哈尔滨工业大学
机械设计作业设计计算说明书
题目 齿轮传动设计
系别 机械设计制造及其自动化
班号
姓名
日期 2014年 月 日
哈尔滨工业大学
机械设计作业任务书
题目 齿轮传动设计
设计原始数据：
图1 带式运输机
带式运输机的传动方案如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。
目录
1.计算传动装置的总传动比i 并分配传动比…………………………4
1.1总传动比………………………………………………………………4
1.2分配传动比……………………………………………………………4 2.计算传动装置各轴的运动和动力参数………………………………4
2.1各轴的转速……………………………………………………………4
2.2各轴的输入功率………………………………………………………4
2.3各轴的输入转矩………………………………………………………5
3.齿轮传动设计…………………………………………………………5
3.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级…………………………………5
3.2初步计算传动主要尺寸…………………………………………………5
3.3计算传动尺寸…………………………………………………………7
3.4校核齿面接触疲劳强度…………………………………………………8
3.5计算齿轮传动其他尺寸…………………………………………………8
3.6齿轮的结构设计…………………………………………………………9
3.7大齿轮精度设计…………………………………………………………10
4.参考文献………………………………………………………………13
一、计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比
1.总传动比为
i∑=nm960==10.67 nw90
2.分配传动比
由于i1为1.8，所以
i2=i∑10.67==5.926 i11.8
二、计算传动装置各轴的运动和动力参数
1.各轴的转速
1轴 n1=nm=960r/min
2轴 n2=n1960r/min ==533.33r/mini11.8
n2533.33r/min =≈90r/mini25.9263轴 n3=
卷筒轴 nw=n3=90r/min
2.各轴的输入功率
1轴 P1=Pd=3kW
2轴 P2=Pη1=3⨯0.96=2.88kW 1
3轴 P3=P2η2η3=2.88⨯0.98⨯0.97=2.74kW
卷筒轴 PkW 3η2η4=2.74⨯0.98⨯0.99=2.656卷=P
上式中：η1————普通带传动传动效率；
η2————一对滚子轴承的传动效率；
η3————8级精度的一般传动齿轮的传动效率；
η4————齿轮联轴器的传动效率。
均由参考文献[1]表9.1查得这些值。
3.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为
Td=9.55⨯106Pd3kW=9.55⨯106⨯=2.98⨯104N⋅mm nm960r/min
所以：1轴 T1=Td=2.98⨯104N⋅mm
2轴 T2=T1η1i1=2.98⨯104⨯0.96⨯1.8=5.16⨯104N⋅mm
3轴 T3=T2η2η3i2=5.16⨯104⨯0.98⨯0.97⨯5.926=2.91⨯105N⋅mm
卷筒轴 T卷=T3η2η4=2.91⨯105⨯0.98⨯0.99=2.82⨯105N⋅mm
将上述计算结果汇总与下表：
三、齿轮传动设计
1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级
考虑到带式传输机为一般机械，故大、小齿轮均用45钢，采用软齿面，由参考文献[2]表6.2得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮为正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。题目已给出精度等级为8级。
2.初步计算传动主要尺寸
由于是软齿面开式传动，主要失效形式为齿面磨损，故按照齿根弯曲强度进行设计。
由参考文献[2]式6.13得
m≥2KT2YFYSYε 2[σ]φdz1F
式中各参数为：
1）z1为小齿轮齿数，初取z1=17，则z2=z1i2=17⨯5.926=101。
2）小齿轮传递的扭矩为T2=T1η1i1=2.98⨯104⨯0.96⨯1.8=5.16⨯104N⋅mm。
3）K为载荷系数，初取Kt=1.3。
4）由参考文献[2]式6.1得重合度
εa=1.88-3.2(1111+)=1.88-3.2⨯(+)=1.66 z1z217101
由参考文献[2]图6.22查得重合度系数Yε=0.7。
5）由于是是悬臂布置，由参考文献[2]表6.6查得φd=0.3。
6）齿形系数YF和应力修正系数Ys
由参考文献[2]图6.20查得YF1=2.95，YF2=2.2；由图6.21查得Ys1=1.52，YS2=1.85。
7）许用弯曲应力可由参考文献[2]式6.29计算得到，即[σ]F=YNσFlim算得。 SF
由图6.29查得接触疲劳极限应力σFlim1=240MPa,σFlim2=170MPa，由表6.7查得安全系数SF=1.25。
小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为
N1=60n1aLh=60⨯533.33⨯1.0⨯1⨯8⨯250⨯8=5.12⨯108
N15.12⨯108
N2===8.64⨯107 i25.926
由图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。
故许用弯曲应力
[σ]F1=YN1σFlim11⨯240==192MPa SF1.25
[σ]F2=YN2σFlim21⨯170==136MPa SF1.25
YF1YS12.95⨯1.52==0.0234[σ]F1192 YF2YS22.2⨯1.85==0.0299[σ]F2136
所以
初算模数mt
2KT2YFYSYε2⨯1.3⨯5.16⨯104mt≥=⨯0.0299⨯0.7mm=3.19mm 0.3⨯172φdz12[σ]FYFYSYF2YS2==0.0299 [σ]F[σ]F2
3.计算传动尺寸
1）计算载荷系数
由参考文献[2]表6.3查得使用系数KA=1.0。
υ=πd1n1
60⨯1000=πz1mn1π⨯17⨯3.19⨯533.33==1.51m/s 60⨯100060⨯1000
由参考文献[2]图6.7查得动载系数为Kυ=1.05。
由参考文献[2]表6.4查得齿间载荷分配系数为Kα=1.1，则
K=KAKαKυ=1.0⨯1.1⨯1.05=1.155
2）对mt进行修正，并圆整为标准模数且考虑到磨损的情况，将模数加大10%~15%。
m=mtK.155⨯(1+15%)=3.19⨯⨯1.15=3.53mm Kt1.3
按参考文献[2]表6.1取m=4mm。
3）计算传动尺寸。
中心距
m(z1+z2)4⨯(17+101)a===236mm 22
所以
d1=mz1=4⨯17=68mm
d2=mz2=4⨯101=404mm
b=φdd1=0.3⨯68=20.4mm
取b2=25mm，b1=30mm。
4.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[2]式6.7，即
σH=ZEZHZε
式中各参数：
1）K、T1、b、d1值同前。
2）齿数比u=i2=5.94。 2KT1u+1≤[σH] 2bd1u
3）由参考文献[2]表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。
4）由参考文献[2]图6.15查得节点区域系数ZH=2.5。
5）由参考文献[2]图6.16查得重合度系数Zε=0.88。
6）许用应力接触式由参考文献[2]式6.26，即[σH]=ZNσHlim算得。 SH
由参考文献[2]图6.29e查得σHlim1=570MPa，图6.29a查得σHlim2=390MPa。 由参考文献[2]图6.30查得寿命系数ZN1=1.1，ZN2=1.2（允许有局部点蚀）。 由参考文献[2]表6.7，取安全系数SH=1.0，故
[σH1]=ZN1σHlim1=1.1⨯570=627MPa SH1
[σH2]=ZN2σHlim2=1.2⨯390=468MPa SH1
σH=ZEZHZε2KT1u+12⨯1.15⨯515705.94+1=189.8⨯2.5⨯0.88⨯⨯=457.18MPa
即满足齿面接触疲劳强度。
5.计算齿轮传动其他尺寸
1）变位系数x1=x2=0；
2）压力角α=20︒；
3）齿顶高系数ha=1；
*
4）顶隙系数c*=0.25；
5）齿顶高ha1=ha2=ham=1⨯4mm=4mm；
6）齿根高hf1=hf2=(ha+c*)m=(1+0.25)⨯4mm=5mm；
7）齿顶圆直径**da1=m(z1+2ha*)=4⨯（17+2⨯1）mm=76mm，da2=m(z2+2ha*)=4⨯（101+2⨯1）mm=412mm；
8）齿根圆直径df1=m(z1-2ha*-2c*)=4⨯（17-2⨯1-2⨯0.25）mm=58mm，df2=m(z2-2ha*-2c*)=4⨯（101-2⨯1-2⨯0.25）mm=394mm；
9）分度圆齿距p=mπ=12.57mm。
10）齿全高h=ha+hf=4mm+5mm=9mm。
6.齿轮的结构设计
1）选择结构型式
(1)按扭矩初算轴径
d≥CP n
式中：d-------轴的直径，mm；
P-------轴传递的功率，kw；
N-------轴的转速，r/min；
C-------由许用扭转剪切力确定的系数。
小齿轮所在轴中，P=2.88kw，n=533.33r/min，查参考文献[2]表9.4，由于小齿轮装在悬伸端，C取106，则
d≥CP2.88=106⨯mm=18.60mm n533.33
考虑到键槽削弱轴的强度，有一个键槽时，键槽所在轴段轴径增大5%，则小齿轮所在轴轴径为d=18.60⨯(1+5%)mm=19.53mm，按标准GB/T 2822—2005的Ra20系列圆整，最终，取d=20mm。查参考文献[1]表11.27，取轮毂上键的截面尺寸为b*h=6*6。则有齿根圆到齿轮轮毂槽底面的距离大于2.5*m=10mm，又由于小齿轮齿顶圆da1
大齿轮所在轴中，P=2.74kw，n=90r/min，查参考文献[2]表9.4，由于大齿轮不装在轴端部，C取118，则
dk≥CP2.74=118⨯mm=36.85mm n90
考虑到键槽削弱轴的强度，有一个键槽时，键槽所在轴段轴径增大5%，则大齿轮所在轴轴径为dk=36.85⨯(1+5%)mm=38.69mm，按标准GB/T 2822—2005的Ra20系列圆整，最终，取dk=40mm。查参考文献[1]表11.27，取轮毂上键的截面尺寸为b*h=12mm*8mm。则有齿根圆到齿轮轮毂槽底面的距离大于2.5*m=10mm，又由于大齿轮齿顶圆da2
(2)齿轮结构尺寸的确定
毛坯加工方式采用模锻。则根据经验公式，大齿轮的结构尺寸为
图2 锻造腹板式齿轮结构
D1≈1.6dk=1.6⨯40mm=64mm；
D2≈da-10m=412-10⨯4mm=372mm；
B=（1.2~1.5）dk=(1.2~1.5)⨯40mm=(48~60)mm，取B=55mm；
D0≈0.（5D1+D2）=0.5⨯（64+372）mm=218mm；
d0≈0.25(D2-D1)=0.25⨯(372-64)mm=77mm；
δ0=(2.5~4)m=(2.5~4)⨯4mm=(10~16)mm，取δ0=14mm；
c=(0.2~0.3)b=(0.2~0.3)⨯25mm=(5~7.5)mm，取c=6mm；
r=0.5c=0.5⨯6mm=3mm。
且有一定的起模斜度，1：10。
(3)键槽的尺寸设计
查参考文献[3]表6-1知取b*h=12*8，
7.大齿轮精度设计
1）确定齿轮精度等级
齿轮传动精度为8级，图样标注为8 GB/T 10095.1。
2）确定齿轮的必检参数及其允许值
由于d2=mz2=4⨯101=404mm，b2=25mm和8级精度，查参考文献[1]表16.3和表16.4可知：
运动精度：FP=0.094mm；
平稳性精度：fPt=±0.022mm，Fα=0.034mm；
载荷分布均匀性：Fβ=0.027mm。
3）确定最小法向侧隙和齿厚的上下偏差
A.计算最小法向侧隙：
22 jbnmin=(0.06+0.0005a+0.03m)=⨯(0.06+0.0005⨯236+0.03⨯4)mm=0.199mm 33
式中：a------中心距，mm;
m--------模数。
B.齿厚的上偏差
j0.199Esns=-bnmin=-=-0.106mm 2cosα2⨯cos20︒
C.齿厚下偏差
齿厚公差为
Tsn=Fr+br2tanα 22
式中：Fr-----------径向跳动公差，查参考文献[1]表16.3取Fr=0.075mm；
br------------切齿径向进刀公差，查参考文献[1]表16.7取br=1.26IT9=0.093mm。 则Tsn=0.087mm。
则齿厚下偏差为
Esni=Esns-Tsn=-0.106-0.087mm=-0.193mm
4) 计算公法线的公称长度及其上下偏差
A.公法线的公称长度
由式
z101+0.5≈12 k=2+0.5=99
由式
Wk=m[2.952(k-0.5)+0.014z2]=4⨯[2.952(12-0.5)+0.014⨯101]mm=141.448mm
B.计算其上下偏差
Ebns=Esnscosα=-0.106⨯cos20︒mm=-0.100mm
Ebni=Esnicosα=-0.193⨯cos20︒mm=-0.181mm
5) 确定齿坏精度
A.内孔：
尺寸公差：由参考文献[1]表16.15得：IT7，采用基孔制配合，则内孔的尺寸公差带为H7，且为包容要求；
圆柱度公差：由参考文献[1]表16.15得t=IT7=0.025mm；
B.顶圆：
尺寸公差：由参考文献[1]表16.15得：IT8,采用基轴制，所以顶圆的尺寸公差带为h8；
顶圆径向圆跳动公差：由参考文献[3]表8-12得，t=0.3FP=0.3⨯0.094=0.028mm； 顶圆的圆柱度公差：t=0.025mm.
C.轴向基准面
轴向跳动公差由参考文献[1]表16.16得t=0.032mm.
6) 确定齿轮副精度
中心距极限偏差
由参考文献[1]表16.17得fa=±0.0405mm。
7）确定键槽精度
+0.2 查参考文献[3]表6-1知取b*h=12*8，b=120
-0.027mm则轮毂深度t2=3.30mm。
8) 表面粗糙度
由参考文献[3]表8-13得齿面表面粗糙度轮廓Ra的上限值为2.0um,取Ra的上限值为1.6um；查参考文献[3]表8-14得内孔表面粗糙度轮廓Ra的上限值为1.25~2.5um，取Ra的上限值为1.6um；顶圆为3.2um；端面为3.2um；键槽配合面的表面粗糙度Ra取
3.2um，非配合面取6.3um，其余为12.5um。
四、参考文献
[1] 宋宝玉，吴宗泽，机械设计课程设计指导书，北京，高等教育出版社.
[2] 宋宝玉，王黎钦，机械设计，北京，高等教育出版社.
[3] 马惠萍，互换性与测量技术基础案例教程，北京，机械工业出版社.
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机械设计作业设计计算说明书
题目 齿轮传动设计
系别 机械设计制造及其自动化
班号
姓名
日期 2014年 月 日
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机械设计作业任务书
题目 齿轮传动设计
设计原始数据：
图1 带式运输机
带式运输机的传动方案如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。
目录
1.计算传动装置的总传动比i 并分配传动比…………………………4
1.1总传动比………………………………………………………………4
1.2分配传动比……………………………………………………………4 2.计算传动装置各轴的运动和动力参数………………………………4
2.1各轴的转速……………………………………………………………4
2.2各轴的输入功率………………………………………………………4
2.3各轴的输入转矩………………………………………………………5
3.齿轮传动设计…………………………………………………………5
3.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级…………………………………5
3.2初步计算传动主要尺寸…………………………………………………5
3.3计算传动尺寸…………………………………………………………7
3.4校核齿面接触疲劳强度…………………………………………………8
3.5计算齿轮传动其他尺寸…………………………………………………8
3.6齿轮的结构设计…………………………………………………………9
3.7大齿轮精度设计…………………………………………………………10
4.参考文献………………………………………………………………13
一、计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比
1.总传动比为
i∑=nm960==10.67 nw90
2.分配传动比
由于i1为1.8，所以
i2=i∑10.67==5.926 i11.8
二、计算传动装置各轴的运动和动力参数
1.各轴的转速
1轴 n1=nm=960r/min
2轴 n2=n1960r/min ==533.33r/mini11.8
n2533.33r/min =≈90r/mini25.9263轴 n3=
卷筒轴 nw=n3=90r/min
2.各轴的输入功率
1轴 P1=Pd=3kW
2轴 P2=Pη1=3⨯0.96=2.88kW 1
3轴 P3=P2η2η3=2.88⨯0.98⨯0.97=2.74kW
卷筒轴 PkW 3η2η4=2.74⨯0.98⨯0.99=2.656卷=P
上式中：η1————普通带传动传动效率；
η2————一对滚子轴承的传动效率；
η3————8级精度的一般传动齿轮的传动效率；
η4————齿轮联轴器的传动效率。
均由参考文献[1]表9.1查得这些值。
3.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为
Td=9.55⨯106Pd3kW=9.55⨯106⨯=2.98⨯104N⋅mm nm960r/min
所以：1轴 T1=Td=2.98⨯104N⋅mm
2轴 T2=T1η1i1=2.98⨯104⨯0.96⨯1.8=5.16⨯104N⋅mm
3轴 T3=T2η2η3i2=5.16⨯104⨯0.98⨯0.97⨯5.926=2.91⨯105N⋅mm
卷筒轴 T卷=T3η2η4=2.91⨯105⨯0.98⨯0.99=2.82⨯105N⋅mm
将上述计算结果汇总与下表：
三、齿轮传动设计
1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级
考虑到带式传输机为一般机械，故大、小齿轮均用45钢，采用软齿面，由参考文献[2]表6.2得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮为正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。题目已给出精度等级为8级。
2.初步计算传动主要尺寸
由于是软齿面开式传动，主要失效形式为齿面磨损，故按照齿根弯曲强度进行设计。
由参考文献[2]式6.13得
m≥2KT2YFYSYε 2[σ]φdz1F
式中各参数为：
1）z1为小齿轮齿数，初取z1=17，则z2=z1i2=17⨯5.926=101。
2）小齿轮传递的扭矩为T2=T1η1i1=2.98⨯104⨯0.96⨯1.8=5.16⨯104N⋅mm。
3）K为载荷系数，初取Kt=1.3。
4）由参考文献[2]式6.1得重合度
εa=1.88-3.2(1111+)=1.88-3.2⨯(+)=1.66 z1z217101
由参考文献[2]图6.22查得重合度系数Yε=0.7。
5）由于是是悬臂布置，由参考文献[2]表6.6查得φd=0.3。
6）齿形系数YF和应力修正系数Ys
由参考文献[2]图6.20查得YF1=2.95，YF2=2.2；由图6.21查得Ys1=1.52，YS2=1.85。
7）许用弯曲应力可由参考文献[2]式6.29计算得到，即[σ]F=YNσFlim算得。 SF
由图6.29查得接触疲劳极限应力σFlim1=240MPa,σFlim2=170MPa，由表6.7查得安全系数SF=1.25。
小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为
N1=60n1aLh=60⨯533.33⨯1.0⨯1⨯8⨯250⨯8=5.12⨯108
N15.12⨯108
N2===8.64⨯107 i25.926
由图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。
故许用弯曲应力
[σ]F1=YN1σFlim11⨯240==192MPa SF1.25
[σ]F2=YN2σFlim21⨯170==136MPa SF1.25
YF1YS12.95⨯1.52==0.0234[σ]F1192 YF2YS22.2⨯1.85==0.0299[σ]F2136
所以
初算模数mt
2KT2YFYSYε2⨯1.3⨯5.16⨯104mt≥=⨯0.0299⨯0.7mm=3.19mm 0.3⨯172φdz12[σ]FYFYSYF2YS2==0.0299 [σ]F[σ]F2
3.计算传动尺寸
1）计算载荷系数
由参考文献[2]表6.3查得使用系数KA=1.0。
υ=πd1n1
60⨯1000=πz1mn1π⨯17⨯3.19⨯533.33==1.51m/s 60⨯100060⨯1000
由参考文献[2]图6.7查得动载系数为Kυ=1.05。
由参考文献[2]表6.4查得齿间载荷分配系数为Kα=1.1，则
K=KAKαKυ=1.0⨯1.1⨯1.05=1.155
2）对mt进行修正，并圆整为标准模数且考虑到磨损的情况，将模数加大10%~15%。
m=mtK.155⨯(1+15%)=3.19⨯⨯1.15=3.53mm Kt1.3
按参考文献[2]表6.1取m=4mm。
3）计算传动尺寸。
中心距
m(z1+z2)4⨯(17+101)a===236mm 22
所以
d1=mz1=4⨯17=68mm
d2=mz2=4⨯101=404mm
b=φdd1=0.3⨯68=20.4mm
取b2=25mm，b1=30mm。
4.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[2]式6.7，即
σH=ZEZHZε
式中各参数：
1）K、T1、b、d1值同前。
2）齿数比u=i2=5.94。 2KT1u+1≤[σH] 2bd1u
3）由参考文献[2]表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。
4）由参考文献[2]图6.15查得节点区域系数ZH=2.5。
5）由参考文献[2]图6.16查得重合度系数Zε=0.88。
6）许用应力接触式由参考文献[2]式6.26，即[σH]=ZNσHlim算得。 SH
由参考文献[2]图6.29e查得σHlim1=570MPa，图6.29a查得σHlim2=390MPa。 由参考文献[2]图6.30查得寿命系数ZN1=1.1，ZN2=1.2（允许有局部点蚀）。 由参考文献[2]表6.7，取安全系数SH=1.0，故
[σH1]=ZN1σHlim1=1.1⨯570=627MPa SH1
[σH2]=ZN2σHlim2=1.2⨯390=468MPa SH1
σH=ZEZHZε2KT1u+12⨯1.15⨯515705.94+1=189.8⨯2.5⨯0.88⨯⨯=457.18MPa
即满足齿面接触疲劳强度。
5.计算齿轮传动其他尺寸
1）变位系数x1=x2=0；
2）压力角α=20︒；
3）齿顶高系数ha=1；
*
4）顶隙系数c*=0.25；
5）齿顶高ha1=ha2=ham=1⨯4mm=4mm；
6）齿根高hf1=hf2=(ha+c*)m=(1+0.25)⨯4mm=5mm；
7）齿顶圆直径**da1=m(z1+2ha*)=4⨯（17+2⨯1）mm=76mm，da2=m(z2+2ha*)=4⨯（101+2⨯1）mm=412mm；
8）齿根圆直径df1=m(z1-2ha*-2c*)=4⨯（17-2⨯1-2⨯0.25）mm=58mm，df2=m(z2-2ha*-2c*)=4⨯（101-2⨯1-2⨯0.25）mm=394mm；
9）分度圆齿距p=mπ=12.57mm。
10）齿全高h=ha+hf=4mm+5mm=9mm。
6.齿轮的结构设计
1）选择结构型式
(1)按扭矩初算轴径
d≥CP n
式中：d-------轴的直径，mm；
P-------轴传递的功率，kw；
N-------轴的转速，r/min；
C-------由许用扭转剪切力确定的系数。
小齿轮所在轴中，P=2.88kw，n=533.33r/min，查参考文献[2]表9.4，由于小齿轮装在悬伸端，C取106，则
d≥CP2.88=106⨯mm=18.60mm n533.33
考虑到键槽削弱轴的强度，有一个键槽时，键槽所在轴段轴径增大5%，则小齿轮所在轴轴径为d=18.60⨯(1+5%)mm=19.53mm，按标准GB/T 2822—2005的Ra20系列圆整，最终，取d=20mm。查参考文献[1]表11.27，取轮毂上键的截面尺寸为b*h=6*6。则有齿根圆到齿轮轮毂槽底面的距离大于2.5*m=10mm，又由于小齿轮齿顶圆da1
大齿轮所在轴中，P=2.74kw，n=90r/min，查参考文献[2]表9.4，由于大齿轮不装在轴端部，C取118，则
dk≥CP2.74=118⨯mm=36.85mm n90
考虑到键槽削弱轴的强度，有一个键槽时，键槽所在轴段轴径增大5%，则大齿轮所在轴轴径为dk=36.85⨯(1+5%)mm=38.69mm，按标准GB/T 2822—2005的Ra20系列圆整，最终，取dk=40mm。查参考文献[1]表11.27，取轮毂上键的截面尺寸为b*h=12mm*8mm。则有齿根圆到齿轮轮毂槽底面的距离大于2.5*m=10mm，又由于大齿轮齿顶圆da2
(2)齿轮结构尺寸的确定
毛坯加工方式采用模锻。则根据经验公式，大齿轮的结构尺寸为
图2 锻造腹板式齿轮结构
D1≈1.6dk=1.6⨯40mm=64mm；
D2≈da-10m=412-10⨯4mm=372mm；
B=（1.2~1.5）dk=(1.2~1.5)⨯40mm=(48~60)mm，取B=55mm；
D0≈0.（5D1+D2）=0.5⨯（64+372）mm=218mm；
d0≈0.25(D2-D1)=0.25⨯(372-64)mm=77mm；
δ0=(2.5~4)m=(2.5~4)⨯4mm=(10~16)mm，取δ0=14mm；
c=(0.2~0.3)b=(0.2~0.3)⨯25mm=(5~7.5)mm，取c=6mm；
r=0.5c=0.5⨯6mm=3mm。
且有一定的起模斜度，1：10。
(3)键槽的尺寸设计
查参考文献[3]表6-1知取b*h=12*8，
7.大齿轮精度设计
1）确定齿轮精度等级
齿轮传动精度为8级，图样标注为8 GB/T 10095.1。
2）确定齿轮的必检参数及其允许值
由于d2=mz2=4⨯101=404mm，b2=25mm和8级精度，查参考文献[1]表16.3和表16.4可知：
运动精度：FP=0.094mm；
平稳性精度：fPt=±0.022mm，Fα=0.034mm；
载荷分布均匀性：Fβ=0.027mm。
3）确定最小法向侧隙和齿厚的上下偏差
A.计算最小法向侧隙：
22 jbnmin=(0.06+0.0005a+0.03m)=⨯(0.06+0.0005⨯236+0.03⨯4)mm=0.199mm 33
式中：a------中心距，mm;
m--------模数。
B.齿厚的上偏差
j0.199Esns=-bnmin=-=-0.106mm 2cosα2⨯cos20︒
C.齿厚下偏差
齿厚公差为
Tsn=Fr+br2tanα 22
式中：Fr-----------径向跳动公差，查参考文献[1]表16.3取Fr=0.075mm；
br------------切齿径向进刀公差，查参考文献[1]表16.7取br=1.26IT9=0.093mm。 则Tsn=0.087mm。
则齿厚下偏差为
Esni=Esns-Tsn=-0.106-0.087mm=-0.193mm
4) 计算公法线的公称长度及其上下偏差
A.公法线的公称长度
由式
z101+0.5≈12 k=2+0.5=99
由式
Wk=m[2.952(k-0.5)+0.014z2]=4⨯[2.952(12-0.5)+0.014⨯101]mm=141.448mm
B.计算其上下偏差
Ebns=Esnscosα=-0.106⨯cos20︒mm=-0.100mm
Ebni=Esnicosα=-0.193⨯cos20︒mm=-0.181mm
5) 确定齿坏精度
A.内孔：
尺寸公差：由参考文献[1]表16.15得：IT7，采用基孔制配合，则内孔的尺寸公差带为H7，且为包容要求；
圆柱度公差：由参考文献[1]表16.15得t=IT7=0.025mm；
B.顶圆：
尺寸公差：由参考文献[1]表16.15得：IT8,采用基轴制，所以顶圆的尺寸公差带为h8；
顶圆径向圆跳动公差：由参考文献[3]表8-12得，t=0.3FP=0.3⨯0.094=0.028mm； 顶圆的圆柱度公差：t=0.025mm.
C.轴向基准面
轴向跳动公差由参考文献[1]表16.16得t=0.032mm.
6) 确定齿轮副精度
中心距极限偏差
由参考文献[1]表16.17得fa=±0.0405mm。
7）确定键槽精度
+0.2 查参考文献[3]表6-1知取b*h=12*8，b=120
-0.027mm则轮毂深度t2=3.30mm。
8) 表面粗糙度
由参考文献[3]表8-13得齿面表面粗糙度轮廓Ra的上限值为2.0um,取Ra的上限值为1.6um；查参考文献[3]表8-14得内孔表面粗糙度轮廓Ra的上限值为1.25~2.5um，取Ra的上限值为1.6um；顶圆为3.2um；端面为3.2um；键槽配合面的表面粗糙度Ra取
3.2um，非配合面取6.3um，其余为12.5um。
四、参考文献
[1] 宋宝玉，吴宗泽，机械设计课程设计指导书，北京，高等教育出版社.
[2] 宋宝玉，王黎钦，机械设计，北京，高等教育出版社.
[3] 马惠萍，互换性与测量技术基础案例教程，北京，机械工业出版社.