（4）计算应力循环次数（I轴上小齿轮）
9
N=60nijLh=60x970x1X（2x8X300X8）=2.235x10
（II轴上大齿轮）
N>=60x219x1x（2x8x300x8）=5.046x108
此式中j为每转一圈同一齿面地啮合次数.Lh为齿轮地工作寿命，单位
小时
（5）查得接触疲劳寿命系数ZN1=0.90
Zn2=0.95
（6）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1,S由[1]P120表7-9地
[h]1=KhndHlim1/S=0.90*600MPa=540Mpa
[；「H]2=KhwdHlim2/S=0.95*550MPa=522.5MPa
由[1]Pn8式7-8a得
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t
（4）计算载荷系数K由[1]Pm表7-3
已知载荷平稳，所以取Ka=1
根据v,7级精度，查得动载系数Kv仁1.10;
查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb地计算公式和直齿轮
地相同，查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数
K
KhbKhbi=1.417再根据齿宽与齿高之比—,查得按弯曲强度计算用
h
地齿向载荷分布系数[1]P113表7-5查得Kfbi=1.32dvzfvkwMIl
查得KHa=KFa1=1.
故：
载荷系数K=KA1K/1KHaKHB1=1X1.07x1x1.308=1.559
（5）按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径，
3
d1=d1t,K/Kt由于试选地糸数与实际载荷糸数十分相近，不必
校正.d1=d1t=61.382
pl
⑹计算模数mnmn1=-1=61.382/22=2.79
乙
4.按齿根弯曲强度设计
由[1]P117表7-7
Eq2KT策aYsa
m3dZ2丄F1
1）确定计算参数
由[1]P123图7-16查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限dFE1=420MP大齿轮
地弯曲疲劳强度极限dFE2=340MPrqyn14ZNXI
由[1]P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Yn仁0.86,Yn2=0.89,
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.3查[1]P143表7-13得
0.86*420
[dF1]=（Yn1*dF1）/S==258Mpa
1.4
0.89*340
[dF2]=（Yn2*dF2）/S==216.14Mpa
1.4
（1）计算载荷系数
K1=K/K/11K：
a11K：
B11=1x1.10x1x1.32=1.452
（2）查取应力校正系数
由表[1]Pn6表7-7查得YSa1=2.72,YSa2=1.57YFa1=2.18,
Khb1=1.417
KFB1=1.32
KHa=KHa=1.1
K=1.559
d1=61.382mm
m=2.79
计算大、小齿轮地并丫严：
加以比较
Yn1=0.90
Yn2=0.93
S=1.3
[dF1]=258Mpa
[dF2]=216.14Mpa
K=1.452
Ysa1=2.72
Ysa2=1.57
YFa1=2.18
YFa2=1.79
YFa2=1.79
YFa1Ysa1=0.01655
一乔「
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度地模数m大于由齿根弯曲疲劳强
度计算地模数，取m1=2.0mm
已可满足齿根弯曲疲劳强度.但为了同时满足接触疲劳强度，需按前面接触疲劳强度算得地分度圆直径d来计算应有地齿数.于是由EmxvxOtOco
Z1=31
Z2=137
d1=62
d2=274
Z^mr=61.382/2=30.691取乙=31,则1送1=31X4.42:
137
5.几何尺寸计算
1）计算中心距
a=168
d1=Z1R!
=31*2=62mmd2=Z2R1=137*2=274mm
d^i+d2/、
a12=12=（62+274）/2=168mm
2
2）计算齿轮宽度
b12=dd1=1X62mm=62mm.
圆整后取B=62mmB=67mm
B1=62mm
3）由此设计有B2=67mm
模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
2
62
67
31
大齿轮
2
274
62
137
B低速齿地轮计算
输入功率
小齿轮转速
齿数比
小齿轮转矩
载荷系数
7.11KW
219.46r/min
2.94
309.474N-m
1.3
1•选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为
45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS.SixE2yXPq5
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=71地；
2•按齿面接触强度设计
因为低速级地载荷大于高速级地载荷，所以通过低速级地数据进行计算
[1]P114式7-5试算，即
dit>2.233⑴匕-1）V①d*u
3.确定公式内地各计算数值
（1）试选Kt=1.3[1戸26
（2）由[1]P118表7-8选取尺宽系数$d=1
（3）由[1]Pn5表7-6查得材料地弹性影响系数Ze=189.8Mpa
（4）由[1]P122图7-15d按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极
限（THlim1=600MPa；大齿轮地解除疲劳强度极限（THlim2=
550MPa；6ewMyirQFL
（5）由[1]P118式7-9计算应力循环次数
8
（II轴上小齿轮）N3=N=5.046X10
8
（III轴上大齿轮）N4=60X75X1X（2X8X300X8）=1.728X10
此式中j为每转一圈同一齿面地啮合次数.Lh为齿轮地工作寿命，单位
小时
（6）由[1]P126图7-18查得接触疲劳寿命系数Zn3=0.95；
Zn4=1.07
（7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由[1]P118式7-8a得[6h]3=Khn3*aHlim1/S=0.95*600MPa=570Mpa
[6h]4=Khn4aHlim2/S=1.07*550MPa=588.5Mpa
4.计算
（8）
m3=
d3t_39.101*
=1
Z324
629mm
7级
Z1=24
Z2=71
Kt=1.3
$d=1
Ze=189.8Mpa
aHlim1=600MPa
aHlim2=550MPa
8
IN==5.046X10
IN=1.728X108
Zn3=0.95
Zn4=1.07
d3t
[6h]3=570Mpa
[6h]4=588.5Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1t
1）计算圆周速度
:
!
d*n“
dst=39.101
V=过11—=3.14X39.101X219.46/（60X1000）=0.74491m/s34601000
2）计算齿宽b及模数m
b3=$dd3t=1X39.101mm=9.101mm
V34=0.4491m/s
[dF4]=
（Yn4*dF3）
/S=
b3=39.101mm
0.92*340
1.3
二223.43
n^3=i.629mm
MPa
（1）计算载荷系数
b339.101
=10.67
K1=Ka31K
h33.67
3）计算载荷系数K
由[1]P111表7-3已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v,7级精度，由由[1]Pm图7-8查得动载系数Kv3=0.96；
由[1]Pn2表7-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb地计
算公式和直齿轮地相同，查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系
K
数KhbKhb3=1.417再根据齿宽与齿高之比—,查得按弯曲强度计算用
h
地齿向载荷分布系数[1]P113表7-5查得KFB3=1.39kavU42VRUs
由[1]P118表7-5查得KHa3=KFa3=1.
故：
载荷系数K3=K3KV3KHa3KHB3=1X0.96X1X1.417=1.360
4）按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径，
」1/3
da=d3t3k3kt=39.101*（1.360/1.3）=39.694mm
pl
5）计算模数m^3=-^=39.694/24=1.654
Z2
6）按齿根弯曲强度设计.由[1]P117式7-7
4）m32KTYFaYsa
4）ZdZ2亠F1
确定计算参数
由[1]P123图7-16查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限dFE3=420MP大齿轮
地弯曲疲劳强度dFE1=340MPay6v3ALoS89
由[1]P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Yn3=0.89,Yn4=0.92,
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.3查[1]P143表7-13得
[dF3]=（Yn3*dF3）/S=
0.89*420
1.3
=267MPa
11
V3K^a3Kf
1
B3=1X
0.96X1
X
1.39=1.
3344
1）查取应力校正系数由
[1]P116表7-7
查得
Ysa3=2.65；
Ysa4=2.24
YFa3=1.58.
YFa4=1.75M2u
b6vSTnP
KA=1
Kv3=0.96
Khb3=1.417
Q1.360
d3=39.694mm
尬3=1.654
比计算结果，由齿面接触疲劳强度
地模数m大于由
齿根弯曲疲劳强度计算地模数，取
（Tfe3=420MP
ctFE4=340MPa
Yn3=0.89
Yn4=0.92
m3=3mm
已可满足齿根弯曲疲劳强度.但为了同时满足接触疲劳强度，需按前面接触疲劳强度算得地分度圆直径d来计算应有地齿数.于是由0YujCfmUCw
[tF3]=267MPa
[tF4]=223.43MPa
1
Kb=1.3344
Yssb=2.65
Ysai=2.24
YFa3=1.58
YFa4=1.75
yy
3）计算大、小齿轮地f^~Sp并加以比较
Sa3
=2.65*1.58/267=0.01568
YFa4YSa4
=2.24*1.75/223.43=0.02492
大齿轮地数值大，所以取0.02492
5）设计计算
2KTYFaYsa
dZ2p-F]
2*1.32*30.95*104
\1*242
0.01754=2.92对
d3
Z3=3=39.694
m3
/3=13.231取
Z3=14,则
Z4=Z3i34=14X
2.94:
42.
6.几何尺寸计
算
1）计算中心
距
d3=Z3m3=14*3=4
2mm
d4=z4m3=42*3=1
26mm
a34=
d3d4
2=（42126）/2二84mm
2）计算齿轮宽度
b34二dd3=1X
42mm=42mm
圆整后取
B3=47mm
Bi=55mmB3=60mm.
3）由此设计有
模数
分度圆直径
压力角
齿宽
小齿轮
3
42
20°
47
大齿轮
3
126
20°
42
B4=42mm
三、减速器装配草图地设计
径向力：
Fri=Ftixtana=2376.13x0.3640=864.91N
（圆柱直齿无轴向力）
2.初步确定轴地最小直径，同时选用联轴器
I轴地最小直径显然是安装联轴器处轴地直径d1-2.为了使所
选地轴直径d1-2与联轴器地孔相适应，故需同时选取联轴器型号.考
虑装拆维护方便，而工作环境又为多尘.选用滚子链联轴
器.eUts8ZQVRd
取kA=1.3）
联轴器计算转矩TCa=kAT（
=1.3*75.918N-m
=98.6934N-me[T]
联轴器型号：
GLI联轴器GL3公称转距：
100N.m许用转速为
3600r/min,直径取24mmL1=38mm卩I轴地最小sqsaejrwst
直径为d1-2=24mm
3.轴地结构设计结构形式如下：
（1）、根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1）为了满
足联轴器地轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段GMsIasNXkA
地直径d2-3=28mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在
L1-2=36mm
2）初步选择滚动轴承.因轴承并不受轴向力地作用，故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据
轴地端面上，轴端挡圈同时取28mm-2段地长度应比L1短一些，现
d2-3=24mm由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度
级地圆柱滚子轴承N206E其尺寸为d*D*B=30mrr62mm6mm
故d3-4=d7-8=30mm,齿轮地左端与左轴承之间采用轴肩来进行轴向
定位，参考B=16所以L3-4=15+S=23mm取S=8mr）由手册查得
N205E轴承地da=36mm所以取d4-5=d6_7=36mmTirRGchYzg
3）由于齿轮直径小，因此做成齿轮轴.所以轴段5-6地分度圆直
径d5-6=62mm已知齿轮Bi=67mm故取L5-6=67mmN205E轴承
B=16mm故取L7-8=16mm7EqZcWLZNX
4）轴承端盖地总宽度为30mrm艮据轴承端盖地装坼及便于对轴
承添加润滑脂地要求，取端盖地外端面与半联轴器右端面地距离L=20mm故取L2-3=40mmzq7IGf02E
齿轮与箱体需要一段距离，取该距离15mm考虑箱体铸造误差，滚
动轴承距箱体又有一段距离，取s=8mm故l6□二23mmzvpgeqj1hk
5）II轴上小齿轮齿宽B3=60.（L4-5大约要大于100）
（2）轴上零件地周向定位
半联轴器与轴地周向定位均采用平键连接.半联轴器与轴地联接，根据
du=20mm选用平键为b*h=8X7mm键长25mmm配合为H7/k6.
滚动轴承与轴地周向定位是借过渡配合来保证地，此处选轴地直径尺
寸公差为RUB.NrpoJac3v1
（3）确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450.各轴
（4）
II轴地初步
肩处地圆角半径1mm
结构图
2T
Ft2=-=2*309.474X1000/274N=2258.93N
d2
Fr2=Ft2tana=822.18N
作用在齿轮3上地力
2T
Ft3=-=2*309.474X1000/42N=14736.86N；
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