目 录
一、设计任务书…………………………………………………………………2
二、传动方案的拟定及说明……………………………………………………3
三、电动机的选择………………………………………………………………3
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算………………………………4
五、传动零件的设计计算………………………………………………………5
六、滚动轴承的选择和计算……………………………………………………14
七、联轴器的选择………………………………………………………………14
八、轴的设计计算………………………………………………………………14
九、键联接的选择和计算………………………………………………………22
十、减速器附件的选择和密封类型的选择……………………………………22
十一、减速器箱体的设计………………………………………………………23
十二、设计小结…………………………………………………………………25
十三、参考文献…………………………………………………………………25
一、设计任务书
题目：皮带输送机两级齿轮减速传动装置 工作条件和技术要求：
输送机单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8 小时，使用年限为10年。 技术数据：
传送带拽引力 2000N 传送带运行速度 0.80m/s 传送带鼓轮直径 200mm 方案的草图：
η1，带传动的效率; η2，轴承的效率; η3，齿轮传动效率; η4，联轴器的传动效率; η5，鼓轮上的传动效率。
二、传动方案的拟定
根据要求电机与减速器间选用V 带传动，减速器与工作机之间用联轴器传动，我们需要设计的是二级减速箱，按要求减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。设计说明如下，设计方案图在附件中。
三、电动机的选择
1、电机类型和结构型式。
根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y 系列三相笼型异步电动机。 2、传动总效率 工作机卷筒轴转速为
n w =60⨯1000D
=60×1000×0.80/（3.14×200） =76r/min
卷筒所需功率
P w =F v/1000=2000×0.80/1000=1.60kw 传动装置的总效率η∑=η1η取V 带的效率η1=0.96 取滚子轴承的效率η
2
2
4η
3
2η
4
η
5
=0.98
3
直齿圆柱齿轮的传动效率η齿轮联轴器的效率η
4
=0.97 （选用8级精度的一般齿轮）
=0.99
5
鼓轮上的卷筒传动效率η=0.96
总效率η∑=0.95×0.984×0.972×0.99×0.96=0.792
3、确定电动机转速
按推荐的传动比合理范围，带传动传动比i 1 =2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比i 2 =8~40 ，
则两级传动中的总传动比i ∑为：
i
∑
=i 1 i 2 =16~160
电动机转速的可选范围为
n d =i ∑n w =（16~160）x76=（1216~12160）r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min两种。综合考虑电动机
和传动装置
尺寸、质量和价格等因素，选用同步转速为1500r/min的电动机。 4、确定电动机型号 电动机的输出功率
P =P/η∑=1.6/0.792=2.02 Kw
ed
W
由已有的标准的电机以及结合实际分析，选择的电机的额定功率 Ped =2.2Kw 按工作要求和工作条件选用Y 系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机
具体规格如下：
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算
计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1) 传动装置总传动比
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为i ∑=
n m
=1420/76=18.68 n w
2）分配各级传动比
取V 带传动的传动比为i 1=2；
为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i 2=1.4i3； 所以由i ∑= i1 i2i 3得i 2=3.62; i3=2.58 n0=1420r/min;
n1=n0/ i1=1420/2=710r/min
nⅡ = nI/ i2=710/3.62=196.1r/min ;
n Ⅲ = nⅡ/ i3 =196.1/2.58=76 r/min ; 3) 各轴输入功率 P ο= Ped =2.02Kw;
P I = Pο×η1=2.02×0.96=1.94 Kw ; P Ⅱ = PI×ηP Ⅲ = PⅡ×η
2
×η×η
3
=1.94×0.98×0.97=1.84 Kw ; =1.84×0.98×0.97=1.75 Kw ;
23
4) 各轴输入转矩
T ο= 9.55×106 Pο/ n0=9.55×106×2.02/1420=1.36×104 N•mm ; T1= 9.55×106 PI/ nI =9.55×106×1.94/710=2.61×104 N•mm ;
T 2=9.55×106 PⅡ/ nⅡ =9.55×106×1.84/196.1=8.96×104 N•mm ; T 3 =9.55×106 PⅢ/ nⅢ =9.55×106×1.75/76=2.20×105N •mm ; 卷筒轴T 卷=T3η2η1=2.20×105×0.98×0.96=2.07×105N •mm
五、传动零件的设计计算
V 带的设计
1、确定计算功率P c
由表8-7查得工作情况系数K A =1.2 故P c = KA P=1.2×2.2=2.64Kw 2、选择V 带的带型
根据P c 及n 1=1420r/min 由图8-11(机械设计书) 选用A 型带 3、确定带轮的基准直径d d 1并验算带速
1）初选小带轮的基准直径d d1. 由表8—6和表8—8，取带轮的基准直径
d d 1=100mm。
2）验算带速V ： V=
πd d 1n 1
=3.14×100×1420／60×1000m/s=7.435m/s
60⨯1000
由于5m/s
4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d ：
1) 初选中心距a 0 ,根据教材式（8-20） 0.7（d d1+dd2）≤a 0≤2(dd1+dd2)
即是：0.7×300≤a 0≤2×300 取a 0=400
2）基准长度：
(d d 1-d d 2) 2π
L d 0≈2a 0+( dd 1+ dd 2)+
4a 02
π
=[2×400＋×（100+200）＋(200－100) 2／4×400]mm≈1277mm
2
由教材表8-2取 Ld =1250mm
3) 根据教材式（8-23）计算实际中心距a 及其变化范围： a ≈a 0＋
L d －d d 0
＝[400＋(1250-1277)/2]mm≈386.5mm 2
考虑各种误差
a min =a-0.015 Ld =386.5-0.015×1250=367.75mm a max =a+0.03 Ld =386.5+0.03×1250=424mm 即中心距的变化范围为367.5mm 到424mm. 5、验算小带轮上的包角α1:
α＝180º－（d d 2－d d 1）57.3º/a=180º-(200-100)×57.3º/400 ≈165º>90º 符合要求 6、计算带的根数Z
1）计算单根带的额定功率P r
由d d 1=100mm和n 1=1420r/min 查表8—4a 得P 0=1.30KW
根据1420r/min ,i1 =2 和A 型带等条件， 插值法查表8—4b 得△P 0≈0.167KW 。 查表8—5得k α=0.96,查8—2得K L =0.93
于是：P r =（P 0+△P 0）k α KL =（1.30+0.167）×0.96×0.93kw=1.31kw 2）z=
P ca
=2.64/1.31＝2.02 P r
所以选用2根V 带
7、计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min 由表8—3得A 型V 带的单位长度质量q=0.1kg/m 所以 （F 0）min =500(2. 5-K α)P ca +qv 2
K αzv =100.5N
应使带实际初拉力F 0>1.5（F 0）min =150.7N 8、计算压轴力：
(FP ) min =2z（F 0）min sin =597.84N
9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计
由 n0= 1420 r/min选择小带轮的材料为铸钢；
由d d 1=100mm
由 nI=710 r/min 选择大带轮的材料为HT150； d d 2=180mm
α 2
齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）根据要求的传动方案且传送设备的速度不高，故选用8级精度的标准 直齿圆柱齿轮
2）材料选择。查表10-1, 小齿轮选用40Cr 钢（调质）硬度为280HBS ，大
齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS
3) 试选小齿轮齿数Z 1=24,大齿轮的齿数Z 2=Z1i 23.62×24=86.88，取Z 2=87 2、按齿面接触强度设计
设计公式如下：
d t ≥2.32KT 2
φd
u ±1⎛Z E ⎫
⎪ ∙ ⎪u ⎝σH ⎭
2
（1）确定公式内的各计算数值 1）试选Kt ＝1.3
2）小齿轮的输入转矩为 T1=2.61×104N •mm 3）由表10－7选取尺宽系数φ
d
＝1
12
4) 由表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa
5）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1＝650MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2＝550MPa ； 6）由式10－13计算应力循环次数
N 1＝60n I jLh ＝60×710×1×（2×8×360×10）＝2.45×109h N 2＝N 1/i2＝2.45×109/3.62=6.77×108h
7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数K HN 1＝0.89；K HN 2＝0.92 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 [σH ]1= [σH ]2=
K HN 1σHlim 1
S
=
0. 89⨯650
=578. 5MPa 1
K
HN 2
σ
Hlim2
S
=
0. 92⨯550
=506MPa 1
（2）计算
试算小齿轮分度圆直径d tb 1(带入[σH ]中较小者带入公式计算) d 1t ≥2.323
KT 1
φd
∙
u ±1⎛Z E ⎫
⎪ u ⎝σH ⎪⎭
=2.32
1. 3⨯2. 61⨯100003. 62+1189. 82
⨯⨯（）=42. 4mm
13. 62506
（3）计算圆周速度 v=
πd 1t n 1π⨯42. 4⨯710
=1. 58m /s =
60⨯100060⨯1000
（4）计算齿宽b 及模数m t b=φm t =
d
d 1t =1×42.4=42.4mm
d 1t 42. 4
==1. 77mm Z 124
h=2.25 mt =2.25×1.77mm=3.98mm
42. 4
=10. 65 3. 98b 43 φd ===1
d 1t 43
（5）计算载荷系数K b/h=
已知载荷平稳，由表10-2取K A =1.0;根据v=1.60 m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数K V =1.12；由表10—4插值法查得K H β=1.452; 由图10—13查得K F β =1.34; 由表10—3查得K H α =KF α =1
故载荷系数K= KA KV KH α KH β=1.0⨯1.12⨯1⨯1.452=1.626 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d 1= d1t 3
K . 626
=42.4=45.68mm
1. 3K t
计算模数m
m = d1/ Z1=45.68/24mm=1.90mm
3. 按齿根弯曲强度设计
计算公式如下：
m≥2K T 1⎛Y F αY S α
2 φd Z 1⎝σF ⎫
⎪⎪ ⎭
(1)确定计算参数 1) 计算载荷系数
K=KA K V K F αK F β =1.0×1.12×1×1.34=1.5 2）由图10—20c 得 σFE 1=500Mpa σFE 2=380Mpa
3）由图10—18取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1=0.83 KFN 2=0.85 4) 查取齿型系数
由表10－5查得Y F a 1=2.65；Y F a 2=2.206 5) 查取应力校正系数
由表10－5查得Y S a 1=1.58；Y S a 2=1.78 6) 计算弯曲疲劳许用应力[σF ] 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF ]1= KFN 1σFE 1/S=0.83×500/1.4MPa=296.43MPa
[σF ]2= KFN 2σFE 2/S=380×0.85/1.4MPa=230.71MPa
7) 计算大、小齿轮的
Y Fa Y Sa
并加以比较 σF Y F a 1Y Sa 1
σF 1
=2.65×1.58／296.43=0.014
Y F 2Y S 2
σF 2
=2.206×1.78／230.71=0.017
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m ≥2⨯1. 5⨯2. 61⨯10000
⨯0. 017=1. 32mm 2
1⨯24
对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。
取m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=45.72mm
则有Z 1= d1/m=45.72/2=22.86 取Z 1=23 则 Z2=i2Z b 1=3.62×23=83.26取Z 2=84
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4. 几何尺寸计算
1）、计算中心距
a=( Z1+ Z2)m/2=(23+84)×2/2=107mm 2）、计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1=m Z1=2×23mm=46mm
目 录
一、设计任务书…………………………………………………………………2
二、传动方案的拟定及说明……………………………………………………3
三、电动机的选择………………………………………………………………3
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算………………………………4
五、传动零件的设计计算………………………………………………………5
六、滚动轴承的选择和计算……………………………………………………14
七、联轴器的选择………………………………………………………………14
八、轴的设计计算………………………………………………………………14
九、键联接的选择和计算………………………………………………………22
十、减速器附件的选择和密封类型的选择……………………………………22
十一、减速器箱体的设计………………………………………………………23
十二、设计小结…………………………………………………………………25
十三、参考文献…………………………………………………………………25
一、设计任务书
题目：皮带输送机两级齿轮减速传动装置 工作条件和技术要求：
输送机单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8 小时，使用年限为10年。 技术数据：
传送带拽引力 2000N 传送带运行速度 0.80m/s 传送带鼓轮直径 200mm 方案的草图：
η1，带传动的效率; η2，轴承的效率; η3，齿轮传动效率; η4，联轴器的传动效率; η5，鼓轮上的传动效率。
二、传动方案的拟定
根据要求电机与减速器间选用V 带传动，减速器与工作机之间用联轴器传动，我们需要设计的是二级减速箱，按要求减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。设计说明如下，设计方案图在附件中。
三、电动机的选择
1、电机类型和结构型式。
根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y 系列三相笼型异步电动机。 2、传动总效率 工作机卷筒轴转速为
n w =60⨯1000D
=60×1000×0.80/（3.14×200） =76r/min
卷筒所需功率
P w =F v/1000=2000×0.80/1000=1.60kw 传动装置的总效率η∑=η1η取V 带的效率η1=0.96 取滚子轴承的效率η
2
2
4η
3
2η
4
η
5
=0.98
3
直齿圆柱齿轮的传动效率η齿轮联轴器的效率η
4
=0.97 （选用8级精度的一般齿轮）
=0.99
5
鼓轮上的卷筒传动效率η=0.96
总效率η∑=0.95×0.984×0.972×0.99×0.96=0.792
3、确定电动机转速
按推荐的传动比合理范围，带传动传动比i 1 =2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比i 2 =8~40 ，
则两级传动中的总传动比i ∑为：
i
∑
=i 1 i 2 =16~160
电动机转速的可选范围为
n d =i ∑n w =（16~160）x76=（1216~12160）r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min两种。综合考虑电动机
和传动装置
尺寸、质量和价格等因素，选用同步转速为1500r/min的电动机。 4、确定电动机型号 电动机的输出功率
P =P/η∑=1.6/0.792=2.02 Kw
ed
W
由已有的标准的电机以及结合实际分析，选择的电机的额定功率 Ped =2.2Kw 按工作要求和工作条件选用Y 系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机
具体规格如下：
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算
计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1) 传动装置总传动比
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为i ∑=
n m
=1420/76=18.68 n w
2）分配各级传动比
取V 带传动的传动比为i 1=2；
为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i 2=1.4i3； 所以由i ∑= i1 i2i 3得i 2=3.62; i3=2.58 n0=1420r/min;
n1=n0/ i1=1420/2=710r/min
nⅡ = nI/ i2=710/3.62=196.1r/min ;
n Ⅲ = nⅡ/ i3 =196.1/2.58=76 r/min ; 3) 各轴输入功率 P ο= Ped =2.02Kw;
P I = Pο×η1=2.02×0.96=1.94 Kw ; P Ⅱ = PI×ηP Ⅲ = PⅡ×η
2
×η×η
3
=1.94×0.98×0.97=1.84 Kw ; =1.84×0.98×0.97=1.75 Kw ;
23
4) 各轴输入转矩
T ο= 9.55×106 Pο/ n0=9.55×106×2.02/1420=1.36×104 N•mm ; T1= 9.55×106 PI/ nI =9.55×106×1.94/710=2.61×104 N•mm ;
T 2=9.55×106 PⅡ/ nⅡ =9.55×106×1.84/196.1=8.96×104 N•mm ; T 3 =9.55×106 PⅢ/ nⅢ =9.55×106×1.75/76=2.20×105N •mm ; 卷筒轴T 卷=T3η2η1=2.20×105×0.98×0.96=2.07×105N •mm
五、传动零件的设计计算
V 带的设计
1、确定计算功率P c
由表8-7查得工作情况系数K A =1.2 故P c = KA P=1.2×2.2=2.64Kw 2、选择V 带的带型
根据P c 及n 1=1420r/min 由图8-11(机械设计书) 选用A 型带 3、确定带轮的基准直径d d 1并验算带速
1）初选小带轮的基准直径d d1. 由表8—6和表8—8，取带轮的基准直径
d d 1=100mm。
2）验算带速V ： V=
πd d 1n 1
=3.14×100×1420／60×1000m/s=7.435m/s
60⨯1000
由于5m/s
4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d ：
1) 初选中心距a 0 ,根据教材式（8-20） 0.7（d d1+dd2）≤a 0≤2(dd1+dd2)
即是：0.7×300≤a 0≤2×300 取a 0=400
2）基准长度：
(d d 1-d d 2) 2π
L d 0≈2a 0+( dd 1+ dd 2)+
4a 02
π
=[2×400＋×（100+200）＋(200－100) 2／4×400]mm≈1277mm
2
由教材表8-2取 Ld =1250mm
3) 根据教材式（8-23）计算实际中心距a 及其变化范围： a ≈a 0＋
L d －d d 0
＝[400＋(1250-1277)/2]mm≈386.5mm 2
考虑各种误差
a min =a-0.015 Ld =386.5-0.015×1250=367.75mm a max =a+0.03 Ld =386.5+0.03×1250=424mm 即中心距的变化范围为367.5mm 到424mm. 5、验算小带轮上的包角α1:
α＝180º－（d d 2－d d 1）57.3º/a=180º-(200-100)×57.3º/400 ≈165º>90º 符合要求 6、计算带的根数Z
1）计算单根带的额定功率P r
由d d 1=100mm和n 1=1420r/min 查表8—4a 得P 0=1.30KW
根据1420r/min ,i1 =2 和A 型带等条件， 插值法查表8—4b 得△P 0≈0.167KW 。 查表8—5得k α=0.96,查8—2得K L =0.93
于是：P r =（P 0+△P 0）k α KL =（1.30+0.167）×0.96×0.93kw=1.31kw 2）z=
P ca
=2.64/1.31＝2.02 P r
所以选用2根V 带
7、计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min 由表8—3得A 型V 带的单位长度质量q=0.1kg/m 所以 （F 0）min =500(2. 5-K α)P ca +qv 2
K αzv =100.5N
应使带实际初拉力F 0>1.5（F 0）min =150.7N 8、计算压轴力：
(FP ) min =2z（F 0）min sin =597.84N
9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计
由 n0= 1420 r/min选择小带轮的材料为铸钢；
由d d 1=100mm
由 nI=710 r/min 选择大带轮的材料为HT150； d d 2=180mm
α 2
齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）根据要求的传动方案且传送设备的速度不高，故选用8级精度的标准 直齿圆柱齿轮
2）材料选择。查表10-1, 小齿轮选用40Cr 钢（调质）硬度为280HBS ，大
齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS
3) 试选小齿轮齿数Z 1=24,大齿轮的齿数Z 2=Z1i 23.62×24=86.88，取Z 2=87 2、按齿面接触强度设计
设计公式如下：
d t ≥2.32KT 2
φd
u ±1⎛Z E ⎫
⎪ ∙ ⎪u ⎝σH ⎭
2
（1）确定公式内的各计算数值 1）试选Kt ＝1.3
2）小齿轮的输入转矩为 T1=2.61×104N •mm 3）由表10－7选取尺宽系数φ
d
＝1
12
4) 由表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa
5）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1＝650MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2＝550MPa ； 6）由式10－13计算应力循环次数
N 1＝60n I jLh ＝60×710×1×（2×8×360×10）＝2.45×109h N 2＝N 1/i2＝2.45×109/3.62=6.77×108h
7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数K HN 1＝0.89；K HN 2＝0.92 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 [σH ]1= [σH ]2=
K HN 1σHlim 1
S
=
0. 89⨯650
=578. 5MPa 1
K
HN 2
σ
Hlim2
S
=
0. 92⨯550
=506MPa 1
（2）计算
试算小齿轮分度圆直径d tb 1(带入[σH ]中较小者带入公式计算) d 1t ≥2.323
KT 1
φd
∙
u ±1⎛Z E ⎫
⎪ u ⎝σH ⎪⎭
=2.32
1. 3⨯2. 61⨯100003. 62+1189. 82
⨯⨯（）=42. 4mm
13. 62506
（3）计算圆周速度 v=
πd 1t n 1π⨯42. 4⨯710
=1. 58m /s =
60⨯100060⨯1000
（4）计算齿宽b 及模数m t b=φm t =
d
d 1t =1×42.4=42.4mm
d 1t 42. 4
==1. 77mm Z 124
h=2.25 mt =2.25×1.77mm=3.98mm
42. 4
=10. 65 3. 98b 43 φd ===1
d 1t 43
（5）计算载荷系数K b/h=
已知载荷平稳，由表10-2取K A =1.0;根据v=1.60 m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数K V =1.12；由表10—4插值法查得K H β=1.452; 由图10—13查得K F β =1.34; 由表10—3查得K H α =KF α =1
故载荷系数K= KA KV KH α KH β=1.0⨯1.12⨯1⨯1.452=1.626 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d 1= d1t 3
K . 626
=42.4=45.68mm
1. 3K t
计算模数m
m = d1/ Z1=45.68/24mm=1.90mm
3. 按齿根弯曲强度设计
计算公式如下：
m≥2K T 1⎛Y F αY S α
2 φd Z 1⎝σF ⎫
⎪⎪ ⎭
(1)确定计算参数 1) 计算载荷系数
K=KA K V K F αK F β =1.0×1.12×1×1.34=1.5 2）由图10—20c 得 σFE 1=500Mpa σFE 2=380Mpa
3）由图10—18取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1=0.83 KFN 2=0.85 4) 查取齿型系数
由表10－5查得Y F a 1=2.65；Y F a 2=2.206 5) 查取应力校正系数
由表10－5查得Y S a 1=1.58；Y S a 2=1.78 6) 计算弯曲疲劳许用应力[σF ] 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF ]1= KFN 1σFE 1/S=0.83×500/1.4MPa=296.43MPa
[σF ]2= KFN 2σFE 2/S=380×0.85/1.4MPa=230.71MPa
7) 计算大、小齿轮的
Y Fa Y Sa
并加以比较 σF Y F a 1Y Sa 1
σF 1
=2.65×1.58／296.43=0.014
Y F 2Y S 2
σF 2
=2.206×1.78／230.71=0.017
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m ≥2⨯1. 5⨯2. 61⨯10000
⨯0. 017=1. 32mm 2
1⨯24
对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。
取m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=45.72mm
则有Z 1= d1/m=45.72/2=22.86 取Z 1=23 则 Z2=i2Z b 1=3.62×23=83.26取Z 2=84
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4. 几何尺寸计算
1）、计算中心距
a=( Z1+ Z2)m/2=(23+84)×2/2=107mm 2）、计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1=m Z1=2×23mm=46mm