二级齿轮减速器
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书
1、引言
本文档旨在提供二级圆柱齿轮减速器的设计计算说明。
该说明书将包含设计所需的详细计算步骤和相关参数。
2、设计要求
本节将列出二级圆柱齿轮减速器的设计要求，包括输入输出转速、承载能力、传动比等。
3、齿轮选型
3.1 输入齿轮选型
在本节中，将介绍输入齿轮的选型方法，包括齿数的选择、模数的计算等。
3.2 输出齿轮选型
本节将阐述输出齿轮的选型方法，包括齿数的选择、模数的计算等。
4、齿轮参数计算
4.1 输入齿轮参数计算
本节将详细说明输入齿轮的各项参数计算方法，包括齿轮直径、齿轮宽度等。
4.2 输出齿轮参数计算
在本节中，将介绍输出齿轮的各项参数计算方法，包括齿轮直径、齿轮宽度等。
5、轴的设计
本节将涵盖轴的设计及其相关参数计算，包括轴承选型、轴材
料选择等。
6、系统效率计算
本节将包含二级圆柱齿轮减速器的系统效率计算方法及公式。
7、结论
在本节中，将总结二级圆柱齿轮减速器的设计计算结果，并对
整个设计过程进行评价。
8、附件
本文档附带以下附件：齿轮选型表、计算结果表格等。
9、法律名词及注释
9.1 法律名词1：根据法规定，指。
9.2 法律名词2：据x法规定，x指。
10、全文结束。
二级齿轮减速器
二级齿轮减速器LT目录第一章设计任务书 (1)1.1带式运输机传动装置简图 (1)1.2带式运输机传动装置原始数据 (1)1.3电动机设计步骤及优缺点 (2)第二章电动机的选择 (3)2.1选择电动机的类型 (3)2.2选择电动机的容量 (3)第三章计算传动装置的总传动比i并分配传动比 (8)3.1计算总传动比 (8)3.2计算分配传动比 (8)3.3计算传动装置的运动和动力参数 (8)第四章带传动的设计 (10) (10)4.1确定计算功率p带4.2选取普通V带型号 (11)并验算带速v (11)4.3确定带轮基准直径dd4.4确定带轮中心距和基准长度 (12) (12)4.5校验小带轮包角14.6确定V带根数z (13)4.7计算单根V带的初拉力的最小值 (13)4.8带轮的结构设计 (14)4.9带传动主要设计结论 (15)第五章标准圆柱齿轮传动的设计 (16)5.1高速级齿轮的设计 (16)5.2低速级齿轮的设计 (25)5.3齿轮传动参数表 (34)第六章轴的结构设计和校核计算 (35)6.1低速轴的设计和校核 (35)6.2高速轴的设计 (43)6.3中间轴的设计 (52)第七章轴承的寿命校核 (54)7.1圆锥滚子轴承30317的寿命校核 (54)7.2圆锥滚子轴承30308的寿命校核 (55)第八章键联接强度校核计算 (57)8.1普通平键的强度条件 (57)8.2低速轴上键的校核 (58)8.3中间轴上键的校核 (58)8.4高速轴上键的校核 (59)参考文献 (60)课程设计心得 (61)第一章设计任务书1.1带式运输机传动装置简图传动装置图如下所示：1—电动机 2—传动带 3—二级圆柱齿轮减速器4—联轴器 5—卷筒 6—运输带图1.1 传动装置图1.2带式运输机传动装置原始数据原始数据如表1.1 所示：表1.1 原始数据数据编号 06运送带工作拉7200力F/N0.48运输带工作速度v/(m/s)卷筒直径D/mm 4751.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期15年；3.检修期：3年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;5.运输带速度允许误差：±5%；6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。
两级(同轴式)圆柱齿轮减速器设计
目录一、设计任务书 (1)二、传动装置的总体设计 (3)三、传动零件的设计计算 (7)四、轴的设计计算 (13)五、键连接的选择和计算 (21)六、滚动轴承的设计与计算 (23)七、箱体的结构设计 (24)八、设计小结 (27)九、参考文献 (29)一、设计任务书1、设计题目：设计两级（同轴式）圆柱齿轮减速器2、设计要求：设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），连续工作，单向运转;空载启动较平稳。
运输带容许速度误差为5%。
每天8图1-1带式输送机传动系统简图小时，使用期限8年。
设计参数：运输机最大有效拉力2600N，运输带速度v=1.5m/s，卷筒直径D=400㎜。
特点：同轴式两级减速器径向尺寸紧凑，但轴向尺寸较大。
减速器的输入输出轴位于同一轴线两端。
3、设计内容：1）传动方案的分析与拟定2）电动机的选择3）传动装置运动与动力参数计算4）传动零件、轴、滚动轴承及连接键的设计计算5）滚动轴承、键、联轴器的选择与校核6）装配图、零件图的绘制7）编写设计计算说明书4、设计任务：1) 装配图1张(A1/A2)2) 上箱体1 张(A1/A2)3) 下箱体1张( A1/A2)4) 轴1张(A2/A3)5) 齿轮1张(A2/A3)6) 设计说明书1份二、传动装置的总体设计采用二级减速器，瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。
轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。
减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。
但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。
原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
1、 电机的选择w P =1000v F w ⋅ =kW kW 9.310005.12600=⨯ 电动机工作效率∑=ηw0P P电动机到输送机的总效率224联卷齿滚ηηηηη⋅⋅⋅⋅=∑根据《机械设计指导书》表9-6取滚动轴承传递效率8.90=滚η（三对和卷筒轴承），齿轮传动效率7.90=齿η，卷筒传动效率6.90=卷η，联轴器传动效率9.90=联η17.8099.06.907.908.9022424=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=∑联卷齿滚ηηηηη查《机械设计指导书》表2-1选电动机额定动率为5.5kW 确定电动机转速 卷筒轴工作转速min 6.71min 0043.145.1100060 100060r r D v n w =⨯⨯⨯=⋅⨯=π 二级圆柱齿轮减速器传动比60~8=i , 电动机转速可选范围w n i n ⋅'=∑0=（8~40）×71.6 r ／min =（560~3200）r ／min 符合这一范围的同步转速为750 r ／min 、1000 r ／min 、1500 r ／min 和3000 r／min 四种。
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书一、设计任务设计一用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器。
运输机工作经常满载，空载启动，工作有轻微振动，两班制工作。
运输带工作速度误差不超过 5%。
减速器使用寿命 8 年（每年 300 天）。
二、原始数据1、运输带工作拉力 F ＝＿_____ N2、运输带工作速度 v ＝＿_____ m/s3、卷筒直径 D ＝＿_____ mm三、传动方案的拟定1、传动方案选用展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，效率高，适用在载荷平稳的场合。
2、电机选择选择 Y 系列三相异步电动机，其具有高效、节能、噪声低、振动小、运行可靠等优点。
四、运动学和动力学计算1、计算总传动比总传动比 i ＝ n 电／ n 筒，其中 n 电为电动机满载转速，n 筒为卷筒轴工作转速。
2、分配各级传动比根据经验，取高速级传动比 i1 ，低速级传动比 i2 ，应满足 i ＝ i1 ×i2 。
3、计算各轴转速高速轴转速 n1 ＝ n 电／ i1 ，中间轴转速 n2 ＝ n1 ／ i2 ，低速轴转速 n3 ＝ n2 。
4、计算各轴功率高速轴功率 P1 ＝Pd × η1 ，中间轴功率 P2 ＝P1 × η2 ，低速轴功率 P3 ＝P2 × η3 ，其中 Pd 为电动机输出功率，η1 、η2 、η3 分别为各级传动的效率。
5、计算各轴转矩高速轴转矩 T1 ＝ 9550 × P1 ／ n1 ，中间轴转矩 T2 ＝ 9550 × P2 ／n2 ，低速轴转矩 T3 ＝ 9550 × P3 ／ n3 。
五、齿轮设计计算1、高速级齿轮设计（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用______材料，大齿轮选用______材料，精度等级选______。
（2）按齿面接触疲劳强度设计确定公式内各计算数值，计算小齿轮分度圆直径 d1 。
（3）确定齿轮齿数取小齿轮齿数 z1 ，大齿轮齿数 z2 ＝ i1 × z1 。
二级减速器
未知驱动探索，专注成就专业
二级减速器
二级减速器是一种将输入的动力转速通过两级传动装置进
行减速的机械装置。
它由两个或多个齿轮组成，其中每个
齿轮都有不同的齿数和直径。
第一级减速器接收输入动力，将其转速降低到第二级减速器所需要的转速。
第二级减速
器进一步降低转速，并将其传递到输出部分。
二级减速器广泛应用于工业机械设备、交通工具、船舶等
领域，用于调整和控制输出的转速和扭矩。
它可以使驱动
部件以较低的速度运行，从而提供更大的扭矩和更稳定的
运行。
不同的齿轮组合可以实现不同的减速比，使二级减速器具
有很大的调节范围。
此外，二级减速器还可以提供更高的
传动效率和更低的噪音水平。
总之，二级减速器是一种利用齿轮传动原理将输入的动力
转速降低的机械装置，广泛应用于各种机械设备中。
1。
二级减速器(斜齿轮)说明书
目录1 设计任务书 (1)1.1 设计题目 (1)1.2 设计任务 (1)1.3 具体作业 (1)1.4 数据表 (2)2 选择电动机 (3)2.1 电动机类型的选择 (3)2.2 确定传动装置的效率 (3)2.3 选择电动机容量 (3)2.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (4)2.4.1 总传动比的计算 (4)2.4.2 分配传动装置传动比 (4)3 计算传动装置的参数 (5)3.1 电动机输出参数 (5)3.2 高速轴的参数 (5)3.3 中间轴的参数 (5)3.4 低速轴的参数 (5)3.5 工作机的参数 (6)3.6 各轴的数据汇总 (6)4 普通V带设计计算 (7)4.1 已知条件和设计内容 (7)4.2 设计计算步骤 (7)4.2.1 确定计算功率 (7)4.2.2 选择V带的带型 (7)4.2.3 确定带轮的基准直径并验算带速 (7)L (7)4.2.4 从确定V带的中心距a和基准长度d (8)4.2.5 验算小带轮的包角14.2.6 计算带的根数z (8)F (9)4.2.7 计算作用在带轮轴上的压力Q5 减速器齿轮设计 (10)5.1 选择齿轮的材料及确定许用应力 (10)5.2 按齿轮弯曲强度设计计算 (10)5.2.1 计算第一对齿轮（高速轴与中间轴） (10)5.2.2 计算第二对齿轮（中间轴与低速轴） (11)6 轴的设计 (14)6.1 高速轴尺寸设计计算 (14)6.1.1 轴的材料选择并按扭转强度概略计算轴的最小直径 (14)6.1.2 轴的尺寸设计 (14)6.2 中间轴尺寸的设计计算 (15)6.2.1 轴的材料选择并按扭转强度概略计算轴的最小直径 (15)6.2.2 轴的尺寸设计 (16)6.3 低速轴尺寸设计计算 (17)6.3.1 轴的材料选择并按扭转强度概略计算轴的最小直径 (17)6.3.2 轴的尺寸设计 (17)7 轴的校核计算 (19)7.1 高速轴的校核 (19)7.1.1 轴受力计算 (19)7.2 中间轴的校核 (21)7.2.1 轴受力计算 (22)7.2.2 计算危险截面处轴的最小直径 (25)7.3 低速轴的校核 (25)7.3.1 轴受力计算 (25)7.3.2 计算危险截面处轴的最小直径 (26)8 滚动轴承寿命校核 (28)8.1 高速轴上的轴承寿命校核 (28)8.1.1 计算当量动载荷 (28)8.1.2 计算轴承承受的额定动载荷 (28)8.2 中间轴上的轴承寿命校核 (29)8.2.1 计算当量动载荷 (29)8.2.2 计算轴承承受的额定动载荷 (29)8.3 低速轴上的轴承寿命校核 (29)8.3.1 计算当量动载荷 (29)8.3.2 计算轴承承受的额定动载荷 (30)9 键联接设计计算 (31)9.1 高速轴上键的校核 (31)9.2 中间轴上键的校核 (31)9.3 低速轴上键的校核 (31)10 联轴器的校核 (32)11 润滑及密封类型选择 (33)11.1 润滑方式 (33)11.2 密封类型的选择 (33)11.3 轴承箱体内，外侧的密封 (33)12 减速器箱体主要结构尺寸 (34)13 结论与展望 (36)参考文献 (37)1 设计任务书1.1设计题目示。
二级圆柱齿轮减速器传动比范围
二级圆柱齿轮减速器传动比范围
二级圆柱齿轮减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用于原动件与工作机之间的减速传动装置。
其传动比范围一般为8-40，最大不能超过60。
在设计二级圆柱齿轮减速器时，应考虑以下几个方面：
- 各级传动比应在合理的范围内，例如，二级齿轮传动比一般为8-40，最大不能超过60。
- 尽量使得结构紧凑，尺寸小，重量轻。
- 高速级的传动比小一些，低速级的传动比大一些。
如果高速级传动比很大，则低速级的扭矩就大，低速级齿轮尺寸加大，减速器重量增大，应尽量避免。
- 各级从动件结构应均匀合理。
- 尽量使得各级大齿轮浸油深度合理，保证润滑。
- 各从动件之间不能干涉碰撞。
在实际应用中，二级圆柱齿轮减速器的传动比范围可能会因具体的应用场景和设计要求而有所不同。
如果你需要更详细的信息，建议咨询专业的减速器设计工程师或查阅相关设计手册。
二级行星减速器传动比计算公式
二级行星减速器传动比计算公式【文章标题】：探索二级行星减速器传动比计算公式的价值和应用【导语】：二级行星减速器是机械传动领域中常用的一种高精度、大扭矩传动装置。
在众多应用领域，如工业机械、汽车工程、航空航天等，二级行星减速器起到了至关重要的作用。
在设计和制造过程中，一个基本的问题就是如何准确计算得到合适的减速比。
本文将探索二级行星减速器传动比计算公式的价值和应用，并从深度和广度的角度，帮助读者全面理解这一概念。
【正文】：一、简介二级行星减速器二级行星减速器，又称为行星齿轮减速器，是由一个太阳轮、多个行星轮和一个内齿轮环组成的传动装置。
其中，太阳轮是输入轴，内齿轮环是输出轴。
行星轮通过行星架与太阳轮和内齿轮环相连，并通过轴承支撑。
二级行星减速器具有很高的传动效率、刚性和扭矩密度，因此在机械传动系统中得到广泛应用。
它的主要优点包括：承载能力强、传动平稳、可靠性高、体积小、重量轻等。
但在进行设计和制造之前，我们需要准确计算出合适的传动比。
二、二级行星减速器传动比计算公式的基本原理二级行星减速器的传动比是指输入轴转速与输出轴转速之间的比值。
通过传动比的选择，我们能够实现对输出轴速度和扭矩的控制，满足特定的需求。
为了准确计算传动比，我们需要考虑以下几个因素：1. 行星轮齿数：行星齿轮是二级行星减速器中最重要的组成部分之一，它直接影响到传动比的计算。
行星轮齿数的选择需要根据具体应用需求进行，一般而言，行星轮齿数越多，减速效果越明显。
在传动比计算中，行星轮齿数一般作为一个重要的参数参与计算公式的推导。
2. 太阳轮齿数：太阳轮是输入轴，其齿数与输入轴的转速直接相关。
太阳轮齿数的选择应考虑到输入功率、转速等因素，以确保传动效果和传动稳定性。
在计算传动比时，太阳轮齿数同样是不可忽视的因素。
3. 内齿轮环齿数：内齿轮环是输出轴，输出轴转速与内齿轮环齿数有直接关系。
内齿轮环齿数的选择需要结合输出转速要求进行，以满足系统的输出需求。
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二级齿轮减速器的设计一、传动装置的总体设计减速器的传动方式如图1所示，为二级齿轮减速器，大批量生产，工作环境清洁，机器载荷平稳，工作年限为6年2班制。
图1.减速器传动装置图1.1 电动机的选择1.1.1 选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。
1.1.2 选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为P w=Fv1000=1900∗0.91000=1.71kW从电动机到工作机输送带之间的总效率为：η∑=η12η24η32η4式中，η1、η2、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。
由表9.1取η1=0.99、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.96，则η∑=η12η24η32η4=0.992x0.994x0.972x0.96=0.82所以电动机所需工作功率为P d=P wη∑=1.71kW0.82=2.01kW1.1.3 确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i∑′=8~40，而工作机卷筒轴的转速为n w =60∗1000∗v πd =60∗1000∗0.9π∗250r min ⁄≈68.75r min ⁄所以电动机转速的可选范围为n d =i ∑‘n w =(8~40)∗68.75r min ⁄=(550~2750) r min ⁄符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 和1500r/min 三种。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动机型号为Y112M-6，其主要性能如表1：表1. Y112M-6电动机主要性能电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2：表2. 电动机的主要安装尺寸和外形尺寸1.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i ∑为i ∑=n m n w =940r/min68.75r/min=13.67 分配传动比i ∑=i 1∗i 2考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取i I =1.4i II ，故i 1=√1.4i ∑=√1.4∗13.67=4.37i 2=i ∑i 1=13.674.37=3.131.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数 1.3.1 各轴的转速I 轴： n I =n m =940r min ⁄II 轴： n II =n I i 1=940r min ⁄4.37=215.10r min ⁄III轴：n III=n IIi2=215.1 0r min⁄3.13=68.75r min⁄卷筒轴：n W=n III=68.75r min⁄1.3.2 各轴的输入功率I轴：P I=P dη1=2.01 kW∗0.99= 1.99kWII轴：P II=P Iη2η3=1.99kW∗0.99∗0.97=1.91kWIII轴：P III=P IIη2η3=1.91 kW∗0.99∗0.97=1.83 kW卷筒轴：P卷=P IIIη1η2=1.83∗0.99∗0.99=1.80 kW 1.3.3 各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为T d=9.55x106∗P dn m =9.550∗106∗ 2.01 kW940 r min⁄=2.04∗104N·mm则I轴：T I=T dη1=2.04∗104N·mm∗0.99=2.02∗104N·mmII轴：T II=T Iη1η2i I=2.02∗104N·mm∗0.99∗0.97∗4.37=8.48∗104N·mmIII轴：T III=T IIη2η3i II=8.48∗104N·mm∗0.99∗0.97∗3.13=2.55∗105N·mm卷筒轴：T卷=T IIIη1η2=2.55∗105N·mm∗0.99∗0.99=2.50∗105N·mm 将以上结果汇总到表，如下二、传动件设计2.1 高速级直齿圆柱齿轮传动设计2.1.1 选择第一级齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献[1]表6.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~255HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。
大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。
选用8级精度。
2.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。
由d 1=√2KT 1∅d u ±1u(Z E Z H Z ε[σ]H )23式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T 1，由前面设计可知，120200T N mm =⋅(2) 设计时，因v 值未知，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.1~1.8，此处初取t K= 1.4。
(3) 由表6.6取齿宽系数1.0d φ=。
(4) 由表6.5查得弹性系数E Z =。
(5) 由图6.14查得节点区域系数5.2=H Z 。
(6) 齿数比1 4.37u i ==。
(7) 初选= 19, 则2183.03z uz == ，取283z =。
传动比误差小于5%，符合设计要求。
(8) 端面重合度系数εα=[1.88 −3.2(1z 1+1z 2)]=[1.88 −3.2(119+183)]=1.65。
由图6.16查得重合度系数Z ε=0.87。
(9) 接触许用应力可由[σ]H =Z N σHlimS H求得。
由图6.29（e ）、（a ）得接触疲劳极限应力σHlim1=570MPa ，σHlim2=390MPa ，由表6.7查得安全系数S H =1.0。
大小齿轮1、2的应力循环次数分别为N 1=60n 1aL h =60×940×1.0×2×8×250×6=1.354×109N 2= N 1i 1=3.10×108由图6.30查得寿命系数Z N1=1.0，Z N2=1.13（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数S H =1.0。
[σ]H1= Z N1σHlim S H = 1.0×5701.0=570.0MPa[σ]H2=Z N2σHlim S H = 1.13×3901.0=440.7MPa 故取[σ]H1= [σ]H2= 429.0MPa计算小齿轮1的分度圆直径d 1t ， 得d 1t ≥√2K t T ⅠΦd ∙u +1u ∙(Z E Z H Z ε[σ]H )23=√2×1.4×202001.0∙4.37+14.37∙(189.8×2.5×0.87429.0)23=40.07 mm2.1.3确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K 。
由表6.3查得使用系数KA=1.0。
齿轮线速度如下式v =πd 1t n 160∗1000=π×40.07×94060∗1000=1.97 m/s由图6.7查得动载荷系数KV = 1.08(设轴刚性大)； 由图6.12查得齿向载荷分布系数K β=1.09；由表6.4查得齿间载荷分布系数K α=1.1，故K =K A K V K βK α=1.0×1.08×1.09×1.1=1.29(2) 对 d 1t 进行修正。
因为K 与K t 有较大差异，故需对按照K t 值设计出来的 d 1t 进行修正，即d 1= d 1t √KK t 3=40.07×√1.291.43=38.99mm(3) 确定模数mm =d 1z 1= 38.9919=2.05 按表6.1，取m =2。
(4) 计算传动尺寸。
中心距a =m (z 1+z 2)2= 2×(19+83)2=102 mm 齿轮直径及齿宽为1121938d mz mm==⨯= 22283166d mz mm==⨯=b =Φd ×d 1=1.0×38mm =38mm取b 2=38mm ，b 1=45mm 。
2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度σF =2KT Ⅰbmd 1Y F Y s Y ε≤[σF ]式中各参数： (1) K 、T Ⅰ、m 同前。
(2) 齿宽b = b 2=38 mm 。
(3) 齿形系数Y F 与应力修正系数Y s 。
查图6.20得齿形修正系数Y F1=2.75，Y F2=2.24。
由图6.21查得应力修正系数Y s1=1.53，Y s2=1.78。
(4)查图6.22得重合度系数Yε=0.66。
(5)许用弯曲应力可由下式算得[σ]F=Y NσFlim S F查图6.29得弯曲疲劳极限应力σFlim1=220 MPa，σFlim2=170 MPa 查图6.32得寿命系数Y N1=Y N2=1.0。
查得安全系数S F=1.25，故[σ]F1=Y N1σFlim1S F=1.0×2201.25=176 MPa[σ]F2=Y NσFlim2S F=1.0×1701.25=136 MPa故σF1=2KTⅠbm n d1Y F1Y s1Yε=2×1.29×2020038×2×38×2.75×1.53×0.66=50.12 MPa <[σF1]σF2=σF1Y F2Y s2Y F1Y s1=50.12×2.24×1.782.75×1.53=47.49 MPa<[σF2]满足齿根弯曲疲劳强度要求。
2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸及参数计算详见下表3。
2.2.1 选择第二级齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW ，平均硬度为236HBW ；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW ，平均硬度为190HBW 。
大小齿轮齿面均硬度差为46HBW ，在30~50HBW 之间。
选用8级精度。
2.2.2 初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。
根据d 3≥√2KT 3Φd ∙u +1u∙(Z E Z H Z ε[σ]H )23式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T 2。
T 2=84800N ·mm(2) 设计时，因v 值未知，K v 不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.1~1.8，此处初取Kt = 1.3。