齿轮传动设计计算实例
齿轮齿条传动设计计算
齿轮齿条传动设计计算1.选用直齿圆柱齿轮齿条传动，精度等级为7级（GB-88），小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，齿条材料为XXX（调质）硬度为240HBS，小齿轮齿数为24，大齿轮齿数为无穷大。
2.按照齿面接触强度进行设计，通过设计计算公式计算得到齿轮传递的转矩为2.908×105N∙mm。
选用载荷系数K t1.3，齿宽系数φd0.5，材料的弹性影响系数ZE189.8MPa，小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1600MPa，齿条的接触疲劳强度极限σHlim2550MPa。
通过计算应力循环次数得到N16.113×104，接触疲劳寿命系数KHN11.7.根据失效概率为1%和安全系数S=1，计算得到接触疲劳许用应力[σH11020MPa。
3.计算小齿轮分度圆直径dt1为68.89mm，圆周速度v为0.029m/s，齿宽b为34.445mm，齿宽与齿高之比为2.87，齿高为6.46mm。
计算载荷系数根据速度v=0.029m/s、精度为7级，查图10-8得动载荷系数KV=1；由于是直齿轮，故KHα=KFα=1；根据表10-2得使用系数KA=1.5；根据表10-4用插值法得到7级精度、小齿轮为悬臂布置时的KHβ=1.250.再根据h=5.33和KHβ=1.250查图10-13得KFβ=1.185.因此，载荷系数K=KA×KV×KHα×KHβ=1.5×1×1×1.250=1.875.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1t=31.875K/d1=68.89mm，因此d1=77.84mm。
计算模数m根据齿根弯曲强度设计，由式（10-5）得弯曲强度设计公式为：m≥(2KT1YFaYSa)/(φdz1[σF]3)确定公式内各计算数值：1.根据图10-20c，小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，齿条的弯曲强度极限σFE2=380MPa。
设计一对斜齿圆柱齿轮传动设计
设计一对斜齿圆柱齿轮传动。
已知传递功率P 1=130KW ，转速n 1=11460r/min, z 1=23, z 2=73,寿命L h=100h ，小齿轮做悬臂布置，使用系数K A=1.25解：1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 斜齿圆柱齿轮2） 由10-8 P210 选择6级精度3） 材料选择。
齿轮要求质量小，传动功率大和可靠性高，因此必须选择力学性能高，表面硬化处理的高强度合金钢。
尺寸较小且要求较高，故采用锻造（锻钢）毛坯。
选用材料20Cr2Ni4,该材料的热处理方法是渗碳后淬火，MPa MPa s B1100,1200==σσ，芯部硬度350HBS,齿面硬度58-62HRC.4） 由题小齿轮齿数z 1=23，大齿轮齿数z 2=73，传动比为i=3.175） 初步选择螺旋角β=14°(螺旋角不宜过大，以减小轴向力Fa=Ft*tan β) 2.按齿面接触强度设计 按式试算，即d t 1≥[]231)(12H E H d t Z Z u u T K σεφα± (1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数βαK K K K K v A t***==1.62） 由表查得齿宽系数d φ=1b d =0.5(小齿轮做悬臂布置)3） 计算小齿轮传递的转矩T=113*10*9550n P =11460130*10*95503=1.08*105 N ·mm4） 由表查得材料的弹性影响系数E Z =189.8 Mpa 21（两个锻钢齿轮配对）5） 由图选取区域系数H Z =2.4336） 由图查得1αε=0.77，2αε=0.87，则αε=1αε+2αε=1.64 7） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为1lim H σ=1650Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=1650Mpa8） 由式计算应力循环次数h jL n N 1160==60*11460*1*100=6.876*10717.310*876.6712==i N N =2.17*1079) 由图取接触疲劳寿命系数1HN K =1.15，2HN K =1.25（渗碳淬火钢）10) 计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数为S=1，由式10-12 P205得S K HN H 1lim 11][σσ==1.15*1650Mpa=1897.5Mpa SK HN H 2lim 22][σσ==1.25*1650Mpa=2062.5Mpa则许用接触应力为：2][][][21H H H σσσ+==25.20625.1897+Mpa=1890Mpa(2) 计算1） 试算小齿轮分度圆的直径t d 1,由公式得3251)18908.189*433.2(*17.317.4*64.1*5.010*08.1*6.1*2≥t d mm =32mm2） 计算圆周速度 1000*6011n d v t π==19.2m/s3） 计算齿宽b 及模数nt m齿宽 t d d b 1φ==0.5*32mm=16mm模数 11cos z d m tnt β==2314cos *32o mm=1.43mm齿高 h=2.25nt m =2.25*1.43mm=3.2mm 26.505.43.21==hb4) 计算纵向重合度βεβφεβtan 318.01z d ==0.318*0.5*23*o 14tan =0.915) 计算载荷系数K 已知使用系数A K =1.25；由表10-3 P195查得齿间载荷分配系数1.1==ααF H K K ；(mm N mm N RbTK A /100/3.527>=)由表查得接触疲劳强度计算的齿向载荷分布系数βH K =1.1； 根据v=19.2m/s 和6级精度由图10-8 P194查得动载系数12.1=v K ；由图查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数βF K =1.14. 故载荷系数K=A K vK αH K βH K =1.25*1.12*1.1*1.1=1.694K 与t K 相近，故不必按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。
齿轮传动设计计算实例.docx
各类齿轮传动设计计算实例例1设计铳床中的一对标准直齿圆柱齿轮传动。
C 知：传递功率P = 7.5kw .小齿轮转速 m=1450r/mm 、传动比< = 2.08.小齿轮相对轴乐为不对称布誉，两班制，毎年I •作300d （天），使用 期限为5a （年九解，（1）选择齿轮材料及粘度等级考應此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿而。
小齿轮选用4OCr,调质•齿而峡度为240〜260HBS ；大齿轮选用45钢,调质，齿而硬度为220HBS （表8.5）•因是机床用齿轮,由表8.10选7精度,要求齿山丙1糙度R a < 1.6〜3.2“” .（2）按齿面接触疲劳强度设讣因两齿轮均为钢制齿轮,所以山（8.28）式得2叫S 誹确定冇关参数如下：1） 齿数乙和齿宽系数Pd収小齿轮齿轮勺=30,则大齿轮齿数z 2=i Zl =2.08x30 = 62.4・圆整z 2 = 62 o 实际传动比i 0 = — = — = 2.067◎ 30传动比误基 = 2 08-2.067 = 0 6%<2-5% 町用。
i2.08齿数比u = /0 = 2.067由表8.9 取忆= 0.9 （因非对称布置及软齿而）2） 转矩T,P7 5T. =9.55xl06—= 9.55xl06x —/nw = 4.94xl04mm“I 14503） 載荷系数K由表8.6取K = 1.35I ）许用接触应力0〃］曲图 8. 33c 査得 o Hhmi = 775M/U o Hhml = 520M 內 由式（8.33）计算应力循环次数NzN u = 6叽5 = 60 x 14 50 x 1 x （16x 300 x 5）= 2.09xl09N"由图& 34査得接傩疲劳的寿命系数Z 灯i =0.89 , Z 附2 =0.93 通过齿轮和一般匚业齿轮,按一般可靠度要求选取A S Z/ =1.0-所以计算两轮的许用接触卜/故得笛胖689.81叭1.0MFd = 483・6MFd520x0.93心"6处竺怦=7643』站心仆心x (2.076 + l)〃吩59.40MV <Pd lt \pH F V 0.9x2.076x483 62I )许用弯曲应力\a F ]由式(8.34)由图& 35c 森得：= 290MPa 厂 2L0MPa由图8. 36査得试验齿轮的咸力修正系数 按一般可靠度选取安全系数 计算阳轮的许用弯曲应力[J =叽上/ f = 290X 2X 0.SS = 40&32M 〃1 h S N1.25[]=m = 210x2x09 Mpa = 302.4M 九 1 J - S N 1.2、将求得的各参数代入式(8.29〉2K1\F 严厂亠丫刖bnrzi= 2x1.35x4.94x2 x2 52x1.625咖55X 22 X 30= 82・76MFa<E[= 80 18MF% 订 2故轮齿齿根穹曲彼劳强度足够。
《机械设计》闭式直齿齿轮传动计算
2使设计提升机构上用的闭式直齿圆柱齿轮传动。
已知：齿数比u=4.6，转速n1=730,传递功率P1=10KW，双向传动，预期寿命5年，每天工作16个小时，对称布置，原动机为电动机，载荷为中等冲击；Z1=25，大小齿轮材料均为45度钢，调质处理，齿轮精度为8级，可靠性要求一般。
解：1 确立设计约束根据给定条件为闭式确定齿面硬度给定45度钢，且调质处理。
定小齿轮为230~260HBS，大齿轮为250~280HBS，软齿面按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。
定大小齿轮硬度均为250HBS。
2 确定许用应力查图3-16，Hlim1=Hlim2=700Mpa查图3-17，得Flim1=Flim=280Mpa查表3-4，取SHmin=1.1,SFmin=1.5.U==4.6,Z1=25,故Z2=115每年工作按300天计算N1=60n1ta=607301630051=10.512N2= N1/u=10.512108/4.6=2.26108查图3-18，得ZN1=1,ZN2=1.1查图3-19，得YN1=YN2=1Hp1===636.4MpaHp2===700MpaFp1=Fp2=YN==373.3Mpa3 按齿面疲劳接触条件查图3-11 =0，ZH=2.5计算工作转轴T1T1=9.55106=9.55106=130822N.mm查表3-1，KA=1.5,取KV=1.2，K=1.1，K=1.1K= KAKV K K=1.51.21.11.1=2.178查表3-6，d=1d1===65.45mm4 确立模数m=d1/Z1=65.45/25=2.618mm取m=2.618mm d1=2.61825=65.45mm5 计算圆周速度并校核V===2.5m/s查表3-5 8级精度的齿轮v6m/s故满足要求6 确立齿轮的参数m=2.618mm, d=1, Z1=25,Z2=1157 校核弯曲强度查图3-14 YFa1=2.72 YFa2=2.2YSa1=1.59 YSa2=1.8取Y=0.7F1=YFa1 YSa1 Y=2.721.590.7=153.8Mpa<Fp1=373.3MpaF2=YFa2 YSa2Y=2.21.80.7=140.9MPa<Fp2=373.3Mpa则该齿轮满足要求。
齿轮传动设计计算实例
解：
cos
mn 2a
z1
z2
4 30 60
2 190
0.9474
所以
1840
tan t
tan n cos
tan 20 cos1840
0.3640 0.9474
0.3842
d1
mn cos
z1
4 30 0.9474
mm 126.662mm
d2
mn cos
z2
4 60 0.9474
m d1 59.40 mm 1.98mm z1 30 m 2mm
（3）校核齿根弯曲疲劳强度
由式（8.29） 确定有关参数和系数
F
2 KT1 bm 2 z1
YFaYSa
F
1）分度圆直径
d1 mz1 2 30mm 60mm
d 2 mz2 2 62mm 124mm
2）齿宽
b d d1 0.9 60mm 54mm
（3）校核齿面接触疲劳强度
由式（8.45）
H 3.17Z E
KT u 1
bd 12 u
H
确定有关参数和系数：
1）分度圆直径
d1
mn z1 cos
3 24 cos1415
mm 74.29mm
d2
mn z2 cos
3 60 mm 185.72mm 0.9692
2）齿宽 b
b d d1 0.6 74.29mm 44.58mm
mm 253.325mm
d a1 d1 2mn 126.662 8mm 134.662mm d a2 d 2 2mn 253.325 8mm 261.325mm
db1 d1 cos t 126.662 0.9335mm 118.239mm
机床主传动设计举例
查表的步骤如下：
u1=1/2，u2=1/1.41，u3=1。
1）在u1、u2、u3中找到出现zmin的传动比u1。
2）避免根切和结构设计需要，取Zmin=22。 3）找出u1=1/2的倒数2一行中找到 Zmin=22时，查 到Smin＝66。 4）找出可能采用的齿数和 Sz 各种数值。必须同 时满足各传动比要求 Sz= 72，84，90，92，100，·····。
按基本组的级比指数x0=1，第一扩大组的级比指 数 x1=3，第二扩大组级比指数 x2=9，画出各变速组 的传动比连线图2- 7，画出全部传动比连线图 2- 8。
齿轮的齿数设计举例
同一变速组中齿轮的模数相同时 齿轮齿数的确定 1.计算法
• zmin在降速比最大的传动副u1中，即z1=zmin
Z1-Z2=4 可使次大齿轮的齿顶圆减小一点
Z1-Z2<4 在不加大齿数和时，可从齿轮的排列上解决。 变位齿轮.
双联齿轮不存在此问题
同一变速组中齿轮的模数不同时 齿轮齿数的确定
当变速组的齿轮传动比相差很大时，各传 动副上受力差别也很大，如最后扩大组或 背轮传动中，齿轮副的速度变化大，受力 差别也大，这时为了得到合理的结构尺寸， 可以采用不同模数的齿轮副。 最多只采用二种模数
不需增加降速的定比传动副
为使中间的二个变速组降速缓慢，减少
结构的径向尺寸，在轴 I到轴II间增加一 对26／54的降速传动
有利于变型机床的设计
4.分配各变速组的最小传动比, 拟 定转速图
（1）轴 IV-V 的最小传动比：主轴上的齿轮希望大一
些，能起到飞轮的作用，最后一个变速组的 umin 取 极限值1／4，公比=1.26，1.266=4， （2）其余变速组的umin根据“前缓后急”的原则。 （3）画出各变速组的传动比连线
直齿锥齿轮传动计算例题
例题10-3 试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动;已知输入功率P=10kw,小齿轮转速n1=960r/min,齿数比u=,由电动机驱动,工作寿命15年设每年工作300天,两班制,带式输送机工作平稳,转向不变;解 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用标准直齿锥齿轮齿轮传动,压力角取为20°;2齿轮精度和材料与例题10-1同;3选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=uz1=×=,取z2=77;2.按齿面接触疲劳强度设计1由式10-29试算小齿轮分度圆直径,即d1t≥√4K Ht T1R(1−0.5R)2u(Z H Z E[σH])231)确定公式中的各参数值;①试选K Ht=;②计算小齿轮传递的转矩;T1=9.55×106×10960Nmm=×104N?mm③选取齿宽系数R=;④由图10-20查得区域系数Z H=2.5。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z E=189.8MPa1/2;⑥计算接触疲劳许用应力σH;由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHliml=600MPa，σHlim2=550MPa。
由式10-15计算应力循环次数：N1=60n1jLℎ=60×960×1×(2×8×300×15)=4.147×109,N2=N1u=4.147×1093.2=1.296×109由图10-23查取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90，K HN2=0.95。
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-14得[σH]1=K HN1σHlim1S=0.90×6001MPa=540MPa[σH]2=K HN2σHlim2S=0.95×5501MPa=523MPa取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即[σH]=[σH]2=523MPa2试算小齿轮分度圆直径d1t≥√4K Ht T1R(1−0.5R)2u(Z H Z E[σH])23=√4×1.3×9.948×1040.3×(1−0.5×0.3)2×(7724)×(2.5×189.8523)23mm=84.970mm2调整小齿轮分度圆直径1计算实际载荷系数前的数据准备; ①圆周速度v 0d m1=d 1t (1−0.5R )=84.970×(1−0.5×0.3)mm =72.225mmv m =πd m1n 160×1000=π×72.225×96060×1000m/s =s②当量齿轮的齿宽系数d 。
齿轮齿条设计实例
齿轮齿条设计实例
齿轮齿条的设计涉及到很多因素，包括齿轮的模数、齿数、齿条的长度、宽度、厚度等。
以下是一个简单的齿轮齿条设计实例：
1. 确定齿轮模数：假设我们选择模数为2mm，这是齿轮和齿条强度和精度的基本要求。
2. 确定齿数：假设我们选择齿数为30，这将影响齿轮和齿条的传动比和运动特性。
3. 确定齿条长度：假设我们选择齿条长度为500mm，这将影响齿轮齿条的应用范围。
4. 确定齿条宽度和厚度：假设我们选择齿条宽度为20mm，厚度为5mm，这将影响齿轮齿条的承载能力和稳定性。
根据以上参数，我们可以使用以下公式计算齿轮和齿条的基本参数：
1. 齿轮分度圆直径 = 模数× 齿数= 2mm × 30 = 60mm
2. 齿条齿顶高 = 模数× (齿数+ 2) = 2mm × (30 + 2) = 64mm
3. 齿条齿根高 = 模数× (齿数+ ) = 2mm × (30 + ) = 65mm
4. 齿条长度 = 500mm
5. 齿条宽度 = 20mm
6. 齿条厚度 = 5mm
以上数据仅供参考，实际设计时还需要考虑齿轮和齿条的材料、热处理方式、加工工艺、安装方式等因素。
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F2
2KT1 bm 2 z 2
YFa2YSa2
F1
YFa 2 YSa 2 YFa1YSa1
82.76 2.2881.734 MPa 2.52 1.625
80.18MPa＜ F 2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。
（4）计算齿根传动的中心距 a
a
m 2
z1
z2
2 2
30
62mm
92mm
（5）计算齿轮的圆周速度 v
期限为 5a（年）。 解：（1）选择齿轮材料及精度等级 考虑此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮选用 40Cr，调质，齿面硬度为 240～
260HBS；大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度为 220 HBS（表 8.5）。因是机床用齿轮，由表 8.10 选 7 精度，
要求齿面粗糙度 Ra 1.6～3.2m 。
m d1 59.40 mm 1.98mm z1 30 m 2mm
（3）校核齿根弯曲疲劳强度
由式（8.29） 确定有关参数和系数
F
2 KT1 bm 2 z1
YFaYSa
F
1）分度圆直径
d1 mz1 2 30mm 60mm
d 2 mz2 2 62mm 124mm
2）齿宽
b d d1 0.9 60mm 54mm
由表 8.7 查得 Z E 189.9 MPa
故
H 3.17 189.9
1.10 3.94105 45 74.292
2.5
2.5
1 MPa
885.57MPa＜
H
安全可用。
（4）齿轮的圆周速度
v d1n1 3.14 74.29 970 m / s 3.77m / s
60 1000
60 1000
取 b2 55mm ， b1 60mm
3）齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa
根据齿数 z1 30 ，z2 62 ，由表 8.8 查得 YFa1 2.52 、YSa1 1.625 ；YFa2 2.288 ，YSa2 1.734 。
4）许用弯曲应力 F
由式（8.34）
F
F limYST YNT SF
取 b2 45mm, b1 50mm
3）齿数比 u
减速传动 u i 2.5
4）许用接触应力 H
由式（8.32）
H
H lim Z NT SH
由图 8.33 查
H lim1 ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ H lim 2 1050MPa
应力循环次数
N L1 1.4 109 ， N L2 5.9 108
解：因为轮系中有空间齿轮，故只能用（8.60）式计算齿轮系传动比的大小。
i15
z2 z3z4 z5 z1 z2 z3 z4
50 30 40 52 20 16 118
由图 8.34 查接触疲劳寿命系数
Z NT1 0.90
Z NT 2 0.93
按一般可靠度选取安全系数 S H 1.0 ，所以有
H
1
H lim1Z NT1 SH
1050 0.90 1.0
MPa
945MPa
H 2
H lim 2 Z NT 2 SH
1050 0.93 MPa 976.5MPa 1.0
由图 8.35 查 F lim
F lim1 F lim 2 280 MPa
计算应力循环次数 NL
N L1 60n1rth 60 970 10 300 8 1.4 109
N L2
N L1 i
1.4 109 2.5
2.5108
由图 8.36 查弯曲疲劳寿命系数 YNT
YNT1 0.88, YNT 2 0.9
N L2
N L1 i
2.09 109 2.076
1.01109
由图 8.34 查得接触疲劳的寿命系数 Z NT1 0.89 ， Z NT 2 0.93
通过齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 S H 1.0 。所以计算两轮的许用接触应力
H
1
H lim1Z NT1 SH
775 0.89 1.0
MPa 408.32MPa
F
2
F lim 2YST YNT 2 SN
210 2 0.9 MPa 302.4MPa 1.25
将求得的各参数代入式（8.29）
F1
2KT1 bm 2 z1
YFa1YSa1
2 1.35 4.94104 55 22 30
2.521.625MPa
82.76MPa＜ F 1
各类齿轮传动设计计算实例
例 1 设 计 铣 床 中 的 一 对 标 准 直 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 。 已 知 ： 传 递 功 率 P 7.5kW 、 小 齿 轮 转 速 n1 1450r / min 、传动比 i 2.08 ，小齿轮相对轴承为不对称布置，两班制，每年工作 300d（天），使用
（3）校核齿面接触疲劳强度
由式（8.45）
H 3.17Z E
KT u 1
bd 12 u
H
确定有关参数和系数：
1）分度圆直径
d1
mn z1 cos
3 24 cos1415
mm 74.29mm
d2
mn z2 cos
3 60 mm 185.72mm 0.9692
2）齿宽 b
b d d1 0.6 74.29mm 44.58mm
由表 8.9 选取齿宽系数 d
d
b d1
0.6
2）计算转矩 T1
T1
9.55106
P n1
9.55106
40 970
N mm 3.94 105 N mm
3）载荷系数 K 由表 8.6 查取 K=1.10
4）许用弯曲应力 F
由式（8.34）
F
F limYST YNT SF
mm 253.325mm
d a1 d1 2mn 126.662 8mm 134.662mm d a2 d 2 2mn 253.325 8mm 261.325mm
db1 d1 cos t 126.662 0.9335mm 118.239mm
db2 d 2 cos t 253.325 0.9335mm 236.479mm
按一般可靠度要求选取安全系数
S F 1.25
所以
F
1
F limYST YNT1 SF
280 2 0.88 MPa 1.25
394MPa
F 2
F limYST YNT 2 SF
280 2 0.9 MPa 403.2MPa 1.25
YFa1YSa1
F 1
2.62 1.59 394
（2）导程角 由式(8.50)得
tan z1 2 0.2 q 10
（3)传动的中心距
γ=11.3099°(即γ=11°18′36″)
m(q z2) 2
4 (10 40) 2
100mm
例 5 一手摇提升装置如图 8.68 所示。其中各轮齿数为 z1=20，z2=50，z2′=16，z3=30， z3′=1，z4=40，z4′=18，z5=52，试求传动比 i15，并指出当提升重物时手柄的转向。
（2）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢制齿轮，所以由（8.28）式得
d1
76.433
KT1 u 1 d u H 2
确定有关参数如下：
1）齿数 z 和齿宽系数 d
取小齿轮齿轮 z1 30 ，则大齿轮齿数 z2 iz1 2.08 30 62.4 ，圆整 z2 62 。
实际传动比
i0
z2 z1
解：
cos
mn 2a
z1
z2
4 30 60
2 190
0.9474
所以
1840
tan t
tan n cos
tan 20 cos1840
0.3640 0.9474
0.3842
d1
mn cos
z1
4 30 0.9474
mm 126.662mm
d2
mn cos
z2
4 60 0.9474
62 30
2.067
传动比误差
i i0 2.08 2.067 0.6%＜ 2.5%
i
2.08
可用。
齿数比
u i0 2.067
由表 8.9 取 d 0.9 （因非对称布置及软齿面）
2）转矩 T1
T1
9.55106
P n1
9.55106
7.5 1450
N mm
4.94 10 4 N mm
例 3 试设计带式运输机减速器的高速级圆柱齿轮传动。已知输入功率 P 40kW ，小齿轮转速 n1 970r / min ，传动比 i 2.5 ，使用寿命为 10a（年）（设每年工作 300d（天）），单班制，电动机驱动，
带式运输机工作平稳、转向不变，齿轮相对轴承为非对称布置。 解：（1）选择齿轮类型、材料、热处理方法及精度等级。 考虑此对齿轮传递的功率较大，故选用斜齿圆柱齿轮。 为使齿轮传动结构紧凑，大、小齿轮均选用硬齿面。由表 8.5 大、小齿轮的材料均选用 40Cr，经表面
由表 8.10，8.11 可知，可选用 7 级精度。
（5）计算齿轮的几何尺寸并绘制齿轮工作（略）。
例 4 在带传动和蜗杆传动组成的传动系统中，初步计算后取蜗杆模数 m=4mm，头数 z1=2，分度圆直径 d1=40mm，蜗轮齿数 z2=40，试计算蜗杆直径系数 q、导程角γ及蜗杆传 动的中心距α。
解 （1）蜗杆直径系数 q d1 40 10 m4
3）载荷系数 K
由表 8.6 取 K 1.35
4）许用接触应力 H
H