直齿圆柱齿轮传动设计
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）%。
《直齿圆柱齿轮传动》课件
加工方法
常见的齿轮加工方法包括铣削、滚齿、磨齿等多种 技术。
检测技术
通过测量齿轮齿距、齿宽、齿顶间隙等参数来保证 齿轮传动的准确性。
2 缺点
齿轮制造和安装要求较高，噪音和振动较大。
直齿圆柱齿轮的设计与计算
1
齿轮参数计算
Hale Waihona Puke 根据传动比、输出转矩等参数计算齿轮的数学模型。
2
齿轮强度计算
通过考虑齿轮受力情况和材料强度等因素评估齿轮的可靠性。
3
齿轮副细节设计
确定齿轮齿数、模数等具体设计参数，并进行齿距、齿宽等细节设计。
直齿圆柱齿轮的加工与检测
《直齿圆柱齿轮传动》 PPT课件
通过直观的图片引入齿轮传动的概念，了解齿轮传动的基本定义和原理。
什么是齿轮传动
齿轮传动是一种常用的动力传输机械装置，利用齿轮间的啮合可实现转速和 转矩的传递。
齿轮的分类
齿轮根据齿轮的外形和结构特点可分为直齿轮、斜齿轮、锯齿轮、蜗杆齿轮 等多种类型。
直齿圆柱齿轮的原理
直齿圆柱齿轮是指齿轮的齿面是直面，齿轮齿根是圆柱曲面的一种齿轮传动形式。
直齿圆柱齿轮的应用
汽车行业
齿轮传动在汽车传动系统中起着至关重要的作用。
工业机械
直齿圆柱齿轮被广泛应用于各种工业机械装置中。
航空航天
齿轮传动在航空航天领域中用于实现复杂的机械动力传输。
直齿圆柱齿轮的优缺点
1 优点
齿轮传动效率高，传递能量稳定，齿轮经久耐用。
直齿圆柱齿轮设计步骤
直齿圆柱齿轮设计1.齿轮传动设计参数的选择齿轮传动设计参数的选择：1）压力角α的选择2）小齿轮齿数Z1的选择3）齿宽系数φd的选择齿轮传动的许用应力精度选择压力角α的选择由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。
我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。
为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。
但增大压力角并不一定都对传动有利。
对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16 o～18 o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。
小齿轮齿数Z1的选择若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。
另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。
但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。
不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。
闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=20~40。
开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z1=17~20。
为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z1≥17。
Z2=u·z1。
齿宽系数φd的选择由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。
圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。
对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为所以对于外捏合齿轮传动φa的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。
已知标准直齿圆柱齿轮传动
已知标准直齿圆柱齿轮传动
直齿圆柱齿轮传动是机械传动中常见的一种形式，它通过齿轮的啮合来传递动
力和运动。
在工程设计中，对于已知标准直齿圆柱齿轮传动的设计和计算是非常重要的。
本文将对已知标准直齿圆柱齿轮传动进行详细的介绍和分析。
首先，我们需要了解直齿圆柱齿轮传动的基本结构和工作原理。
直齿圆柱齿轮
由两个或多个啮合的齿轮组成，其中一个为主动轮，另一个为从动轮。
当主动轮转动时，通过啮合传递给从动轮，从而实现动力的传递。
在设计直齿圆柱齿轮传动时，需要考虑齿轮的模数、齿数、压力角等参数，以及齿轮的材料、硬度等因素。
其次，我们需要进行齿轮传动的计算和设计。
在进行计算时，需要确定传动比、齿轮的模数和齿数，以及齿轮的啮合角、齿顶高、齿根高等参数。
通过这些参数的计算，可以确定齿轮的尺寸和啮合条件，从而满足传动的要求。
在设计过程中，还需要考虑齿轮的强度和耐用性，以及齿轮轴的选材和尺寸。
另外，我们还需要注意直齿圆柱齿轮传动的安装和维护。
在安装过程中，需要
保证齿轮的正确啮合和轴线的对中，以及齿轮的润滑和冷却。
在使用过程中，需要定期检查齿轮的磨损和啮合状态，及时更换润滑油和密封件，以确保齿轮传动的正常运行。
总之，已知标准直齿圆柱齿轮传动的设计和计算是一项复杂而重要的工作。
只
有充分了解齿轮传动的结构和工作原理，进行准确的计算和设计，以及注意安装和维护过程中的细节，才能确保齿轮传动的正常运行和长期稳定性。
希望本文的介绍和分析能够对相关工程设计和实际应用提供一定的帮助和参考。
简述一对标准直齿圆柱齿轮传动设计准则
简述一对标准直齿圆柱齿轮传动设计准则下载提示：该文档是本店铺精心编制而成的，希望大家下载后，能够帮助大家解决实际问题。
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直齿圆柱齿轮传动设计
直齿圆柱齿轮传动设计首先，设计直齿圆柱齿轮传动需要确定齿轮的参数。
齿轮的参数包括模数m、齿数z、齿宽b、压力角α等。
模数决定了齿轮的尺寸，一般根据传动功率、转速等参数进行估算。
齿数z决定了齿轮的传动比，一般根据传动机构的要求确定。
齿宽b根据齿轮的载荷大小进行估算。
压力角α一般选取20°、22.5°、25°等常用的值。
确定了这些参数后，可以根据齿轮的几何特征进行齿轮的绘制。
接下来，需要计算直齿圆柱齿轮的传动比。
传动比一般定义为输入轴的转速与输出轴的转速之比，可以根据齿轮参数和传动机构的要求进行计算。
传动比的计算公式为：传动比=输出轴齿轮齿数/输入轴齿轮齿数在计算传动比时，还需要考虑两个齿轮的模数是否相等，如果不相等，需要进行修正。
修正公式为：修正传动比=传动比×(模数2/模数1)其中，模数1为输入轴齿轮的模数，模数2为输出轴齿轮的模数。
当修正传动比计算完成后，可以根据实际需求进行调整。
然后，需要进行齿轮的强度校核。
齿轮的强度校核是为了保证齿轮在正常工作状态下不会产生破坏。
常用的齿轮强度计算理论有力学强度设计法和面强度设计法。
力学强度设计法主要考虑齿轮的破坏形式为齿面弯曲破坏，通过计算齿面弯曲强度和弯曲疲劳强度来进行判断。
面强度设计法主要考虑齿轮的破坏形式为齿面所受的接触压力引起的疲劳破坏，通过计算齿面强度和疲劳寿命来进行判断。
最后，需要进行齿轮传动的精度校核。
直齿圆柱齿轮传动的精度校核主要有几何精度校核和运动精度校核。
几何精度校核包括齿轮齿宽误差、齿轮齿距误差和齿轮齿高误差等方面。
运动精度校核主要包括齿轮传动的轻载配合误差和重载配合误差两方面。
通过对齿轮传动的精度校核，可以保证齿轮传动的正常运行和传动精度。
综上所述，直齿圆柱齿轮传动的设计过程包括齿轮参数的选择、传动比的计算、齿轮的强度校核和精度校核。
在设计过程中，需要根据传动机构的要求和实际情况进行参数选择和计算，并进行强度和精度的校核。
直齿圆柱齿轮设计步骤
直齿圆柱齿轮设计1.齿轮传动设计参数的选择齿轮传动设计参数的选择：1）压力角α的选择2）小齿轮齿数Z1的选择3）齿宽系数φd的选择齿轮传动的许用应力精度选择压力角α的选择由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。
我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。
为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。
但增大压力角并不一定都对传动有利。
对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16 o～18 o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。
小齿轮齿数Z1的选择若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。
另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。
但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。
不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。
闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=20~40。
开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z1=17~20。
为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z1≥17。
Z2=u·z1。
齿宽系数φd的选择由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。
圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。
对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为所以对于外捏合齿轮传动φa的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。
单级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书
机械设计基础课程设计题目单级直齿圆柱齿轮减速器学生姓名小樊指导教师xx专业班级完毕时间2023.01.07设计题目:用于胶带运送的单级圆柱齿轮减速器, 传送带允许的速度误差为±5%。
双班制工作, 有轻微振动, 批量生产。
运动简图:61— 电动机 2—联轴器 3—单级齿轮减速器4—链传动 5—卷筒 6—传送胶带原始数据:目录：一、传动方案的拟定及说明 (1)二、电动机的选择和计算 (4)三、传动装置的运动和动力参数计算 (5)四、传动件的设计计算 (6)五、初选滚动轴承 (9)六、选择联轴器 (9)七、轴的设计计算 (9)八、键联接的选择及校核计算 (17)九、滚动轴承校核 (18)十、设计小结 (20)十一、设计任务书 (20)十二、参考资料 (24)3456 DFv211.传动方案的分析说明:2.方案中采用链传动。
避免了带传动中出现的弹性滑动和打滑；并且作用在轴上的压力小, 可减少轴承的摩擦损失；制造和安装的精度低, 有效减少生产成本。
由于链传动的润滑至关重要, 应选择合宜的润滑方式。
方案中采用单级圆柱齿轮减速器。
此类减速器工艺简朴, 精度易于保证, 适宜批量生产。
由题目数据可知, 载荷较小, 传动速度也较低。
总体来说, 该传动方案满足工作机的性能规定, 适应工作条件、工作可靠, 此外结构简朴、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
二、电动机的选择和计算1.电动机类型的选择:2.分析工作机工作条件及电源, 选用Y系列三相交流异步电动机。
电动机功率的选择:工作机所需功率2335minr393.4minr=由以上可以拟定电动机的型号为: Y2-132M-4d) 按弯矩复合强度校核已知小齿轮分度圆直径 , 轴的转矩 。
则圆周力22238.182t TF N d== 径向力tan 814.63r t F F N α==①. 轴受力分析简图（a ）407.4152r AY BY FF F N === 1119.0912t AZ BZFF F N === 由于轴承两轴承关于齿轮对称, 故②. 垂直面弯矩图（b ）截面a-a 在垂直面的弯矩为117.5a AY A M F l N m =⋅≈⋅③. 水平面弯矩图（c ）截面a-a 在水平面的弯矩为248.1a AZ A M F l N m =⋅≈⋅④. 合弯矩图（d ）221251.2a a a M M M N m=+≈⋅⑤. 扭矩图（e ）22d mm =2. 低速轴（即前述Ⅱ轴）1) 根据扭矩初算轴颈材料选用45#钢, 调质解决, 硬度 取轴的C 值为110。
直齿圆柱齿轮传动设计
2 × 1.5 × 3.98 × 105 3.5 + 1 = 189.8 × 2.5 × 0.87 × = 1004.35MPa 50 × 722 3.5 σ H < [σ H ]
接触疲劳强度足够。 接触疲劳强度足够。
5. 轮的实际圆周速度
v=
π d1n1
60 × 1000=来自π × 72 × 960
(2)闭式传动（硬齿面）：主要失效形式为 闭式传动（硬齿面）： 轮齿折断；次要失效形式为齿面的疲劳点蚀 疲劳点蚀。 轮齿折断；次要失效形式为齿面的疲劳点蚀。
设计顺序：弯曲疲劳强度设计 设计顺序：弯曲疲劳强度设计m→选Ｚ1 设计m
（17~24）→几何尺寸的计算→接触疲劳强 17~24） 几何尺寸的计算→ 度验算； 度验算； (3)开式传动：主要失效形式为齿面的磨损； 开式传动：主要失效形式为齿面的磨损 齿面的磨损； 次要失效形式为轮齿折断 轮齿折断。 次要失效形式为轮齿折断。
K β = 1.19 （查图 查图11-10） ）
3）计算载荷系数K ）计算载荷系数 （查表11-7） ） K A = 1 查表
将模数圆整为标准值， 将模数圆整为标准值，取m＝3 mm ＝
4）查取复合齿形系数YFS ）查取复合齿形系数 YFS1 = 4.25, YFS 2 = 3.98 （查图 查图11-9） ） 5）计算大、小齿轮的[σ F ] 并进行比较 ）计算大、
由次可见，若中心距 和其他条件不变 和其他条件不变， 由次可见，若中心距a和其他条件不变， 仅改变两轮齿数z 和模数m， 仅改变两轮齿数 1、z2和模数 ，则无论 如何组合，对接触疲劳强度无影响。 如何组合，对接触疲劳强度无影响。
2 KT1 Y FS1Yε bd 1 m
图11-13 （b）的小齿轮齿根弯曲应力为 ） 2 KT1 σ ' F1 = Y FS 1Yε bd 1 ' m'
机械基础-案例06 闭式直齿圆柱齿轮传动
闭式直齿圆柱齿轮传动设计一闭式直齿圆柱齿轮传动。
已知传递的功率P 1=20kW ，小齿轮转速n 1=1000r/min ，传动比i=3，每天工作16h ，使用寿命5年，每年工作300天，齿轮对称布置，轴的刚性较大，电机带动，中等冲击，传动尺寸无严格限制。
解：设计步骤见表 1．选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等小轮:40Cr 调质 HB 1=241～286，取260HBW ； 大轮：45调质 HB 2=197～255，取230HBW ； 7级精度取z 1=27，则大轮齿数z 2=i z 1=3×27=81， 对该两级减速器，取z=1。
2．确定许用弯曲应力δHlim1=710MPa ，δHlim2=580MPa ， δFlim1=600MPa ，δFlim2=450MPa ，安全系数取S Hlim =1.1 S Flim =1.25N 1=60×1000×5×300×16=14.4×108 N 2= N 1/i=14.4×108/3=4.8×108 得：Z N1=0.975 Z N2=1.043Y N1=0.884 Y N2=0.903MPa 3.6291.1975.0710][min11lim 1=⨯==H N H H S Z σσMPa 5501.1043.1580][min22lim 2=⨯==H N H H S Z σσMPa 32.42425.11884.0600][min111lim 1=⨯⨯==F X N F F S Y Y σσMPa 08.32525.11903.0600][min222lim 2=⨯⨯==F X N F F S Y Y σσ3．按齿面接触强度设计 （1）工作转矩mm N n P T ⋅=⨯=⨯=1910001000201055.91055.961161（2）载荷系数K A =1.5 K V =1.15 K =1.09K = K A K V K =1×1.15×1.09=1.88 （3）计算齿面弯曲应力查的弹性变形系数：Z E =189.8 节点区域系数： Z H =2.5。
直齿圆柱齿轮设计
计入载荷系数K后，得最大接触应力σH和小齿轮 分度圆直径d1分别为：
式中：“＋”号用于外啮合，“－”号用于内啮合。 许用接触应力［σH］（ HP ）——代入两齿轮
中的小者计算。
( HP )
❖ 斜齿圆柱齿轮用下式代入上式：
节点处的载荷： 综合曲率半径： 接触线的长度：
Fn
Hale Waihona Puke Ftcost cos b
σF≤〔 σF 〕； ❖ 提高轮齿的抗疲劳折断能力方法： ❖ 增大齿根过渡曲线半径； ❖ 降低表面粗糙度值； ❖ 减轻加工损伤（如磨削烧伤、滚切拉伤）； ❖ 采用表面强化处理（如喷丸、辗压）。
2. 齿面失效 (1)点蚀
❖ 点蚀是润滑良好的闭式传动常见的失效形式。 开式传动没有点蚀现象。
❖ 避免疲劳点蚀失效，可计算齿面接触疲劳强度 ： σH≤〔 σH 〕；
• 提高齿面接触疲劳强度措施有：
❖ 提高齿面硬度和降低表面粗糙度值；
❖ 在许可范围内采用大的变位系数和，以增大综 合曲率半径；
❖ 采用粘度较高的润滑油；
❖ 减小动载荷。
(2)齿面胶合
❖ 防止或减轻齿面胶合的主要措施有： ❖ 采用角度变位齿轮传动以降低啮合开始和终了
时的滑动系数； ❖ 减小模数和齿高以降低滑动速度； ❖ 采用极压润滑油； ❖ 选用抗胶合性能好的齿轮副材料； ❖ 材料相同时，使大、小齿轮保持适当硬度差； ❖ 提高齿面硬度和降低表面粗糙度值等。
滑油。
2. 设计计算准则
闭式传动的齿轮： ❖ 主要失效形式： ❖ 接触疲劳磨损； ❖ 弯曲疲劳折断； ❖ 胶合。 ❖ 一般只进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算。 ❖ 有短时过载时，应进行静强度计算。
闭式齿轮传动：
直齿圆柱齿轮设计
河南质量工程职业学院《机械基础》课程设计任务书目录一、课程设计任务书 (1)二、选题意义 (2)2.1 齿轮传动的特点和应用 (2)2.2 齿轮传动的类型 (2)2.3 齿廓啮合基本定律 (2)三、原始数据及设计要求 (3)四、设计过程 (3)4.1选择精度等级 (3)4.2选材与热处理 (4)4.3确定设计公式及校核公式 (6)4.4计算过程 (7)4.5确定主要参数 (10)4.6校核接触疲劳强度 (11)4.7结构设计及齿轮零件图 (12)五、设计小结 (16)六、参考文献 (16)二、选题意义2.1 齿轮传动的特点和应用齿轮传动是应用极为广泛的传动形式之一。
特点：能够传递任意两轴间的运动和动力，传动平稳、可靠，效率高，寿命长，结构紧凑，传动速度和功率范围广。
但需要专门设备制造，加工精度和安装精度较高，且不适宜远距离传动。
2.2 齿轮传动的类型齿轮传动的类型很多，按照两齿轮传动时的相对运动为平面运动或空间运动，可将其分为平面齿轮传动和空间齿轮传动两大类齿轮传动的类型2.3 齿廓啮合基本定律齿轮传动要求准确平稳，即要求在传动过程中，瞬时传动比保持不变，以免产生冲击、振动和噪音。
不论齿廓在任何点接触，过接触点所作两齿廓的公法线必须与连心线交于一固定点，这就是齿廓啮合基本定律。
三、原始数据及设计要求3.1直齿圆柱齿轮设计拟定。
3.1.1题目：设计带式输送机的一级直齿圆柱齿轮。
设计计算主动轮，从动轮各结构及尺寸，绘制主动轮图，标注主要尺寸及参数，设计计算主动轮轴键联接3.1.2工作条件：单班工作制，每班8h，工作期限10年 .3.1.3原始数据：该减速器由电动机驱动齿轮传递功率为10KW，低速轴转速n =1000r/min,传动比i=4,单向传动。
四、设计过程4.1选择齿轮精度等级。
输送机是一般工作机械，考虑次对齿轮的传递的功率不大，速度不高，故大小齿轮都选用8级精度。
要求齿轮面粗糙度Ra 1.6~3.2um..常用精度等级的齿轮的加工方法及其应用范围表14.2选材与热处理。
齿轮设计---设计用于螺旋输送机的闭式直齿圆柱齿轮传动
设计用于螺旋输送机的闭式直齿圆柱齿轮传动，传递功率P 1=1.8kw ，转速n 1=250r/min ，齿数比u=2.3，两班制工作，寿命10年（每年按250天计算），小齿轮作悬臂布置。
1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准直齿圆柱齿轮传动，压力角为20o 。
（2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-7，选用7级精度。
（3）材料选择。
由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBW ；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBW 。
（4）初选小齿轮齿数z 1=27，大齿轮齿数z 2=uz 1=2.3×27=62.1，取z 2=62。
2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d 1t ≥√2K Ht T 1∅d u+1u (Z H Z E Z ε[σH])231）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。
T 1=9.55×106P n 1=9.55×106×1.8250=6.876×104N ·mm③由表10-8选取齿宽系数∅d =0.6 ④计算区域系数Z HZ H =√2cosαsinα=√2cos200sin20o=2.5 ⑤由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 1/2 ⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε。
αa1=arccos z 1cosαz 1+2ℎa ∗=arccos 28×cos20028+2×1=28.712oαa2=arccos z 2cosαz 2+2ℎa ∗=arccos 65×cos20065+2×1=24.267oεα=z 1(tanαa1−tanα′)+z 2(tanαa2−tanα′)2π=z 1(tanαa1−tanα)+z 2(tanαa2−tanα)2π=28×(tan28.712o −tan20o )+65(tan24.267o −tan20o )2π=1.718Z ε=√4−εα3=√4−1.7183=0.872⑦计算接触疲劳许用应力[σH]。
设计计算变速箱一级直齿圆柱齿轮传动的轴1和轴2
设计计算变速箱一级直齿圆柱齿轮传动的轴1和轴2。
高速轴直径的设计计算1.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由轴的常用材料及其主要力学性能表选用：材料45钢，正火处理，HBS160~200。
查表10-1，取σb =600MP a ，查表10-4得 [σ-1]b =55MPa ，查表10-3：取C=110。
2.设计轴径1)初算轴径 mm 9.303.323125.7110n d 33===P C 考虑到轴上有键槽，轴径应增大3~5%即d =30.9×1.05=32.4mm2) 轴的结构设计（1）轴段①的设计。
轴段①上安装V 带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。
由最小直径初定①的轴径:d 1=33.5mm（2）轴段②的轴径设计。
考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度即h=(0.07~0.1)×33.5= 2.345~3.35mm轴段②的轴径d 2=d 1+2h=33.5+2x(2.345~3.35)=38.19~40.2mm可选择毡圈油封，由毡圈油封用槽表(手册P217)选取毡圈为：d 2=45mm（4）轴段③和⑦的轴径设计。
其上安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，选6210轴承。
由深沟球轴承表(手册P184)查得轴承内径承:d 3=d 7=50mm（5）轴段④和⑥的设计。
该轴段间接为轴承定位，查表(手册P184)d min =57可取d 4=d 6=60mm（6）轴段⑤的设计。
该轴段上安装齿轮，为便于安装，d5应略大于d 4，可初定d5=63mm ，则由普通平键及截面尺寸表查得该处的键的截面尺寸为18x11m m ，轮毂键槽深度为t 1=4.4mm ，该处齿轮齿根圆直径d f =d 1-2.5m=84-2.5x4=74;则轮毂键槽到齿根的距离为:1045.25.21.14.4-263-274t -2d -2d e 1s f =⨯=<===则:此处应做成齿轮轴,其尺寸d5为齿轮的尺寸 低速轴直径的设计计算1.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由轴的常用材料及其主要力学性能表选用常用的材料：45钢，调质处理，HBS200~240。
一级直齿圆柱齿轮减速器设计
由课本表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，KHβ=1.448
由b/h=9.33，KHβ=1.448查课本表10-13得KFβ=1.35：故载荷系数
K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.06×1×1.448=1.535
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）
大齿轮的齿数z2=7.2×28=201.6取z2=202
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径d1= z1m=28×1.25=35mm
d2= z2m=202×1.25=252.5mm
（2）计算中心距a=（d1+ d2）/2=（35+252.5）/2=143.75mm
YFa2YSa2/[σF]2=2.14×1.83/266=0.01472
大齿轮的数值大。
8)设计计算
m≥[2×1.431×18020×0.01472 /(1×212)]1/3=1.198mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.198并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触强度的的分度圆直径d1=34.81mm，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=34.81/1.25=27.848mm
4）计算齿宽与齿高之比b/h。
模数：mt=d1t/Z1=34.81/21=1.658mm
齿高：h=2.25mt=2.25×1.658=3.7305mm
b/h=34.81/3.7305=9.33