齿轮设计实例
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。
零件造型实例(直齿圆柱齿轮)
12、阵列齿槽轮廓， 12、阵列齿槽轮廓，创建整体轮齿结构 （1）、在操控板阵列方式栏目中选“轴”阵列方式； （2）、在模型树或图中拾取基准轴线“A-1”； （3）、在操控板“数量”栏目中，输入阵列总数量值为：“32”；在操控板 “角度”栏目中，输入阵列时相邻两特征间角度值为： “360/z”。 13、编辑上一步创建的阵列特征， 13、编辑上一步创建的阵列特征，并再生模型 （1）、拾取上一步创建的阵列特征，并右击鼠标，选“编辑”选项； （2）、将图中的阵列总数量代号，用关系式表示：P#=Z （指阵列总数量 即为齿数Z） （3）、点击“再生模型”工具，让模型再生成。 14、任意修改齿轮的一个或多个参数， 14、任意修改齿轮的一个或多个参数，使模型再生成 （1）、例如：将齿轮参数中的齿数Z由“32”修改为“36” （2）、点击“再生模型”工具，让模型再生成，并观察模型的变化。 15、 15、隐藏不需要显示的相关特征 点击模型树上方的“显示”→“层树”，新建图层“LAY0001”，并出现 “层属性”对话框，然后再在模型树中选取四个草绘圆、PNT0、DTM1、DTM2、 CSO及二渐开线等对象，让这些对象位于“LAY0001”图层中，点“确定”， 然后在层树中对照“LAY0001”图层点右键→“隐藏”→“保存状态”。返回 模型树。
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
16、创建齿轮其它轮体结构（如辐板式齿轮） 16、创建齿轮其它轮体结构（如辐板式齿轮）（尺寸均为假设值） （1）、创建轮体两侧的圆柱凹坑结构（如左下图所示）。 “孔特征”，孔直经值：m*(z-5) m*(zm*(z 5)，孔深度值：b/3 b/3
（2）、创建轮体两侧的圆柱凸台结构（如右上图所示）。 m*(z/2“拉伸特征”，圆柱直径值：m*(z/2-4) m*(z/2 4)，拉伸深度值：b/3 b/3 （3）、创建基准平面DTM3 DTM3平行于TOP面，且向下偏移：b/2 b/2 （4）、将上述两个结构镜像至另一侧。 （如右图所示）
齿轮Kisssoft全实例教程-2024鲜版
软件内置先进的齿轮分析算法，可对齿轮的强度、刚度、疲劳寿命等 进行精确计算，为设计者提供可靠的参考依据。
丰富的齿轮库
Kisssoft软件自带丰富的齿轮库，包含各种标准和非标准齿轮，方便 用户快速调用和修改。
灵活的参数化设计
软件支持参数化设计，用户可通过修改参数快速调整齿轮结构，提高 设计效率。
Chapter
2024/3/28
19
齿轮参数优化
选择齿轮类型
根据实际需求，选择适合的齿 轮类型，如直齿、斜齿、锥齿
等。
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确定齿轮参数
输入齿轮的模数、齿数、压力 角等基本参数。
优化设计变量
以齿轮的模数、齿数、变位系 数为设计变量，进行优化设计 。
目标函数设定
以齿轮的传动效率、噪声、振 动等性能指标为目标函数，进
实体建模与装配
分别将蜗杆和蜗轮的齿廓曲线 转化为三维实体模型，并进行 装配操作。
设计参数设置
包括模数、蜗杆头数、蜗轮齿 数、导程角等参数设定。
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蜗轮轮廓绘制
根据蜗杆的齿廓曲线和蜗轮齿 数，绘制蜗轮的齿廓曲线。
模型检查与优化
对装配后的模型进行干涉检查 、齿形修正等优化操作。
14
04
齿轮分析实例
查看分析结果
Kisssoft将生成详细的分析报告，包 括齿轮的强度、安全系数等关键指标 。
05
04
运行分析
启动Kisssoft的分析计算功能，对齿轮 进行强度分析。
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16
齿轮疲劳寿命分析
导入齿轮模型
与强度分析相同，首 先需要在Kisssoft中 导入齿轮模型。
选择疲劳寿命分析
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
直齿轮传动设计计算实例
直齿轮传动设计计算实例直齿轮传动设计计算实例已知条件：斜齿圆柱齿轮传动，输入功率为PI =4.17kw，齿轮转速为nI=626r/min，传动比为i2=3.7，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，转向不变。
1、齿轮基本参数选定（齿轮设计参照《机械设计》教材进行设计）（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
（2）材料：参照表10-1高速级小齿轮选用45#钢调质处理，齿面硬度为250HBS。
高速级大齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为220HBS。
（3）小齿轮齿数初选为，大齿轮齿数。
2、按齿面接触强度计算由设计计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数据①试选载荷系数②计算小齿轮传递的转矩③由表10-7选取齿宽系数④由表10-6查得材料的弹性影响系数⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限⑥由式10-13计算应力循环次数。
⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数。
⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S=1，由式（10-12）得﹙2﹚计算①试算小齿轮分度圆直径,代入中最小值。
②计算圆周速度v③计算齿宽b④计算齿宽与齿高之比模数齿高⑤计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿轮,；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由，查图得；故载荷系数⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得⑦计算模数m3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,；③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由式(10-12)得④计算载荷系数K⑤查取齿形系数由表10-5查得⑥查取应力校正系数由表10-5查得⑦计算大、小齿轮的并加以比较故小齿轮的数值较大。
直齿轮设计计算实例
直齿轮设计计算实例直齿轮是一种常见的传动装置，广泛应用于工业设备和机械系统中。
它通过直接接触的方式将动力传递给相邻的齿轮，从而实现速度和力矩的转换。
在设计直齿轮时，需要进行一系列的计算和分析，以确保其正常运行和稳定性。
首先，我们需要确定直齿轮的传动比。
传动比是输入轴的转速与输出轴的转速之比。
一般情况下，传动比由所需的速度和力矩传递来确定。
通常，传动比可以根据系统的需求来选择，以满足所需的转速和力矩输出。
接下来，我们需要计算齿轮的模数和齿数。
模数是指齿轮齿廓的尺寸，它是齿轮的重要参数之一。
齿数是指齿轮上的齿的数量。
通过选择合适的模数和齿数，可以确保齿轮的传动效率和寿命。
设计直齿轮还需要考虑齿轮的齿廓曲线。
常见的齿廓曲线有直线齿廓、圆弧齿廓和渐开线齿廓等。
不同的齿廓曲线具有不同的性能特点和应用范围。
选择合适的齿廓曲线可以提高齿轮的传动效率和减小噪声。
此外，直齿轮设计还需要考虑齿轮的材料和热处理。
齿轮通常需要具有一定的硬度和韧性，以确保其在传动过程中不易受到磨损和断裂。
常见的齿轮材料有合金钢、碳钢和铸铁等。
通过适当的热处理，可以改善齿轮的力学性能和耐磨性能。
最后，设计完成后，还需要进行齿轮的强度计算和校核。
强度计算包括齿轮的弯曲强度和接触疲劳强度等。
校核的目的是确保齿轮在运行过程中不会出现过载和破坏等情况。
综上所述，直齿轮设计计算是一个复杂而重要的过程，需要考虑多个因素和参数。
只有在合理选择和计算的基础上，设计出的直齿轮才能满足实际工作需求，并且具有良好的可靠性和稳定性。
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。
齿轮传动设计实例
3、螺旋角β：
β arccosmn Z1 Z2 arccos2.5(2187) 15o21'32"
2a
2140
4、分度圆直径d：
d1
mnZ1 cos β
2.5 21 cos15 o 21'32"
＝54 .44 mm
d2
mn Z 2 cos β
2.5 87 cos15 o 21'32"
6、齿宽系数Ψd : 根据齿轮布置情况，查 表6－7 得0.9～1.4 取Ψd ＝1.0
二、按接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径 d1
d1
3
2KT1 ψd
u
u
1
Z
E
ZH Zε
σ H
Zβ
2
εα
1.88
3.2
1 Z1
1 Z2
cos β
σF2
σ F1
2.181.78＝35.97MPa 2.681.58
[σ]F2
390MPa
弯曲强度校验通过！
齿轮计算完成！
后面作练习题
练习题
设计一闭式斜齿圆柱齿轮减速器。已知齿数比u=3.32,由接触 疲劳强度计算得d1≥32.23mm，设计此传动。
0、齿数z、螺旋角β：
取齿数z1=20，则齿数z2=z1×i=20×3.32=66.4、取z2=66，i‘=66/20=3.3 传动比误差|Δi/i|=(3.32-3.3)/3.32=0.6%<5%
4、齿轮齿数： 取 Z1 ＝21 （闭式软齿面一般为20--40）
则 Z2＝ Z1i＝ 21×4.14＝86.94
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【例1】设计一电动机驱动的带式运输机的两级减速器高速级的直齿圆柱齿轮传动。
已 知传递的功率 P i =5.5kW ，小轮转速n i =960r/min ，齿数比u=4.45。
解：1 •轮齿部分主要几何尺寸的设计与校核① 选定材料、齿数、齿宽系数 由表10-7选择常用的调质钢 小轮：45调质 大轮：45正火取小轮齿数Z 1=22 , 对该两级减速器，取 ② 确定许用应力： 许用接触应力 许用弯曲应力SFmindU计算小轮直径。
载荷系数K = K A K V K B取 K A =1 （表 8-2）, K V =1.15, K B =1.09 （表 8-3）,故K=1X 1.15 X 1.09=1.25 小轮传递的转矩T 1=9.55 >106p/n=9.55 M 06X5.5/960=54713.5N mm弹性变形系数 Z E =189.8 （表10-5）。
节点区域系数Z H =2.5。
将以上数据代入上式得HB 1=210 〜230 ,HB 2=170 〜210 ,则大轮齿数 Z 2=U Z 1=4.45 X 2- 98 ,d =1。
[H ]Z N HlimS H min Flim Y ST YNTF]式中Hlim1 =560MPa , Flim1 =210MPa , Flim 按图8-26查取, 8-7 （c ））.（图 （图 8-7③ 由式Hlim2 =520MPa Flim2=200MPa应力修正系数 Y ST =2 ,而最小安全系数Hlim = Flim =1 （表8-5）,按齿面接触强度设计 H1]F2]560 MPa 520 MPa 420 MPa400 MPad 1>3 ------------------------------------------------ 22KT 1 u 1 Z E Z H1 560Fl]1H2 ]④确定主要参数 求中心距aa=(d 1+d 2)/2=d 1(1 + i/2)=51.86 x (1+4.45)/2=141.32 mm圆整后，取a=145mm ，贝V d 1的计算值变为53.2mm 。
计算模数m=d 1/z 1=53.2/22=2.4mm按表10-1取标准模数 m=2.5mm 。
求 Z 1、Z 2总齿数 Z c =z 1 +Z 2=2a/m=2 x 145/2.5=116若Z c 不等于整数时，可改变模数值使之成为整数。
因z c =z 1(1 + i)故Z 1=z c /(1 + i)=116/(1+4.45)=21.28取Z 1=22 (因最后d 1必须大于接触强度公式所求d 值)。
则实际传动比的变动量为2 1.25 54713.51 4.454.45 1 189.8 2.5 52051.86 mmi4.45 4.270.04 5%4.45可用。
求小齿轮工作宽度 计算齿轮的工作宽度 取 b 2=55mm , b 1=60mm. ⑤校核弯曲强度 由式d 1=z 1m=22 X 2.5=55mm>51.86mmb= d d=1 X55=55mmKF tF1Y Fa1Y sa1 , F2bmY ps2Y s a2YFa1Ysa1分别验算两轮齿根弯曲强度。
计算圆周力F t 红 D 1齿形系数Y Fa 、应力修正系数Y sa 可由图8-23、10-24查得，当2 54713.5551989.6 NZ 1 =22, Y Fa1=2.78, Y sa1=1.61, Z 2=94, Y Fa2=2.22 , Y sa2=1.87,则 F11.25 1989.655 2.52.78 1.61 80.95 [ F1] MPaZ 2=z c - Z 1=116- 22=94i=Z 2/z 1=94/22=4.272. 结构设计上述齿轮轮齿部分的主要几何尺寸设计完成后、 验公式和资料来确定齿轮各部分的结构和尺寸。
3. 绘制齿轮工作图（略）【例2】 设计一闭式直齿圆柱齿轮传动。
已知传递的功率 P i =20k W ，小齿轮转速n i =1000r/min ,传动比i=3 ,每天工作16h,使用寿命5年，每年工作300天，齿轮对称布置, 轴的刚性较大，电机带动，中等冲击，传动尺寸无严格限制。
解：设计步骤见表F280.952.22 1.8775.08 [ F2] MPa⑥主要几何尺寸2.78 1.61m=2.5mm, z i =22, z 2=94, d i =55mm , d 2=Z 2m=94X 2.5=235mm , d ai =m(z i +2)=2.5 (22+2)=60mm , d a2= m(z 2+2)=2.5 (94+2)=240mm , d fi = m(z i -2.5)=2.5 (22-2.5)=48.75mm d f2 = m(Z 2-2.5)=2.5 (94-2.5)=228.75mmb=55，取 b i =60mm , b 2=55mm , a=(d i +d 2)/2=(55+235)/2=i45mm尚需根据工艺要求，材料特性等，按经[Fl] Fliml Y NI Y XI600 0.884 1S F min 1.25424.32 MPa[F2]F lim 2Y N2Y X2S F min600°.903 1325.081.25MPa[Fi]=424.32MPa[F2]=325.08MPa3 •按齿面接触强度设计(1)工作转矩T i 9.55 10 19.55n i 106 20191000 N1000mm载荷系数K A=1.5 K V=1.15 K =1.09K= K A K V K =1 x 1.15 x 1.09=1.88 计算齿面弯曲应力查的弹性变形系数：节点区域系数：Z E=189.8Z H=2.5。
则:d i 32KT i u 1 Z H Z E2U [ H]2 1.88 1910003 1 2.5 189.8550284 mmm * Z i 843.ii27mm，取 m=4mmd =mz i=4 x 27=108 mmb= d d =108 mm4.校核弯曲强度查得：Y Fai=2.58, Y sai=1.62 ,Y Fa2=2.33, Y sa2=1.75, 则:2KTX ai Y saiFlbd1m倔191000 2爲8倔 48.83108 108[F1] 424.32MPa2KTX a2Y sa2 F2 bd1m Y Fa2Y Sa2Y Fai Y sai48.83 2・22 1752.58 1.6245.39 [ F2] 325.08MPa 大小齿轮满足强度要求。
m=4mmd =108mmb=108 mmY Fa1=2.58 ,Y sai=1.62,Y Fa2=2.33 ,Y sa2=1.75 , Fi=48.83MPaF2=45.39MPaK A=1.5K V=1.15 K =1.09K= K A K V K =1 X 1.15 X 1.09=1.88(3)计算齿面弯曲应力查的弹性变形系数：Z E=189.8节点区域系数：Z H=2.5。
重合度影响系数：Z =0.8。
则：12d 3|2KT1 u 1 Z H Z E ZT d u [ H ]2'2 1.88 191000 3 1 2.5 189.8 0.8 力“378.95 mm \ 1 3 550取 d1=85 mmd185 c 一廿mt ——3.14 mm，取 m n=3mmz127m n Z1 3 27 —0arccos---- ------- 17.65d1 85b= d d =85 mm4.校核弯曲强度当量齿数z v1 3 31.2cosZ v2 z2 93.6cos查得：Y Fa1=2.53 , Y sa1 = 1.63,Y Fa2=2.22 , Y Sa2=1.80 ,则：2KT“Fa1Y sa1F1bd1m2 1.88 191000 2.53 1.63106.51 [ F1] 424.32MPa108 108 42KT『Fa2Y Sa2 丫卩玄2匕2F2 F1bd1m Y Fa1Y sa12.22 1.80106.51 103.21 [ F2] 325.08MPa2.53 1.63 m=3mmd =85mmb=85 mmY Fa1=2.58 ,Y Sa1 = 1.62 ,Y Fa2=2.33 ,Y sa2=1.75 , Z V1=31.2Z V2=93.6F1=106.51MPaF2=103.21MPain i =960r/min ，传动比u=2.55，每天工作16h,使用寿命10年，小锥齿轮悬臂布置。
解：设计步骤见表计算与说明 主要结果 1.选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等小轮：40Cr 调质 小轮：40Cr 调质 HB 1=241 〜286, 取 250HBW ; 硬度 260HBW ; 大轮：45 调质 HB 2=217〜255，取 220HBW ;大轮：45调质7级精度硬度 230HBW ; 取Z 1=24，则大轮齿数 Z 2-UZ 1-2.55 X 4=61,Z 1-242.确定许用弯曲应力Z 2-61Hlim1 =710MPa , Hlim2=580MPa ,Hlim1 =710MPa Flim1 =600MPa , Flim2=450MPa ,Hlim2=580MPaN 1=60 X960 XI0 >300 XI6=2.76 *09Flim1 =600MPa N 2= N 1/u=2.76 X 7/2.55=1.08 109Flim2 =450MPa,安全系数取S H -1.1 S F =1.4N 1-2.76 X 09得：Z N 1=Z N 2=1N 2- =1.08 109Y N1 =Y N2 = 1Z N1-Z N2-1 Y N1= Y N2 = 1riH lim1Z N1620 1620 MPaL H1 JSH min1[H1]=620MPa riH lim 2ZN2500 1-500MPa[H2]=500MPa[H 2 ]LJQSH min1riF lim 1YN1600 1 364.29MPa[F1]=364.29MPa [F1]小S F1.4■,F lim 2 Y N2420 1 420 MPa[F2]=420MPa[F2]SF1.43•按齿面接触强度设计(1 )工作转矩6P10T 1=99479N.mm6T 19.55 10 —9.55 1099479N mm5960(2 )载荷系数K A =1 K V =1.12K =1.13K= K A K V K =1 X 1.12 X 1.13=1.27K= 1.27(3 )齿宽系数 R=0.3(4)分度圆直径R =0.3弹性变形系数：Z E=189.8节点区域系数：Z H=2.5则：Z E=189.8 Z H=2.5d i 34KT,2Z H Z ER U(1 0.5 R)[ H]3 4 佃99479 189.8 25 293.74550mm 取 d mi= d i ( 1-0.5 R)=93.74 X (1-0.5 X 0.3)=80mmm d1 93.74z124 3.91mm，取 m=4 mm两轮大端分度圆直径：d 1=mz1=4 X 24=96mmd2=mz2=4 X 61=244mm锥距：R 1 . d； d；1 9622442131.10 mm2 2b= d R=0.3 X 131.10=39.33 mm取齿宽b= mm4.校核弯曲强度当量齿数乙COS 124COS21.6025.78Z v2 Z2COS 2 _61_ cos68.7°167.08查得：Y Fa1=2.62, Y sa1=1.59 ,Y Fa2=2.12 , Y sa2=1.82 ,则:2KT1Y Fa1Y5a12bd1m(1 0.5 R)2 1.27 994790 2.62 1.5940 96 4(1 0.5 0.3)294.87 [ F1] 364.29MPaF2 丫Fa2Y Sa2Y Fa1Y Sa12.12 1.82汉87 2.62 1.59 87・87 [F2] 300MPa 大小齿轮满足强度要求。