设计公式：2)确定各参数值 （1） 初取K t =1.3 （2） 转矩T 1=95.5×105P/n 1=95.5×105×40/960=3.98×105N·m（3） 选取齿宽系数. ψd =0.9（4） 弹性影响系数. ZE=189.8Mpa1/2 （5） 许用应力 a) 接触疲劳强度极限σHlim = σHlim1= σHlim2=1170Mpa b)应力循环次数：N 1=60n 1γL h =60⨯960⨯1⨯(2⨯8⨯300⨯15)=4.147⨯109N 2=N 1/u=4.147⨯109/3.2=1.296⨯109 c)寿命系数：K N1=0.88 K N2=0.90 d)许用安全系数 [s]=1 e)许用应力：[σHlim1]= K N1σHlim1/s=0.88⨯1170/1=1030Mpa [σHlim2]= K N2σHlim1/s=0.9⨯1170/1=1053Mpa [σHlim ]= [σHlim1]=1030Mpa （6） 初算直径3)修正计算 （1） 速度：v=πd 1n 1/60⨯1000=3.14⨯68.39⨯960/60⨯1000=3.44(m/s)（2） 齿宽 b=ψd d 1t =0.9⨯68.39=61.55mm （3） 计算齿宽与齿高之比模数：m t =d 1t/Z 1=68.39/24=2.85 齿高：h=2.25m t =2.25⨯2.85=6.413 b/h=61.55/6.413=9.6 （4） 计算载荷系数a)动载系数 K v =1.12 b)使用系数 K A =1b)齿间载荷分配系数设K A F t /b ≥100N/mm 则：K H α=K F α=1.1c)齿向载荷分布系数：K H β=1.43，K F β=1.37载荷系数：K H =K A K V K H βK F β=1⨯1.12⨯1.1⨯1.43=1.72 K F = K A K V K H βK F β=1⨯1.12⨯1.1⨯1.37=1.69（5） 修正分度圆：（6） 计算模数m m=d 1/Z 1=75.08/24=3.128mm 2.按齿面弯曲疲劳强度设计 1) 计算公式2) 确定公式内的各参数值(1) K F =1.69；T 1=3.98⨯105；ψd =0.9；Z 1=24 (2) 许用应力a) 极限应力： σF1=σF2=680Mpa b) 寿命系数： K FN1=0.88；K FN2=0.90 c) 安全系数：S=1.4 d) 许用应力：[σF1]=K FN1σF1/S=0.88⨯680/1.4=427.4Mpa [σF2]=K FN2σF2/S=0.90⨯680/1.4=437.14Mpa (3) 齿形系数：Y Fa1=2.65；Y Fa2=2.226(4) 应力校正系数：Y Sa1=1.58；Y Sa2=1.764 (5) 计算Y Fa Y Sa/[σF ]Y Fa1Y Sa1/[σF1]=2.65⨯1.58/427.4=0.0098Y Fa2Y Sa2/[σF2]=2.226⨯1.764/437.14=0.00898 Y Fa Y Sa /[σF ]=0.00983) 计算3. 几何计算1) 分度圆直径：d 1=75mm ；d 2=mZ 2=3⨯80=2402) 模数：由接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算，取m=3mm3) 齿数：Z 1=d 1/m=75/3=25Z 2=uZ 1=3.2⨯25=804) 齿轮宽度：b=ψd d 1=0.9⨯75=67.5mm取B 1=73mm ；B 2=68mm5) 验算：F t =2T 1/d 1=2⨯3.98⨯105=10613.33NK A F t /b=1⨯10613.33/68=156.08N/mm>100N/mm合适4. 结构设计（略）12 3 4 5 6 7[]321112 32.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±≥H E d Z u u KT d σψ[])(39.6810308.1892.312.39.0103983.12 32.212 32.23253211mm Z u u T K d H E d t t =⎪⎭⎫ ⎝⎛±⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±≥σψ)(08.753.1/72.139.683311mm K K d d t t =⨯==[]32112sa Fa F d Y Y z KT m σψ≥mm m 94.20098.0249.01098.369.12325=⨯⨯⨯⨯⨯≥。
斜齿轮设计(史上最详细的计算过程,有图有表有计算)
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：a≥476（u+1）√KT1φa σHP2u3 1)小齿轮传递扭矩T1：T1=9550×Pn1=9549×95730=1243N.m2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σHP =σHlimS Hmin查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σHP2=σHlim2S Hmin2=7601.1MPa=691MPa6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×12430.4×6912×3.113=292.67mm取圆整为标准中心距a =300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：z1=2acosβm n(u+1)=2×300×0.9884×(3.11+1)=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=m n(Z1+Z2)2a =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：d1=m n Z1cosβ=4×360.98667=145.946mmd2=m n Z2cosβ=4×1120.98667=454.053mm12）确定齿宽：b=Фα×a =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：V=πd1n160×1000=π×145.946×73060×100=5.58m/s根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据σH=Z H Z E Zεβ√F1bd1u+1uK A×K V×K Hβ×K Ha1）分度圆上的圆周F1：F1=2T1d1=2×1243×103145.946=17034N2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.5 3）动载荷系数K V：K V=1+(K1K A F1b+K2)Z1V100√u21+u2查表16.2-39得K1=23.9,K2=0.0087代入上式得K V =1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√ 3.1121+3.112 =1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K H β，根据表16.2-40，装配时候检验调整：K Hβ=1.15+0.18×(b d 1)2+0.31×10−3×b=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：K A F t b=1.5×17034120=213 N/mm 2,K H α=1.16)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.477)弹性系数Z E ，查表16.2-43，Z E =189.8√MPa8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zεβ：当量齿数：Z V1=Z1COS3β=360.986673=37.5Z V2=Z2COS3β=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度εav:εav=εaI+εaII ,查图16.2-10，分别得到εaI=0.83，εaII=0.91，εav:εav=εaI+εaII=0.83+0.91=1.74按 φm=bm =1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得εβ=1.55按εav= 1.74，εβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Zεβ=0.76 9）将以上数据代入公式计算接触应力σH=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11× √1.5×1.23×1.27×1.1=649MPa10）计算安全系数S H根据表16.2-34，S H=σHlimZ HT Z LVR Z W Z XσH寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109N2=N1i=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1 将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=σHlim1Z NT1Z LVRσH Z w Z X=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=σHlim2Z NT2Z LVRσH Z w Z X=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
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。
齿轮传动典型例题解(设计)
齿轮传动典型例题（设计）一、应熟记的公式：6021n πω=；;1055.91161n P T ⨯= η⋅⋅=1212i T T1）直齿：112d T F t =； αtan ⋅=t r F F ； αcos tn F F = 。
21t t F F -=；21r r F F -=。
2）斜齿：21t t F F -=； 21r r F F -=； 21a a F F -=。
1212d T F t =；βs c Zm d n 011=。
βαcos /tan 11n t r F F ⋅=； βtan 11⋅=t a F F 。
3）圆锥：21t t F F -=；21a r F F -=；21r a F F -=。
1112m t d T F =, )5.01(sin 1111R m d b d d φδ-=-=； 111cos tan δα⋅=t r F F ； 111sin tan δα⋅⋅=t a F F 。
R b R =φ，22222212221d d Z Z m R +=+=；121221tan tan δδc Z Z n n i ==== 4）蜗轮蜗杆：21a t F F -=；21r r F F -=； 21t a F F -=。
1112d T F t =，mq d =1； 22212d TF F t a ==； αtan 221t r r F F F == 二、习题1． 判断下列圆锥齿轮受力，设驱动功率为P ，主动轮转速为1n （方向如图示）。
各齿轮几何参数均已知。
求：（1）两轮各力的方向；（2）各力计算表达式。
解：（1）如图所示；（2）;1055.91161nP T ⨯=η⋅⋅=1212i T T ； 21112t m t F d T F -==，)5.01(sin 1111R m d b d d φδ-=-=； 111cos tan δα⋅=t r F F ；111sin tan δα⋅⋅=t a F F 。
直齿锥齿轮传动计算例题
计算实际载荷系数 。 ①由表 10-2 查得使用系数
2
v1.0 可编辑可修改
②根据 Vm=s、8 级精度（降低了一级精度），由图 10-8 查得动载系数 Kv=。 ③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 ④由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数
（3）计算齿轮宽度
5
v1.0 可编辑可修改
取
。
5.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）
6.主要设计结论
齿轮
，压力角
分锥角
、
，齿宽
。小齿轮选用 40 Cr（调质），大齿轮
选用 45 钢（调质）。齿轮按 7 级精度设计。
6
②直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数
③由表 10-4 用插值法查得
，于是
。
则载荷系数为
2） 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为
按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数 =2mm，按照接触疲劳强
度
算
得
的
分
度
圆
直
径
取
互质，取
。
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
（2）计算分锥角
由式（10-15）计算应力循环次数：
，
1
由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-14）得
v1.0 可编辑可修改
取
和
中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
2）试算小齿轮分度圆直径
(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
v1.0 可编辑可修改
齿轮计算试题及答案
齿轮计算试题及答案1. 已知一对直齿圆柱齿轮，主动齿轮齿数为20，从动齿轮齿数为80，试计算从动齿轮的转速。
答案：主动齿轮转速为n1，从动齿轮转速为n2，齿数分别为Z1和Z2。
根据齿轮传动比公式 i = Z2/Z1，可以得到转速比 n1/n2 = Z1/Z2。
将已知数值代入公式，得到 n1/n2 = 20/80 = 1/4。
因此，从动齿轮的转速为主动齿轮转速的4倍。
2. 计算一个模数为2mm，齿数为30的齿轮的齿顶圆直径。
答案：齿顶圆直径 d_a = m * (Z + 2)，其中 m 为模数，Z 为齿数。
将已知数值代入公式，得到 d_a = 2 * (30 + 2) = 2 * 32 = 64mm。
因此，该齿轮的齿顶圆直径为64mm。
3. 一对齿轮的中心距为500mm，主动齿轮齿数为40，从动齿轮齿数为160，试计算齿轮的分度圆直径。
答案：分度圆直径 d = m * Z，其中 m 为模数，Z 为齿数。
由于中心距 a = (m * (Z1 + Z2)) / 2，可以求出模数 m = 2 * a /(Z1 + Z2)。
将已知数值代入公式，得到 m = 2 * 500 / (40 + 160) = 1000 / 200 = 5mm。
因此，分度圆直径 d = 5 * 40 = 200mm。
4. 已知一个齿轮的齿顶圆直径为100mm，齿数为25，试计算该齿轮的模数。
答案：模数 m = d_a / (Z + 2)，其中 d_a 为齿顶圆直径，Z 为齿数。
将已知数值代入公式，得到m = 100 / (25 + 2) = 100 / 27 ≈3.70mm。
因此，该齿轮的模数约为3.70mm。
5. 一对齿轮的中心距为300mm，主动齿轮齿数为50，从动齿轮齿数为100，试计算齿轮的分度圆直径和模数。
答案：首先，根据中心距 a = (m * (Z1 + Z2)) / 2，可以求出模数 m = 2 * a / (Z1 + Z2)。
(完整版)机械设计基础齿轮传动设计例题.doc
例 1设计用于带式输送机传动装置的闭式单级直齿圆柱齿轮传动。
传递功率P=2.7kW，小齿轮转速n1=350r/min，传动比 i=3.57。
输送机工作平稳，单向运转，两班工作制，齿轮对称布置，预期寿命10 年，每年工作 300 天。
解： 1. 选择齿轮精度等级、材料、齿数1）带式输送机属于一般机械，且转速不高，故初选择8级精度。
2）因载荷平稳，传递功率较小，可采用软齿面齿轮。
参考表 5-6，小齿轮选用 45 钢调质处理，齿面硬度 220~250HBS，σHLim1 =595MPa，σF E1=230MPa；大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度170~200HBS，σH Lim2 =520MPa，σ FE2=200MPa。
3）初选小齿轮齿数z1=24，则 z2=iz1=3.57×24=85.68，取 z2=87。
故实际传动比 i=z2/ z1=87/ 24=3.62，与要求的传动比 3.57 的误差小于3%。
对于齿面硬度小于350 HBS 的闭式软齿面齿轮传动，应按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。
2.按齿面接触强度设计2设计公式 5-48d 12000KT1 u 1 Z E Z H Z 3ud H1）查表 5-8，原动机为电动机，工作机械是输送机，且工作平稳，取载荷系数 K=1.2。
2）小齿轮传递的转矩T1 9550 P95502.773.671N m n1 3503）查表 5-13，齿轮为软齿面，对称布置，取齿宽系数φ=1。
4）查表 5-10，两齿轮材料都是锻钢，故取弹性系数Z E =189.8MPa1/2。
5）两齿轮为标准齿轮，且正确安装，故节点区域系数Z H =2.5，取重合度系数 Z ε=0.9。
6）计算许用接触应力①应力循环次数HLimZ NZ W Z XHSH小齿轮 N 1=60n 1jL h =60×350×1×(2 ×8×300×10)=10.08 ×108大齿轮 N 2= N 1/ i=10.08 ×108/ 3.62=2.78×108②据齿轮材料、热处理以及 N 1、N 2，查接触疲劳寿命系数图表，不允许出现点蚀，得接触疲劳寿命系数Z N1 =1， Z N2 =1，两齿轮均为软齿面故 ZW=1 ，ZX=1 。
直齿锥齿轮传动计算例题
例题10-3试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。
已知输入功率P=10kw，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。
[解]1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。
（2）齿轮精度和材料与例题10-1同。
（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.224=76.8，取z2=77。
2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即1)=1.3计算小齿轮传递的转矩。
9.948选取齿宽系数=0.3。
查得区域系数查得材料的弹性影响系数。
[]由图由式（，由图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径(2)13.630m/s②当量齿轮的齿宽系数0.342.832mm2)①由表查得使用系数②根据级精度（降低了一级精度）④由表由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-27）试算模数，即1）确定公式中的各参数值。
①试选②计算由分锥角由图由图由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图取弯曲疲劳寿命系数，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2)试算模数。
=1.840mm（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。
③齿宽b。
2)①根据查得动载系数③由表，于是。
则载荷系数为2）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为径取互质，取。
4.（1）计算分度圆直径（2）计算分锥角（3）计算齿轮宽度取。
5.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）6.主要设计结论齿轮，压力角分锥角、，齿宽。
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齿轮传动设计计算的步骤
（1） 根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的
齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。
（2） 分析失效形式，根据设计准则，设计m 或d1； （3） 选择齿轮的主要参数；
（4） 计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5） 根据设计准则校核接触强度或弯曲强度；
（6） 校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等； （7） 绘制齿轮零件工作图。
以下为设计齿轮传动的例题：
例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。
已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。
使用寿命10年，单班制工作。
解：（1）选择材料与精度等级
小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。
因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。
因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。
（2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为
T 1 =9.55×10
6n1
P =9.55×106×95010=105N ·mm
②载荷系数K
查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψd 取z1=25，则
100254iz1z2=⨯==
因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψd =1。
④许用接触应力【σH 】 由图9-19（c ）查得
MPa H 5701
lim =σ
MPa H 5302lim =σ
由9-7表查得SH=1
9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ⨯N
()8
9
1
2
10
34
1019.1i =N N ⨯=⨯=
查图9-18得11=Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得
[]MPa H S
Z
H
H N 5701570
11
lim 1
1=⨯=
•=
σσ []MPa H
S
Z
H
H N 4.5721
530
08.12
lim 2
2
=⨯=
•=σσ
查表9-6得MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得
[]
mm H u u K Z T d
E d 4.575708.18952.3415101.152.3)1(3253
2
111
=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±≥σψ mm m z
d
296.225
4
.571
1
==
=
由表9-1取标准模数m=2.5mm （3）确定基本参数，计算主要尺寸
62.5mm 252.5mz1d1=⨯== 250mm 1002.5mz2d2=⨯== mm b d d
5.625.621=⨯•=ψ
圆整后取b2=65mm 。
70mm 5b2b1=+=
156.25mm 100)(252.52
1
z2)m(z121a =+⨯⨯=+= （4）校核齿根弯曲疲劳强度 确定有关系数与参数： ①齿形系数
查表9-8得65.21=Y F ， 2.18Y F2= ②应力修正系数
查表9-9得 1.591=Y S ， 1.802=Y S ③许用弯曲应力[]σF 由图9-21(c)查得
MPa F 2001
lim =σ
MPa F 1802lim =σ
由表9-7查得 1.3=S F 查图9-20得121==Y Y N N 由式（9-16）可得
[]
MPa F s
Y F
F N 1543.1200
11
lim 1
1
=⨯=
•=σσ
[]MPa F
s
Y
F
F N 1393.1180
2
lim 2
2
==
•=σσ
所以由式（9-15）
[]MPa F MPa b K Y Y z m T S F F 1549159.165.2255.265101.1221
25
111
21
1=<
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ
[]MPa F MPa Y
Y Y Y S F S F F F 1398559
.165.28
.118.2912
1
1
2
21
2=<
=⨯⨯⨯==σσσ
齿根弯曲疲劳校核合格。
（5）验算圆周速度
s m s m v n d /13.3/1000
60955
5.621000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
由表9-13可知，选IT8级精度是合适的。
设计齿轮结构，绘制齿轮工作图（略） 以下是该查的表及图和公式 表9-1
表9-2 表9-4
表9-5
表9-6 表9-7
表9-8 表9-9
表9-13 图9-18
图9-19
图9-20
图9-21（c）。