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圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书
一 圆柱齿轮设计
1.1电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，设定皮带拉力F=1000N，速度V=2.0m/s
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η涡轮×η4轴承×η齿轮×η联轴器×η锥齿轮
=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1000×2/1000×0.85
=2.4KW
1.2确定电动机转速
计算工作台工作转速：
n工作台=1.5r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围I’a=3~6。考虑到电机转速太小，将会造成设计成本加高，因而添加V带传动，取V带传动比I’1=2~4，则总传动比范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n工作台=（6~24）×1.5=9~36r/min，加上V带减速，取减速比为5，那么n’d=45~180r/min
符合这一范围的同步转速有60、100、和150r/min。由于工作台n工作台=1.5r/min，圆锥齿轮传动比1:1，蜗轮蜗杆传动比10，齿轮传动比2，V带传动比5，因而选择电机转速150r/min。
1.3 确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW，额定转速150r/min，额定转矩2.0。质量10kg。
1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n工作台=150/1.5=100
2、分配各级传动比
1）取齿轮i齿轮=2（单级减速器i=2~6合理）；
2）圆锥齿轮传动比1:1，
3）蜗轮蜗杆传动比10，
4） V带传动比5，
1.5 运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机/5=150/5=30r/min
nII=nI/i齿轮=30/2=15(r/min)
nIII=nII/i涡轮=15/10=1.5(r/min)
n工作= nIII=1.5(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
PIV=PIII×η轴承×η涡轮=2.168×0.98×0.96
=2.039 KW
3、 计算各轴扭矩（N·mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/150
=152800N·mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/30
=733440N·mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/15
=138029N·mm
TIV=9.55×106PIV/nIV=9.55×106×2.039/1.5
=12985799N·mm
1.6 齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=2
取小齿轮齿数Z1=10。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=2×10=20
实际传动比I0=20/2=10
传动比误差：i-i0/I=2-2/2=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=2
由课本P138表6-10取φd=0.9
(3)转矩TII
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/30
=733440N·mm
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×30×1×(16×365×8)
=8.4×107
NL2=NL1/i=8.4×107/2=4.2×107
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥30(k TII (u+1)/φdu[σH]2)1/3
=30[1×733440×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=50mm
模数：m=d1/Z1=50/10=5mm
根据课本P107表6-1取标准模数：m=5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=5×10mm=50mm
d2=mZ2=5×20mm=100mm
齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=10,Z2=20由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
1.7 轴1的设计计算
1.7.1输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
工段：d1=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=50mm
②求转矩：已知T2=50021.8N·mm
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
1.7.2涡杆轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=300mm
②求转矩：已知T3=271N·m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N·m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
1.8 滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取f P=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴预期寿命足够

F=1000N
V=2.0m/s

n工作台=1.5r/min
η总=0.85
P工作=2.4KW

电机转速150r/min

电动机型号
Y132S-6

i齿=2
Z1=10
Z2=20
u=6

TII=733440N·mm

αHlimZ1=570Mpa
αHlimZ2=350Mpa

NL1=8.4×107
NL2=4.2×107
ZNT1=0.92
ZNT2=0.98

[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa

d1=50mm
m=5mm

d1=50mm
d2=100mm
b=45mm
b1=50mm

YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83
σFlim1=290Mpa
σFlim2 =210Mpa
YNT1=0.88
YNT2=0.9
YST=2
SF=1.25

σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa

a =175mm
V =1.2m/s

d=22mm

d1=22mm
L1=50mm

d2=28mm

L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm

d4=41mm
L4=20mm

d5=30mm
L=100mm

Ft =1000.436N
Fr=364.1N

FAY =182.05N
FBY =182.05N
FAZ =500.2N

MC1=9.1N·m

MC2=25N·m

MC =26.6N·m

T=48N·m

Mec =99.6N·m

σe =14.5MPa
<[σ-1]b

d=35mm

Ft =1806.7N

FAX=FBY =328.6N
FAZ=FBZ =903.35N

MC1=16.1N·m

MC2=44.26N·m

MC =47.1N·m

Mec =275.06N·m

σe =1.36Mpa
<[σ-1]b

轴承预计寿命48720h

FS1=FS2=315.1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=750.3N
P2=750.3N

2.3 传动零件的设计计算
2.3.1 蜗杆蜗轮设计计算
1选择蜗轮蜗杆的传动类型
2选择材料

3按齿面接触强度进行设计

4按齿面接触强度进行设计

5蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸

6校核齿根弯曲疲劳强度

根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。
考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
传动中心矩计算公式如下：

(1) 确定作用在蜗轮上的转矩=892.9N·m
(2) 确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数,KA=1.11,由于转速不高，冲击不太大，可选取动荷系数,则
K=KA··=1.11×1×1.05=1.17
(3) 确定弹性影响系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160
(4) 确定接触系数
先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1
(5) 确定许用接触应力
根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力
应力循环次数N=60×
=60×1××（2×8×300×15）=2.359×
寿命系数=
==0.674
=0.674×268MPa=180.528MPa
（6）计算中心矩

=199.05mm
取中心矩a=200mm 因i=10
取m=5mm 蜗杆分度圆直径d1=55mm
这时， =3.1
查手册得，因为<，因此以上计算结果可用。
（1） 蜗杆
分度圆直径d1=55mm
模数 m=5
直径系数q=10，齿顶圆 齿根圆df1=m(q-2.4)=38mm
分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚Sa==9.891mm
（2） 蜗轮
蜗轮齿数=×10=50
变位系数为
验算传动比i=
蜗轮分度圆直径
=5×50=250mm
蜗轮喉圆直径=（250+2×4.725）=259.45mm
蜗轮齿根直径=（259.45-2×1×5）=249.45mm
蜗轮咽喉母圆直径=（200-×249.45）=75.275mm

当量齿数
根据=-0.25 =57.28
=2.5 螺旋角系数=
许用弯曲应力
从表11-8中查得：
由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa
寿命系数=
=56×0.545=30.52MPa
=
=27.2MPa<=30.52=MPa
所以弯曲强度是满足要求的。

已知r=11°18′36″≈11.31°
= , 与相对滑动速度有关
=
=
=7.27 m/s
从表11-18中用插值法查得：
=0.021 =1.0755 代入式中
=0.220 =0.1998
则=0.86
大于原估计值，因此不用重算。
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。
蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。

渐开线蜗杆ZI

45钢

ZCuSn10P1
青铜
HT100

=892.9N·m

K=1.17

=160

=3.1

N=2.359×

=0.674
=180.528MPa
a=199.05mm
=3.1
合格

d1=55mm

=54

=340.2mm

=349.65mm

=337mm

=25.2mm

=57.28

=0.9192

=56MPa

=0.579

=27.2MPa

合格

=7.27 m/s
2.4.1蜗轮轴（即小锥齿轮轴）的设计
1轴的材料的选择，确定许用应力

2按扭转强度，初步估计轴的最小直径

3轴的结构设计

考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。

选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=100，于是得：
d≥
轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号
计算转矩=,查表14-1，选取=1.3，则有
=KT=1.3×9.550××3.78/54.60
=859500N•mm
最小直径d1=48mm
根据d2=50mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为：
d×D×T=50mm×110mm×23.75mm
故选d3=60mm L6=23.75mm
查GB/T294-94得：
圆锥滚子轴承da=69（30212）即轴肩为
h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm
又：轴环的亮度b=1.4h，即b≥1.4×6=8.4
b取12mm，即L5=12mm
（4）蜗轮的轴段直径
蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。
故d4=d5-2h，求出d4=64mm
与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。
蜗轮轮毂的宽度为：
B2=(1.2～1.5)d4=（1.2～1.5）×64
=76.8～96，取b=80mm，即L4=80mm
(5)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故
L2=20+35=55mm
(6)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（5～8）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=23.75mm，蜗轮轮毂长为L=80mm，则：
L3=T+s+a+(80-78)=49.75mm
选用45号钢， [σb]=600MPa [σb-1]1=55MPa

=1.3
=859500N•mm

d1=48mm

d2=50mm

L1=82mm

d3=60mm
L6=23.75mm

d5=72mm

轴环L5=12mm

d4=64mm
L4=80mm
L2=55mm
L3=49.75mm
至此已初步确定了轴端各段直径和长度，
轴的总长为：L总=82+55+49.75+80+12+36=315mm
4轴的强度校核
（1） 轴向零件的同向定位
蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采
用平键链接。按d4由表6-1查得平键截面 b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键14mm×9mm×70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考15-2，取的倒角2×45°，各轴
肩处的圆角半径为（见附图）。
（3.1）确定各向应力和反力
蜗轮分度圆直径d=340.2 mm
转矩T=892.9 N·m
蜗轮的切向力为：
Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N
蜗轮的径向力为：
Fr=Ft×
=5249.9×tan20°/cos11°18′35″
=1853.5 N
蜗轮的轴向力为：
Fa=Ft×
=5249.9×tan11°18′35″
=1050 N

T=892.9N·m

Ft=5249.9 N

Fr =4853.5 N

Fa=1050N
反力及弯矩、扭矩见10.3反力及弯局矩、扭矩图所示：

5轴的强度校核
（3.2）垂直平面上：
支撑反力：

=
=2182 N
其中132为两轴承中心的跨度，59为蜗轮
中心到右边轴承中心的距离。
N
水平平面：
N
N
（3） 确定弯距
=59=592902.9=171271 N·mm
垂直弯矩：
N·mm
N·mm
合成弯矩：

= 233893N·mm
=172357 N·mm
扭矩T=892.9 N·mm

（4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度
进行校核时，通常只校核轴上承受
最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取α=0.6 轴端计算应力：
=27MPa<[σ-1]=60MPa
故是安全的。

=2182 N

= N

=2347 N
=2902.9N

=171271 N·mm

=233893 N·mm

=172357 N·mm

=27MPa
合格
三 圆锥齿轮设计
圆锥齿轮传动比为1:1
3.1确定齿数Z及校核
(1)选Z。软齿面应尽量选大些。
(2)Z= iZ。且Z为整数。
(3)计算U=
(4)=5％
3.2按接触强度计算d1
1.计算公式

2.计算T1
T1=95500
Pd-------Kw
nd-----r/min
η１=0.99
3.计算K
K=KAKVK
(1)由表4-8选用系数KA
(2)选动载荷系数KV记为KVt
(3)取值。一般取=0.3
=
(4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K
(5)计算
K=KAKVK
取KV=KVt故Kt=KAKVK
4.弹性系数ZE由表4-9查得
5.节点系数ZH由表4-48查得
6.许用应力[]H=ZNZW
(1)由图4-58查得
(2)由已知条件计算
N1=60n1*r*tn
N2=N1/U
式中：n----啮和次数
n1-----r/min
tn----每天工作小时
N-----年300天/年小时/天
(3)由图4-59查得寿命系数
ZN1 ZN2
(4)由表4-11查得安全系数SH
(5)由图查得工作硬化系数Zw
(6)计算
[]H1=ZNZW
[]H2=ZNZW
(7)计算d1
d1
试选Kt=Kvt
3.3 校核d1
因为试选的Kv可能与实际不符合。
(1)模数m=取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。
(2)按几何关系计算d1
d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5)
(3)圆周速度Vm（平均直径dm）
Vm=
计算
由查图4-43得Kv
(4)校核d1
d1=
d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t
3.4 校核齿根弯曲强度
(1)计算公式

(2)当量齿数计算 Zv=
a.

b.

c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2
查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2.
d.确定[]F=YHYx
查图4-61得和
查图4-62得YN1, YN2
查图4-63得尺寸系数Yx
查图4-11得安全系数SF
计算
比较 ，的大小，取较大值
校核弯曲强度

3.5 几何尺寸计算
1.分度圆直径d
d1 =mZ1
d2=mZ2
2.节锥
=arctan
=90-
3.节锥距R
R==
4.齿宽b=R
5.周节P=m
6.齿顶高ha ha=m
7.齿根高hf hf=1.2m
8.齿顶间隙 c=0.2m
9.齿顶圆直径
=m(Z+2)
=m(Z+2)
10.齿根圆直径
= m(Z-2.4)
= m(Z-2.4)
3.6 受力分析

Ft1=-Ft2=
Fr1=-Fa2= Ft1*tan
Fa1=-Fr2= Ft1*tan

小齿轮为45钢，调质217HBS~255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS~217HBS。取200HBS。8级精度

Z选20
Z=2.6520=53
U=2.65
=0<5％

T1=95500005.50.99/720=72221.9 N*mm

KA=1.0
KVt=1.1
=0.3
=0.500

K=1.03

Kt=1.133

ZE=189.8
ZH=2.5

=570MPa
=460MPa
N1=1.27
N2=4.76

tn =29200

ZN1=1
ZN2=1
SH=1
Zw=1

[]H1=570MPa

[]H2=460MPa

d1t

m=4.395
取m=4.5
d1=90mm
dm1=76.5mm

Vm=2.88m/s
=0.576

Kv=1.0

d1=85.14mm
故d1与d1t相差不大，符合要求。
=0.936
=20.67
=0.353