1、目錄1.設(shè)計任務(wù)22.傳動系統(tǒng)方案的擬定23.電動機的選擇33.1 選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型33.2 傳動比的分配 .53.3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算54.減速器齒輪傳動的設(shè)計計算74.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算74.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算115.減速器軸及軸承裝置的設(shè)計165.1 軸的設(shè)計165.2 鍵的選擇與校核235.3 軸承的的選擇與壽命校核256.箱體的設(shè)計286.1 箱體附件286.2 鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表297.潤滑和密封307.1 潤滑方式選擇 .307.2 密封方式選擇 .30參考資料目錄30計算及說明結(jié)果1. 設(shè)計任務(wù)1.1 設(shè)計任務(wù)設(shè)計

2、帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，工作時有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差± 4%，二班制，使用期限 12 年（每年工作日 300 天），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期三年，小批量生產(chǎn)。1.2 原始數(shù)據(jù)滾筒圓周力： F900N輸送帶帶速： v2.4( 4%)m / s滾筒直徑： 450mm1.3 工作條件二班制，空載起動，有輕微沖擊，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源，電壓為 380/220V。2. 傳動系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示：帶式輸送機由電動機驅(qū)動。 電動機 1 通過聯(lián)軸器 2 將動力傳入兩級齒輪減速2計算及說明結(jié)果器 3，再經(jīng)聯(lián)軸器 4 將動力傳至輸送機滾筒 5 帶動輸送帶 6

3、 工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器， 高速級為斜齒圓柱齒輪傳動， 低速級為直齒圓柱齒輪傳動，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端， 以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開式減速器結(jié)構(gòu)簡單， 但齒輪相對于軸承位置不對稱， 因此要求軸有較大的剛度。3. 電動機的選擇3.1 選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型按設(shè)計要求及工作條件，選用Y 系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓 380V。選擇電動機的容量根據(jù)已知條件計算，工作機所需要的有效功率PwFv900 2.410002.16kW1000設(shè)： 4w輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率； c聯(lián)軸器效率， c=0.99（見機械設(shè)計課程設(shè)計（西安交通大學出版社）表

4、31）； g閉式圓柱齒輪傳動效率， g=0.98（同上）； b滾動軸承（一對球軸承） ， b=0.99（同上）； cy輸送機滾筒效率， cy =0.96（同上）。估算傳動裝置的總效率011223344式中 01c0.9912bg0.990.980.970223bg0.990.980.970234bc0.990.990.98014 wbcy0.990.960.9504傳動系統(tǒng)效率01 12 23 34 4工作機所需要電動機功率Pr Pw 2.16 2.4884kW 0.8680Pw=2.16kW傳動總效率 =0.8680Pr=2.4884kW3計算及說明結(jié)果選擇電動機容量時應(yīng)保證電動機的額定功率

5、Pm 等于或大于工作機所需的電動機動率 Pr。因工作時存在輕微沖擊，電動機額定功率Pm 要大于 Pr。由機mP =3kW械設(shè)計課程設(shè)計（西安交通大學出版社） 表 32 所列 Y 系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選 Pm r 條件的電動機額定功率m 應(yīng)取為3kW。PP確定電動機轉(zhuǎn)速由已知條件計算滾筒工作轉(zhuǎn)速nwv2.4 60101.91r / mind3.14 450 10 3nm傳動系統(tǒng)總傳動比 inw由機械設(shè)計（高等教育出版社） 表 181 查得，展開式兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為 i=860，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nmin w(8 60)101.91815.28 6114

6、.6r / min由機械設(shè)計課程設(shè)計 （西安交通大學出版社） 表 32 可以查得電動機數(shù)據(jù)如下表：方案電動機型號額定功率（ kw ）滿載轉(zhuǎn)速 (r/min)總傳動比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通過對以上方案比較可以看出：方案 1 選用的電動機轉(zhuǎn)速最高、尺寸最小、重量最低、價格最低，總傳動比為 28.26。但總傳動比最大，傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提高。方案2 選用的電動機轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價格較低，總傳動比為 14.13。傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸適中。方案 3 選用的電動機轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價格高，總傳動比為

7、9.42。對于展開式兩級減速器（ i=860）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案2 比較合理。 Y100L2-4型三相異步電動機的額定功率 Pm=3kw，滿載轉(zhuǎn)速m。由機械設(shè)計n =1440r/min課程設(shè)計（西安交通大學出版社） 表 33 電動機的安裝及外型尺寸 （單位 mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.0096082410012205205180245170380-0.004電動機Y100L2-4型電動機轉(zhuǎn)速nm=1440r/min總傳動比 i=14.134計算及說明結(jié)果查得電動機電動機基本參數(shù)如下：

8、中心高 H100mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑D 28( 00.004009) mm，軸伸出部分長度 E60mm。3.2 傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比i=14.13由傳動系統(tǒng)方案可知i01 i341因此，兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比ii14.13i01i34為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑， 當兩級齒輪的配對材料相同、 齒面硬度 HBS350,、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比i121.3i1.328.264.286低速級傳動比i23i14.13 3.297i124.286傳動系統(tǒng)各傳動比分別為i124.286i01 1 i12 4.286

9、 i233.297i341i233.2973.3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算取電動機軸為 0軸，減速器高速軸為 1 軸、中速軸為 2 軸、低速軸 3 軸，帶式輸送機滾筒軸為 4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下n0 nm1440r / minn01440n11440r / mini011n11440n2336r / mini124.2865計算及說明結(jié)果n3n2336102r / mini233.297n4n3102 102r / mini341計算出各軸的輸入功率P0Pr2.4884kWP1P0012.48840.99 2.4635kWP2P122.46350.97022.3901kW1P3P2232.3

10、9010.97022.3189kWP4P3342.31890.98012.2728kW計算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T09550 P09550 2.4884 16.50N mn01440T1T0 i01 0116.50 1 0.9916.34NmT2Ti1216.344.2860.970267.95N m1 12T3T2 i232367.953.2970.9702217.36N mT4T3i3434217.36 1 0.9801 213.03N m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表格所示:軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0 軸1 軸2 軸3 軸4 軸轉(zhuǎn)速 n(r/min)14401440336102102

11、功率 P（Kw ）2.48842.4635 2.39012.31892.2728轉(zhuǎn)矩 T（N?m）16.5016.3467.95217.36213.03兩軸聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比 i14.2863.2971傳動效率0.990.97020.97020.9801（注：除了電動機軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。）6計算及說明結(jié)果4. 減速器齒輪傳動的設(shè)計計算4.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1、初選精度等級、材料及齒數(shù)(1) 材料及熱處理：選擇小齒輪材料 40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 240HBS。(2) 齒

12、輪精度： 7 級(3) 初選小齒輪齒數(shù) z1=24, 大齒輪齒數(shù) z2=103(4) 初選螺旋角 =14°(5) 壓力角 =20°20o2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1).由機械設(shè)計 .(高等教育出版社第九版 ) 式（ 10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即22K HtT1u 1ZH ZEZ Z3?d1tduH確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù) K Ht=1.0。由式（ 10-23）可得螺旋角系數(shù)Z 。Zcoscos140.985計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：9.55106 P19.55 1062.46354T1n114401.634 10 N mm由圖 10-20 查取區(qū)域系數(shù) ZH

13、2.433。由表 10-7 選取齒寬系數(shù) d1。189.8MPa 1/2 。由表 10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE由式（ 10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zarctan(tann /cos )oootarctan(tan20 /cos14）20.562arccosz1 cos t /(z12han cos )o1ooat1arccos24 cos20.562/(24 2cos14) 29.974arccosz2 cos t /(z22han cos)o2ooat2arccos103cos20.562/(1031 cos14)23.223a z1 (tan at1-tan t'

14、; ) z2 (tan a2 -tan t' )/2oooo1.65524 (tan29.974-tan20.562)103 (tan23.223-tan20.562)/2d z1 tan /1 24o1.905tan14/7計算及說明結(jié)果z4-(1-)4-1.6551.9050.666z0.6663(1-1.905)31.655計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為H lim1600MPa 和H lim2550MPa由式（ 10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N160n1 jL h6014401(28 30012)4.977109N2N1 / u4

15、.977109 / (103/ 24)1.160109由圖 10-23 查取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 10.89KHN 20.92 。取失效概率為1%、安全系數(shù) S=1H1KHN1H lim10.89600 =534MPaS1 2KHN 2H lim20.92550HS1=506MPa取 H1和H 2 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H 506MPaH H2506MPa計算小齒輪分度圓直徑。3ZHZEZ Z2d1t2K H tT1u 1··duH3104221.01.634(103/ 24)12.433189.80.6660.9851(103/ 24)5062

16、4.353mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備。圓周速度 vvd1t n124.353836m / s601000齒寬 bbd d1t 1 24.35328.353mm2）計算實際載荷系數(shù) K H 。查得使用系數(shù) K A1 。根據(jù) v=2.183m/s、7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù)Kv=1.08。齒輪的圓周力 Ft 1 2Tt / d1t 2 1.634 104 / 28.353 1.131 10 3 N ， K AFt 1 / b 1 1.131 103 / 28.353 41.4 N / mm 100N / mm ，8計算及

17、說明查表 10-3 得齒間載荷分配系數(shù) K H1.4 。由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，K H 1.414 。其載荷系數(shù)為K HKAKVKH KH 1 1.081.4 1.414 2.1383）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1d1t3 K H32.13828.3531.334.107mmK Htmnd1 cos/ z1 34.107cos14o / 241.382mm3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（ 1）由式（ 10-20）試算齒輪模數(shù)，即3 2KTY Y cos2(YFaYsa )mntFt 1d z12F1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù) K Ft1.3由

18、式（ 10-19），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ybarctan(tancost )arctan(tan14 o cos20.562 o)13.140 ov/ cos2b1.655 / cos2 13.140 o1.728Y0.250.75 /v0.250.75 /1.7280.684由式（ 10-19）可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY11 1.90514o0.778120o120o計算 YFaYsa F 由當量齒數(shù)zv1z1 / cos324/ cos3 14o26.27，查圖10-17 得齒形系數(shù)z2 cos3103/ cos3 14ozv2112.75YFa 1 2.62 、 Y

19、Fa 2 2.18 。由圖 10-18 查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa11.6、 Ysa21.81 。由圖 10-24c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F lim1500MPa ；大齒輪的彎曲強度極限F lim 2380 MPa 。由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 10.85 、 KFN20.88 。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（ 10-14） F1K FN 1F lim10.85500304MPaS1.4KFN 220.88380 F 2F lim239MPaS1.4結(jié)果d134.107 mmF 1304MPa 2239MPaF9設(shè)計及說明結(jié)果YFa1Ysa12.621.60.

20、0138F3041YFa2Ysa22.181.81F23920.0165因為大齒輪的 YFaYsa 大于小齒輪，所以取FYFaYsaYFa2Ysa2 0.0165FF 22）試算模數(shù)242o32KFt TYY cosYFaYSa32 1.3 1.634 100.684 0.778 cos14 0.0165 0.858mm1mntd z12F1 242(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度 vd1mnt z10.85824mm 20.592mmvd1n120.592 1440100060m / s 1.553m / s601000齒寬 bbd d1120.592mm 20.

21、592mm寬高比 b / h 。h (2 hac ) mt(21 0.25) 0.858mm 1.931mmb / h 20.592/1.93110.662）計算實際載荷系數(shù) K F根據(jù) v1.553m / s ，7 級精度，由圖10-8 查得動載系數(shù) K v 1.03 。由 Ft12T1 / d1 21.634104 / 20.592 N 1.587103 NK AFT 1 / b11.587103 / 20.592 N / mm77.1N / mm 100N / mm查表 10-3 得齒間載荷分配系數(shù) K F1.4 。由表 10-4用插值法查得 KH1.413, 結(jié) 合 b / h10.6

22、6查 圖 10-13可 得K F1.32 。則載荷系數(shù)為 K FKAKVKFK F11.03 1.41.321.9883）由式 (10-13), 可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mnK F0.8581.9881.037mmmnt 331.3mmK Ft由于齒輪模數(shù)m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)m=1.037mm 并從標準中就近取mn1.5mm；而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，取按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 34.107 mm 來計算小齒輪的齒數(shù)，即 z1 d1 cos / mn 34.107 cos14o /1.522.

23、0610計算及說明取 z122 則大齒輪的齒數(shù) zuz103 22 94.42 ，取 z295 ,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)2124數(shù)。4.幾何尺寸計算(1)計算中心距a= (z1 +z2 )m n = (2295)1.5=90.44mm2cos2cos14o考慮模數(shù)從1.037mm 增大圓整至 2mm ，為此將中心距圓整為90。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(z1 z2 ) m n(2295) 1.5oarc cosarc cos212.8392a90(3)計算分度圓直徑d = zm1n=221.5=33.85mm1 coscos12.839od2 = z2 mn=951.5 o =146.15mm

24、coscos12.839(4)計算齒輪寬度bd d11 33.8533.85mm取 b234 mm 、 b140mm 。5.圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。(1) 齒面接觸疲勞強度校核2K H t T1u 1·ZH ZEZ ZH3·d d1u22.1381.634104(2295)12.45189.80.6610.984139.853(2295)319MP aH 滿足齒面接觸疲勞強度條件(2) 齒根彎曲疲勞強度校核2 K Ft T1YF a YSa Y Ycos 221.31. 63410 42.181.810.68

25、40.778cos 2 12.839 oF 1d z12 mn31 2221.5 310 4 MPaF 12 K Ft T1YF a YSa Y Ycos 221.31.63410 42.181.810.6910.78cos 2 12.839 oF 2d z12 mn3122 21.5 3112 MPaF 26.主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù) z122 、 z2 95 ，模數(shù) mn 1.5 ，壓力角20ooo，螺旋角12.8391250'20''變位系數(shù) x1x2 0，中心距 a 90mm，齒寬 b140mm,b234mm。小齒輪選用 40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用 45 鋼（調(diào)質(zhì)）。

26、齒輪按照 7 級精度設(shè)計。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑 da 160mm，做成實心式齒輪。4.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1 初選精度等級、材料及齒數(shù)結(jié)果z122z295a90mm12.839 od1 =33.85mm d2 =146.15mmb140mmb234mma90mmo12.839o1250'20''11計算及說明結(jié)果材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS ，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 240HBS 。1)齒輪精度： 7 級2)初選小齒輪齒數(shù) z1=24, 大齒輪齒數(shù) z2=79=20 °3) 壓力角 =20

27、°2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1).由機械設(shè)計.高等教育出版社第九版式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即22K Ht T1u 1 Z H Z E Zd1t?3udH1) 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù) K Ht 1.0 。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T19.55 106 P / n1 9.55 1062.3901/ 336 6.79329104 N ? mm由圖 10-20 查取區(qū)域系數(shù) ZH2.433 =2.433。由表 10-7選取齒寬系數(shù)d1.0由表 10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE 189.8MPa1/2由式（ 10-21 ）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。a1arcc

28、osz1 cost /( z12ha )arccos24cos20 /(2421)29.841a 2arccosz2 cost /(z22ha )arccos79cos20 /(79 21)23.582a z1 ( tan a1- tan ' ) z2 ( tan a2 - tan ' )/224(tan29.841 - tan20 )79( tan23.582 - tan20 )/2 1.7144-4-1.714Z0.87333計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1600MPa和 Hlim2550MPa由式（ 10-15 ）

29、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N160n1 jLh60 336 1(2 8300 12)1.161216109N2N1 / u1.161216109/ (79 / 24)3.822336109由圖 10-23 查取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN10.92, K HN 20.90取失效概率為1%、安全系數(shù) S=1H 1KHN1H lim10.92600=522MPaS1H 2KHN2H lim20.9550 =495 MP aS1取 H1 和H 2 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H H 2495MPa H 495MPa2) 計算小齒輪分度圓直徑。2323 2KHtT2u 1 ZHZEZ4(79/24

30、) 12 1.0 6.7933102.5189.80.873d1t· ·1(79/24)495duH498.73mm12計算及說明調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。vd1t n249.873336601000600.877m / s齒寬 b。1000bd d1t149.83749.837 mm2）計算實際載荷系數(shù)。查得使用系數(shù)=1。根據(jù) v=0.877m/s 、7 級精度，查得動載荷系數(shù)=1.0。齒輪的圓周力Ft 1 =2T1 /d1t =26.79329104 /49.873N =2.724 103 NK A Ft1 /b=12.724 1

31、03 /49.873N /mm=54.625<100N/mm查得齒間載荷分配系數(shù)=1.2。用表 10-4 插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，得齒向載荷分布系數(shù)K H1.420 。其載荷系數(shù)為K HKAKVK HK H1 1.01.2 1.4201.7043）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1d1t3 K H49.8733 1.704K Ht59.569mm1.0及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1 /z1=49.873/24 mm=2.078mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算齒輪模數(shù)，即結(jié)果d159.569mmmnt32K Ft TY ( Y Y )1Fa sad z12F1

32、）確定公式中的各參數(shù)值。試選 K Ft 1.3 。由式（ 10-5）計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y 。Y =0.25+ 0.75 =0.25+0.75 =0.688a1.714YFa Ysa計算F由圖 10-17 查得齒形系數(shù) YFa12.62 YFa 22.18由圖 10-18 查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa11.55、Ysa21.76由圖10-24c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F lim1500MPa ；大齒輪的彎曲強度極限F lim 2380 MPa由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.85 、 KFN 2 0.88 。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得13計算及說明 F 1K FN

33、 1F lim10.85 500303.57MPaS1.4 2K FN 2F lim 20.88380238.86MPaFS1.4YFa1Ysa12.621.550.0134303.57F1YFa2Ysa22.251.760.0166238.86F2YFaYsa因為大齒輪的F大于小齒輪，所以取YFaYsaYFa2Ysa20.0166FF 22）試算模數(shù)32 K Ft TYY Y321.3 6.793 1040.688mt1F a Sa0.0166 1.519 mmd z12F1 242(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度d1mt z11.51924mm36.456mmv

34、d1n236.4563360.641m / s601000601000m / s齒寬 bbd d11 36.456mm36.456mm寬高比 b / h 。h (2hac ) mt(21 0.25)1.519mm3.418mmb / h36.456/ 3.41810.672）計算實際載荷系數(shù)K F根據(jù) v0.641m / s， 7 級精度，由圖10-8 查得動載系數(shù) K v1.07 。由 Ft 22T2 / d126.793104 / 36.456N3.727 103 NK A FT 1 / b13.727103 / 36.456 N / mm102.23N / mm100N / mm查表 1

35、0-3得齒間載荷分配系數(shù) K F1.0 。由表 10-4 用插值法查得 K H1.417 ,結(jié)合 b / h10.67 查圖 10-13 可得 K F 1.34 。則載荷系數(shù)為K FKAKV KFK F1 1.071.0 1.34 1.4343）由式 (10-13), 可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mmt 3K F1.5193 1.434mm1.569mmK Ft1.3對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m 的大小主要取決與于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.569mm 并近結(jié)果303.57MPaF 1F2238.86MPa14計算及說明結(jié)果圓取整為標準值 m=2mm ，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 =49.873 mm ，算出小齒輪m=2mm齒數(shù) z1= d1 /m=49.87