机械设计-第四章
机械设计基础 第4章齿轮机构(4-56)讲解
刀具刀号的选择——按被加工齿轮的m、α、z 。
这种切齿方法简单，不需要专用机床，但生产率低、精度差， 故仅适用于单件生产及精度要求不高的场合。
2、拉刀(broaching tool)拉齿
拉刀拉齿主要用来拉削内齿轮，拉刀的形状与齿轮齿 槽形状相同。因拉刀的制造成本高，故它适用于批量生产 的情况。
2、切削过程中的运动（以插齿为例） 1）范成运动
齿条插刀：刀具的节线与被加工齿轮齿坯的分度圆相 切并作纯滚动的运动——刀具移动v =ωr = ωm z / 2。
齿轮插刀：刀具的节圆与齿坯节圆相切并作纯滚动的 运动—— i =ω0 /ω= z /z0）
2）切削运动（↑↓）：刀具沿齿轮毛坯轴向的切齿运动。 3）让刀运动（←→）：插齿刀具返回时，为避免擦伤已
∵ 分度圆与中线作纯滚动，且刀具分度线上s=e=πm/2；
∴ 切出的齿轮： s=e=πm/2；
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
1
ω1
∴ 被切的齿轮
是标准齿轮。 ra1r1'==r1
rb1
h a* m
N1
α '=α
P V2
N 2∞
2 ）切制非标准齿轮时，刀具的加工节线与被加工齿轮的 分度圆相切，刀具的加工节线与中线不重合。
∵ 刀具的加工节线上s≠e； ∴ 被切的齿轮是非标准齿轮。
§4—5 渐开线标准齿轮的啮合传动
一、正确啮合条件 如图4-7所示，当前一对齿
在K点接触时，后一对齿在另一 点K′点接触，则点K和K′点应在 啮合线N1N2上，这样才能保证 各对轮齿都能正确地进入啮合。 为此，两齿轮的相邻两齿同侧 齿廓间的法向齿距（即基圆齿 距）应相等。即：
机械系统设计第4章_执行系统设计PPT课件
检测装置中采用的测头是一个圆锥形零件，垫圈内孔尺寸决定了带测头
的压杆2的位置。垫圈内孔尺寸合格，压杆2位于图4-13a)位置，微动开关3的 探头插入压杆的环形槽中，微动开关3断开，发出信号给控制系统，压杆离开 后，垫圈被送入合格品槽中。如垫圈内孔尺寸太小，压杆行程小，走到图413b)的位置，如垫圈内孔尺寸太大，压杆行程大，走到图4-13c)的位置，在这 两个位置微动开关3的探头都不能插入压杆3的槽中，微动开关3闭合。控制系 统把工件送入废品槽中。这样就完成了检测和分开合格品和不合格品的工作。
分度与转位过程要完成下面一些技术动作： ①使工件转动一个角度；
②对工件进行定位；
③松开工件；
④使工件转下一个角度。
P77图4-9是用棘轮机构带动 的回转工作台。棘轮2、分度盘1 和工作台装在同一个立轴上；有 两个气缸4和5；气缸4通过棘爪3 推动棘轮2每次转过若干个齿 （转过的齿数可以改变）；气缸 5使定位栓6深入分度盘1的槽中 进行定位，也可以使定位栓6从 分度盘1的槽中取出，使分度盘 松动。
一、执行系统的组成
执行系统是由执行构件和执行机构组成。
执行构件是执行机构中的一个或几个 构件，是执行系统中直接完成功能的零部 件。在颚式破碎机中动颚和静颚就是执行 构件。
有些执行构件携带作业对象完成一定 的动作，如筛子携带物料作往复变速运动； 有些执行构件对作业对象完成一定的动作， 如颚板完成对作业对象的挤压。
夹持功能可分解为：抓取、夹持和放开 三个过程。
常用的夹持器有：
1、弹簧杠杆式夹持器（见图P74图4-1）
它由弹簧4、回转轴、挡块2、手指3等构件 组成。弹簧4使手指3闭合，挡块2使手指保持初 始间隙。它实现抓取、夹持和放开三个动作的过 程如下：
机械设计基础第四章
对心尖端直动从动件 12 盘形凸轮机构
等速运动规律 等加速等减速运动规律 余弦加速度运动规律 正弦加速度运动规律
13
一、等速运动规律
h v2 常数 t1
h s2 v2 t t t1
a2 0
刚性冲击
14
从动件的速度有突变，加速度理论上
发生无穷突变，产生巨大的惯性力， 从而对凸轮机构造成强烈冲击。
轮廓的设计方法及步骤
凸轮机构的基圆半径与许用压力角有什么关系？ 棘轮机构和槽轮机构各有什么特点？ 槽轮机构有哪些主要参数？如何选取？
76
作业
85～86页： 4-2，4-3，4-4，4-5，4-9，4-11
77
rk＜ρmin时，可画出完整的轮廓曲线β’
49
rk＝ρmin时， ρ′=0
β’出现尖点 易磨损，从而改变预定的从动件运动规律
50
rk>ρmin时， ρ’<0 β’将出现交叉，在交 叉点以上部分的曲线 加工时将被切去，致 使从动件不能实现预 期的运动规律而发生 运动失真。
51
外凸时，rk min ,
3
内 燃 机 的 凸 轮 配 气 机 构
4
绕线机的凸轮绕线机构
5
缝纫机的凸轮拉线机构
6
移动凸轮机构
7
分类
按凸轮的形状分
盘形凸轮 移动凸轮 圆柱凸轮
8
按从动件的结构型式分
尖顶从动件
构造简单、易磨损、用于仪表机构
滚子从动件
磨损小，应用广
平底从动件
受力小、润滑好，用于高速传动
9
按从动件的运动方式分
※ 从动件在反转时依次占据的位置均是偏距圆的切线55
华科 机械设计 第4章-蜗杆传动设计
2、齿廓圆弧半径ρ
推荐ρ＝（5～5.5）m z1＝1～2时，取ρ＝5m ； z1＝4时 ，取ρ＝5.5m 3、蜗轮变位系数χ2 推荐χ2 ＝0.7～1.2 ， 应使χ2≤1.5，以免齿顶变尖 χ2 的计算方法同普通圆柱蜗杆传动 几何尺寸计算与普通圆柱蜗杆传动相仿，详见表 4－2
●
－向外 z2
－向里 Fa4 Fa3
●
输出 z4
Ft 4
n3 n4 z3
中间轴
Ft 2 n2
●
Ft 3
Ft 1 z1
Fa2 n1
径向力均指 向各自轮心
蜗杆、蜗轮 均为右旋
Fa1 输入
机械设计
第四章 蜗杆传动设计－强度条件
二、普通圆柱蜗杆传动齿面接触疲劳强度计算 特点：1）强度计算主要针对蜗轮轮齿（材料原因）
Fa1－轴向力
3、力的方向（蜗杆主动）
Ft1 Fa 2
Fa1 Ft 2
Fr1 Fr 2
圆周力： 蜗杆上Ft 1与转向相反 同 齿 蜗轮上Ft 2与转向相同 径向力： Fr1和Fr2指向各自的轮心 轮 轴向力： 蜗杆上Fa1用主动轮左右手定则判定 左旋蜗杆用左手定则 右旋蜗杆用右手定则
机械设计
第四章 蜗杆传动设计
§4-1 概述 一、蜗杆传动的特点 用于空间交错轴间的传动，通常Σ=90° 从运动关系看，相当于螺杆与螺母运动 传动比大， i = 10~80，故结构紧凑； 传动平稳，噪声小；
可实现自锁； 摩擦发热大、传动效率低； 制造成本较高(蜗轮常用青铜合金制造)
机械设计
第四章 蜗杆传动设计－概述
减摩性好
蜗杆为细长轴零件，选材时应保证足够的强度和刚度
机械设计基础 第4章 齿轮机构
b. 模数的意义 ◆ 模数的量纲 mm m=
p ，确定模数 m 实际上就是确定周节 p ，也就是确
p
定齿厚和齿槽宽e。模数m越大，周节p越大，齿厚s和齿槽 宽e也越大。 模数越大，轮齿的抗弯强度越大。
c. 确定模数的依据 根据轮齿的抗弯 强度选择齿轮的 模数
一组齿数相同，模数不同的齿轮。
（3）分度圆压力角(齿形角)
p 0.5p 0.5p ha=m m c
上各点具有相同的
压力角，即为其齿 形角，它等于齿轮
F V
分度圆压力角。
b. 与齿顶线平行的任一直线上具有相同的齿距p= p m。
c. 与齿顶线平行且齿厚s等于齿槽宽e的直线称为分度线，
它是计算齿条尺寸的基准线。
三、参数间的关系
表5-5渐开线标准直齿圆柱齿轮几何尺寸公式表 名 称
式
齿根圆直径
周 节 齿 厚 基圆周节 中心距
df
p s pb a
P= p m s= p m/2
Pb= p m cosa
a=m(z1 ±z2)/2
注：上面符号用于外齿轮或外啮合传动，下面符号用于内齿轮或内啮合传动。
一对标准齿轮：
1 1 a ( d 2 d 1 ) m ( z 2 z1 ) 2 2 ①m、z决定了分度圆的大小，而齿轮的大小主要
取决于分度圆，因此m、z是决定齿轮大小的主要
参数 * ha ， ②轮齿的尺寸与 m，
c*
有关与z无关
③至于齿形， rb r cos
mz cos ，与m，z， 2
有关
可见，m影响到齿轮的各部分尺寸， ∴又把这种以模数为基础进行尺寸计算的齿轮称m制齿轮。 欧美：径节制 P
机械设计基础--第四章(凸轮机构)
二、学习指导
图4-10
三、典型实例分析
例4-1 试设计一偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构。已 知凸轮以等角速度1逆时针方向转动，偏距e =10mm，凸轮 的基圆半径 rb= 50mm，从动件的升程h=20mm，滚子半径rT =10mm，h=120 o，s=90 o，h=90 o，s=60 o。从动件在推 程作等加速等减速运动，回程作等速运动。试用图解法绘制 凸轮的轮廓。
二、学习指导
图4-1
图4-2
二、学习指导
2. 凸轮机构的特点 ⑴ 优点是：只需确定适当的凸轮轮廓就可使从动件得到任
意预期的运动规律，结构简单，体积较小，易于设计。
⑵ 缺点是：由于凸轮与从动件是高副接触，压力较大，易 磨损，故不宜用于大功率传动；又由于受凸轮尺寸限制，凸轮
机构也不适用于要求从动件工作行程较大的场合。
高等院校现代机械设计系列教材
Fundamentals of Machine Design
（第四章）
第四章
凸轮机构
一、基本内容及学习要求 二、学习指导 三、典型实例分析 四、复习题 五、复习题参考答案
回目录
一、基本内容及学习要求
⒈ 基本内容 (1) 凸轮机构的应用和分类；
(2) 从动件的常用运动规律；
(3) 按已知运动规律绘制平面凸轮轮廓；
(4) 凸轮机构设计中应注意的几个问题。
一、基本内容及学习要求
⒉ 学习要求 ⑴ 了解凸轮机构的应用和分类方法。 ⑵ 掌握等速运动、等加速等减速运动规律的特点及位移 线图的绘制方法，能分析凸轮机构产生刚性冲击或柔性冲击 的原因。 ⑶ 掌握直动从动件盘形凸轮轮廓的绘制方法。 ⑷ 掌握任意位置时凸轮机构压力角的绘制。了解选择滚 子半径的原则、压力角与自锁的关系及基圆半径对压力角的 影响等。
机械设计基础课件第4章
图4-19 凸轮机构的压力角 与基圆半径
4.3 盘形凸轮的几何法和解析法设计
• 4.3.1 图解法设计
1.作图原理 凸轮机构工作时，一般以凸轮为原动件， 凸轮是运动的，而绘在图纸上的凸轮是静 止的，因此绘制凸轮轮廓曲线是采用“反 转法”。根据相对运动原理，给整个机构 加上一个公共角速度ω绕凸轮轴心O转动 时，各构件间相对运动不变。若公共角速 度与凸轮的角速度ω1等值、反向，则凸轮 静止，而从动件随机架以-ω1转动，又沿 导路作相对移动；由于从动件始终与凸轮 接触，尖顶的运动轨迹就是凸轮的理论轮 廓。
4.3 盘形凸轮的几何法和解析法设计
• 4.3.1 图解法设计
（4）偏置移动尖顶从动件盘形凸轮轮廓曲线的绘制 如图所示，以O为中心，以偏距e为半径所作的圆称为偏距圆。如图所示，这种凸轮机 构的从动件在反转运动中依次占据的位置将不再是由凸轮轴心O作出的径向线，而是偏 距圆的各切线（图中的KoBo，KIB1，K2B2，…）。因此，从动件的位移Bl＇B1, B 2＇B2, B3＇B3, …也应沿这些切线并由基圆的交点（B1', B2', B3', …）对应向外量取。 其余作图步骤与对心移动尖顶从动件凸轮轮廓的作法基本相同。
凸轮机构按构件形状与运动形式分为不同的类型。 1.按凸轮形状分 （1）盘形凸轮：凸轮绕固定轴转动且径向轮廓尺寸变化的凸轮称为盘形 凸轮，是凸轮的基本型式。 （2）移动凸轮：当盘形凸轮的回转中心趋于无穷远时，凸轮相对机架作 直线运动，这种凸轮称为移动凸轮。 （3）圆柱凸轮：将移动凸轮卷成圆柱体称为圆柱凸轮
4.2 从动件常用运动规律
• 4.2.2 从动件常用规律
3.简谐运动规律 从动件的加速度按余弦规律 变化的运动规律称为简谐运 动规律。指质点在沿半径为R 的圆上作匀速圆周运动时， 其在这个圆上的投影所形成 的运动称为简谐运动。 其S2-δ1、v2-δ1、a2-δ1的关系曲 线如图所示。
机械设计基础-第4章-1-凸轮机构
30
30
120
120
90
δ
360
七、解析法设计凸轮轮廓曲线
1、偏置直动滚子从动件盘形凸轮轮廓的设计
建立凸轮转轴中心的坐标系xOy
根据反转法原理，凸轮以w转过j角；
B点坐标为
x y
(s0 (s0
s) sin j s) cosj
e cosj esinj
上式即为凸轮理论廓线方程
实际廓线与理论廓线在法线上相距
凸轮机构由凸轮、从动件和机架三部分组成。
凸轮机构是高副机构，易于磨损，因此只适用于传 递动力不大的场合。
示例一 内燃机配气机构
示例二 靠模车削机构
示例 绕线机的凸轮绕线机构
示例 缝纫机的凸轮拉线机构
凸轮机构的主要优点： 使从动件实现预定的运动规律，结接触，容易磨损。 用于传递动力不大的控制机构或调节机构。
2、自D0起，沿-ω方向取δ1-4 角，等分各部分，从D1起以 从动件长度为半径作圆，与基 圆交于C点。
3、C1D1起，分别量取β角， 与2的圆交于B点，连接B0、 B1、B2…，即为凸轮曲线。
例题：设计盘形凸轮机构，已知凸轮角速度ω1逆时针转动， 基圆半径r0=30mm，从动件的行程h=40mm。从动件的 位移线图如下：
第四章 凸轮机构及间歇运动机构
§4-1 凸轮机构的应用和分类 §4-2 从动件常用的运动规律 §4-3 盘形凸轮轮廓曲线的设计 §4-4 凸轮机构设计中应注意的问题 §4-5 间歇运动机构
§4-1 凸轮机构的应用和分类
凸轮是一种具有曲线轮廓或凹槽的构件，它通过与从 动件的高副接触，在运动时可以使从动件获得连续或不 连续的任意预期运动。
当凸轮继续以角速度ω1逆时针 转过角度δ2时，从动件尖顶从 C到D，在最远位置停止不动， 对应的δ2是远休止角。
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第四章减速器内传动零件的设计一．减速器内直齿圆柱齿轮的设计。
Ⅰ.电动机轴上的小齿轮和低速轴上的大齿轮的设计。
考虑到转速较大而转矩较小为了简化工艺可以设计成直齿圆柱齿轮，由以上的设计可知，要求的传动比i=4.342，传递功率pⅠ=4.3057 Kw，由表2-1得，主动轴的转速n1=1440 r/min.由设计要求知，单向运转，载荷平稳。
【解】：1.选择材料，确定许用应力，可选小齿轮的材料为40cr，表面调质处理。
大齿轮的材料为45钢，表面调质处理。
查表，可知40cr合金钢调质处理后的齿面硬度为240~285 HBW，取为270HBW。
45钢调质处理后的齿面硬度为229~286 HBW。
接触许用应力：［σH1］=（380+HBW）=380+270=650 Mpa［σH2］=（380+0.7HBW）=380+0.7×240=548 Mpa弯曲许用应力：［σF1］=（155+0.3HBW）=155+0.3×270=236 Mpa［σF2］=（140+0.2HBW）=140+0.2×240=188 Mpa由设计准则可知，对于闭式软齿面传动，应先按齿面接触疲劳强度进行设计,然后由齿根弯曲疲劳强度来进行校核。
2.疲劳强度齿根接触设计。
⑴.选择齿数，通常Z 1=20~40，取Z 1=23，则Z 2=i ·Z 1=23×4.342=99.866. 考虑到两个齿轮是奇数啮合时，传动较平稳，可圆整为Z 2=101,得实际传动比i=23101=4.3913,传动比相对误差为ο=342.43913.4342.4-×100%=-1.14%在所允许的误差范围（±5%）内,传动比合适.⑵.小齿轮传递的转矩,由表2-1,得T Ⅰ=2.8556×10^4 N ·mm 。
⑶.选择齿宽系数ψd,由于齿轮相对轴承室不对称布置，且为软齿面闭式传动，可取ψd=0.8.⑷.确定载荷系数K ，由于单向运转，中等冲击，可取K=1.5.⑸.计算分度圆直径d 1.d 1≥ =32391.41391.48.04^108556.25.1548670+⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛=46.146mm. ⑹.确定齿轮的模数。
考虑到其分度圆直径与电动机的轴直径相差不大要设计成齿轮轴的结构，为了便于结构设计，可初选分度圆直径稍大于46.146mm ，为50 mm.m =d1/z1=2350=2.174mm 由书上的表12.3(标准模数系列)，取m 的标准值为2.5（查第一系列）。
⑺.齿轮几何尺寸计算。
分度圆直径：d 1=m *Z 1=2.5×23=57.5 mm.d 2=m *Z 2=2.5×101=252.5 mm.齿顶高直径：da 1=d 1+2*m =57.5+2×2.5=62.5 mm.da 2=d 2+2*m =252.5+2×2.5=257.5 mm.齿根圆直径：df 1=d 1－2.5*m =57.5－2.5×2.5=51.25 mm.df 2=d 2－2.5*m =252.5－2.5×2.5=246.25 mm.中心距：a =m *(Z 1+Z 2)/2=2)10123(5.2+⨯=155 mm. 齿宽：b 2=ψd*d 1=0.8×57.5=46 mm .为了安装方便一般主动轮的宽度比从动轮的宽度大5~10 mm所以 b 1=b 2+5=46+5=51 mm.3.齿根弯曲疲劳强度校核。
⑴.齿形系数，由Z1=23 ，Z2=101，查书229页的图12-21（齿形系数），得Y Fa 1=2.68 Y Fa 2 =2.18⑵.验算齿根弯曲应力σF1= =5.25.575168.24^8556.25.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯≈31.3 Mpa ＜［σF1］=236 Mpa σF2= =18.268.23.31⨯≈38.48 Mpa ＜［σF2］=188 Mpa⑶.齿轮精度等级的选择.由 v1=(π*d1*n1)/(60×1000)=10006014405.5714.3⨯⨯⨯=4.333m/s. 查表（齿轮传动精度的选择及应用）可选7级（或8）级精度。
⑷.结构设计。
由设计手册表12--3得，电动机的输出轴的直径D=38 mm ，与小齿轮的分度圆直径d 1=57.5 mm 相近，可选择把小齿轮做成齿轮轴结构。
对于大齿轮，其分度圆直径为252.5 mm ，可选择做成腹板式结构。
Ⅱ.低速轴上的小齿轮和输出轴上的大齿轮的设计。
考虑到输出转矩大，为了使系统的传动比较平稳可设计成直齿与斜齿配合使用，即低速轴上的小齿轮和输出轴上的大齿轮为斜齿圆柱齿轮传动。
已知传动比i =4.342，传递功率P Ⅱ=4.1335 Kw,低速轴上的转速n Ⅱ=331.644 r/min,小齿轮为主动轮，大齿轮为从动轮，单向运转，载荷平稳。
【解】：1.选择材料，确定许用应力。
为了减少材料的品种和简化工艺要求。
应使两小齿轮和两大齿轮的牌号分别相同，即选小齿轮的材料仍为40cr ，表面调质处理。
大齿轮的材料仍为45钢，表面调质处理。
查表，可知40cr 合金钢调质处理后的齿面硬度为240~285 HBW ，取为270HBW 。
45钢调质处理后的齿面硬度为229~286 HBW 。
查表6-10（试验齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 和齿根弯曲疲劳强度极限σFlim ),得齿轮的接触疲劳强度极限为：σHlim1=615+1.4（HBW －200）=615+1.4（270－200）=713 Mpa.σHlim2=480+0.93（HBW －135）=480+0.93（240－135）=577.65 Mpa. 查表（最小安全系数S Fmin 和S Hmin ）按一般可靠度，取接触强度最小安全系数S Hmin=1.所以两齿轮的许用接触应力：［σH1］= σHlim1／S Hmin=1713=713 Mpa. ［σH2］= σHlim2／S Hmin=165.577=577.65 Mpa. 由设计准则可知，对于闭式软齿面传动，应先按齿面接触疲劳强度进行设计,然后由齿根弯曲疲劳强度来进行校核。
2.按齿轮接触疲劳强度初步确定小齿轮的分度圆直径和中心距。
⑴.小齿轮传递的转矩,由表2-1（传动装置的运动参数）,得T Ⅱ=1.1903×10^5 N ·mm 。
由表6-7（载荷系数），由于原动机为电动机，并且载荷平稳取K=1.0（斜齿轮取较小的值），由于传动属于软齿面闭式传动，并且非对称布置。
取齿宽系数ψd=0.8，根据接触强度计算小齿轮的分度圆直径：d 1≥ =32342.41342.48.05^101903.10.165.577610+⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛=58.88 mm所以：a =0.5（d 1+d 2）=0.5d 1（1+i ）=288.58)342.41(⨯+=157.27 mm. 由于同轴式圆柱齿轮减速器的两对齿轮的中心距应相等，所以圆整为：a =155 mm.⑵.确定两齿轮的齿数和模数由经验公式m n=（0.01-0.02）a=1.55-3.10，查书上的表12.3(标准模数系列)，取m n 的标准值为2.5（查第一系列）。
初选螺旋角β=13°（一般8-20°），则得：Z 1=)1(cos 2i mn a +β=)342.41(5.213cos 1552+⨯⨯⨯=23.347圆整为Z 1=23Z 2=Z 1*i =23×4.342=99.866 圆整为Z 2=99检验传动比误差，实际传动比i =2399=4.3043 相对误差ο=342.43043.4342.4-×100%=0.9%。
在所允许的误差范围（±5%）内,传动比合适.⑶.确定螺旋角的大小cos β=a z z mn 2)21(+=1552)2399(5.2⨯+⨯=0.983871 ∴ β=10°18'16"⑷.齿轮几何尺寸计算。
分度圆直径：d 1=m n ／Z 1=983871.0235.2⨯=58.443 mm. d 2=m n ／Z 2=983871.0995.2⨯=251.557 mm.由于两齿轮正常齿制∴h an*=1, C n*=0.25齿顶高直径：da1=d1+2h an*m n=58.443+2×1×2.5=63.443 mm.da2=d2+2h an*m n=251.557+2×1×2.5=256.557 mm.全齿高h=（2h an*+C n*）m n=5.2)25.012(⨯⨯=5.625 mm.+齿宽b2=ψd*d1=0.8×58.443=46.75 mm.圆整为b2=47 mm.为了安装方便一般主动轮的宽度比从动轮的宽度大5~10 mm所以b1=b2+5=47+5=52 mm.⑸.验算齿轮的齿根弯曲强度查表6-10（试验齿轮的接触疲劳强度极限σHlim和齿根弯曲疲劳强度极限σFlim ),得齿轮的弯曲疲劳强度极限为：σFlim1=240+0.4（HBW－200）=240+0.4（270－200）=268 Mpa.σFlim2=190+0.2（HBW－135）=190+0.2（240－135）=211 Mpa.查表（最小安全系数S Fmin和S Hmin）按一般可靠度，取接触强度最小安全系数S Hmin=1.所以两齿轮的许用接触应力：［σF1］= σFlim1／S Fmin=1268=268 Mpa. ［σF2］= σFlim2／S Fmin=1211=211 Mpa. 两齿轮的当量齿数Z v1=β3cos 1Z =3)983871.0(23=24.15 Z v2=β3cos 2Z =3)983871.0(99=103.95 齿形系数，由Z v1=24.15 ，Z v2=103.95，查书229页的图12-21（齿形系数），得Y Fa 1=2.65 Y Fa 2 =2.21因为 Y Fa 1／［σF1］=26865.2=0.0099 Y Fa 2／［σF2］=21121.2=0.0105 所以 Y Fa 2／［σF2］较大将其代入校核公式：σF2= =995.24721.25^101903.10.156.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯≈14.13 Mpa ＜［σF2］=211 Mpa 故齿轮的弯曲强度足够。
⑹.齿轮精度等级的选择.由 v1=(π*d1*n1)/(60×1000)=100060644.331443.5814.3⨯⨯⨯=1.01 m/s. 查表可选8级精度。