Ⅲ.齿宽系数小齿轮齿数z1取25，则大齿轮齿数z2=100因开式传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，同时还要注意开式齿轮的支承刚度小其宽度系数取小一些由《机械设计》表6.5选取齿宽系数d=1Ⅴ.计算应力循环次数由公式得出N1=5.49×108由公式得出N2=1.37×108Ⅷ.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数；。

分别为1.05和1.1Ⅸ.计算接触疲劳许用应力安全系数S H=1代入数据得出结论为588MPa代入数据得出结论为583MPa2>.计算Ⅰ. 试算齿轮模数由计算可得m，但按标准取模数m=4Ⅱ.计算主要尺寸。

1，分度圆= 9 . 6 8 P Ⅲ= 8 . 6 5 T Ⅰ= 9 9 . 2 4 T Ⅱt d 1=mz 1=4×25=100mmt 2d =mz 2=4×100=400mm2，齿宽b 2=b=1×100=100 mm b 1=b 2+5=105 mm 3，标准中心距a a=1/2×m(z 1+z 2)=250mm 4, 齿顶圆直径d a 根据国标有关数据 齿顶高h a = h a ×m=4mm d a1=t d 1+2 h a =100+2×4=108mm d a 2=t 2d +2 h a =400+2×4=408mm Ⅲ齿根弯曲疲劳强度校核 满足上述公式则合格 1>.确定公式内的各计算数值查《标准外齿轮的齿形系数Y fa 》得出Y fa1=2.65 Y fa 2=2.18查表《标准外齿轮的应力修正系数Y sa 》得出Y sa 1=1.59 Y sa 2=1.80 许用弯曲应力查表得为210Mpa ； 为190Mpa查表取安全系数S=1.3=420.3 T Ⅲ=1502.23z 1=25 z由图《弯曲疲劳寿命系数》与都为1由公式代入数据得出结论1为162 Mpa；2为146 Mpa比较得出齿根弯曲疲劳强度校核合格(5).结构设计及绘制齿轮零件图其次考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于400mm，而又小于1000mm，故以选用轮辐式结构为宜。

其他有关尺寸按《机械设计》图6.29荐用的结构尺寸设计。

首先其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径小于等于160mm，所以选用实心齿轮。

（注直齿轮为1）材料选择：小齿轮20CrMnTi渗碳淬火，硬度56～62HRCs大齿轮40Cr表面淬火，硬度50～55HRC；精度选择：查表《常见机器中齿轮精度等级》的开式齿轮应该选8级精度（GB10095-88）2，按齿根弯曲疲劳强度设计1按斜齿轮传动的设计公式确定公式内的各计算数值Ⅰ.试选载荷系K=1.4。

Ⅱ.计算齿轮传递的转矩T1=99.24N.m小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数z2=i z1=4.41×20=88.2，取z2为89。

2=1m=4td1=1mmt2d=4mm初选螺旋角=14°Ⅲ.当量齿数由下公式经计算Z1V≈22; Z2V≈97查《标准外齿轮的齿形系数Yfa 》得出Yfa1=2.75 Yfa2=2.1905查表《标准外齿轮的应力修正系数Ysa 》得出Ysa1=1.58 Ysa2=1.7985由表《齿宽系数》取齿宽d=0.8Ⅳ许用接触应力查阅资料可得，小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳强度为880PMa为740Mpa查表《安全系数SH 和SF》安全系数SF=1.4由公式代入数据得出结论N1=2.42×109由公式i代入数据得出结论N2=5.49×108Ⅷ.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数==1代入数据得出结论为629MPa代入数据得出结论为529Mpa b 2 = 1 0 0m m b 1 = 1 0 5m m a = 2 5由代入数据得出结论为0.0069 Mpa为0.0074 Mpa由公式代入数据得出结论mn=1.69对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，m n＝2.5Ⅴ计算中心矩a由公式代入数据得出结论a=140mm确定螺旋角β由公式代入数据得出结论；β=13.8°根据GB取β=14°3，齿面接触疲劳强度校核计算相关参数与系数分度圆直径d代入数据得出结论d1等于51mm代入数据得出结论d2等于229mmmmha=4mmda1=18mmda2=4齿宽b代入数据得出结论b 等于40.8取b 2=40mm ，b 1=45mm 3， 齿数比ū ū=i=4.41 4， 许用应力由图《试验齿轮的接触疲劳极限》查得 Hlim1=1500Mpa Hlim2=1220Mpa 查表《安全系数S H 和S F 》查得S H =1.2, 查表《接触疲劳寿命系数》查得=1=1.03由公式代入数据得出结论=1250Mpa;8m m z1=20 z2=89 Z1V =22Z2V =9=1047Mpa由公式代入数据得出结论为946Mpa满足，齿面接触疲劳强度校核合格。

四，几何尺寸计算分度圆直径7 m n ＝2 . 5 a = 1 4 0 m m β= 1 4°d 1 =由公式经计算得出d1为51mm d2为229mm齿顶圆直径齿顶高ha=m=2.5mm由公式da=d+2ha分别得出da1=56mm da2=234mm3,齿根圆直径齿根高hf=1.25m=1.25×2.5=3.125mmdf =d-2hf得出df1=44.75mm df2=222.75mm齿全高h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm 4，标准中心距aa=140mm5,齿宽bb1=45mm b2=40mm五，齿轮的结构设计1，斜齿圆柱齿轮结构设计当圆柱齿轮的齿轮直径da=200～500mm时，采用腹板式结构，故斜齿轮的大齿轮应该采用腹板式齿轮。

d1=1.6ds=1.6×50mm=80mmD1= da-(10～12)m=207.82～212.82mm,取D1=210mmD0=1/2 (D1+ d1)=145mmd0=0.25 （D1—d1）=32.5mm51mmd2=229mmb1=45mmb2=3. 球墨铸铁球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。

例如：内燃机中的曲轴。

5.3 轴的结构设计如图所示为一齿轮减速器中的的高速轴。

轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。

轴结构设计的基本要求有：（1）、便于轴上零件的装配轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。

为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。

近似为等强度轴。

（2）、保证轴上零件的准确定位和可靠固定轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。

5.4 轴的设计计算这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。

如果还受不大的h f = 3 . 1 2 5 m md f1= 4 4 . 7 5 m m df2= 2 2 2 . 7 5 m m弯矩时，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。

并且应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。

在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。

对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。

轴的扭转强度条件为：强度条件：设计公式：轴上有键槽：放大：3~5%一个键槽；7~10%二个键槽。

并且取标准植式中：[τ]——许用扭转剪应力（N/mm2），C为由轴的材料和承载情况确定的常数。

5.4.2 按弯扭合成强度计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。

对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为：设计公式：式中、：бe为当量应力，Mpa。

d为轴的直径，mm; a = 1 4 0 m mb 1 = 4 5 m m b 2 = 4 0 m m d 1 = 8为当量弯矩；M为危险截面的合成弯矩；；M H为水平面上的弯矩；M V为垂直面上的弯矩；W为轴危险截面抗弯截面系数；——为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数∵弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。

对于重要的轴，还要考虑影响疲劳强度的一些因素而作精确验算。

内0 m m D 1 = 2 1 0 m m D 0 = 1 4 5 m m d 0 =1、选择的材料，确定许用应力由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

由表《轴的常及部分机械性能》查得极限强度σb=650MPa,再由P265表14.1《轴的许用弯曲应力》查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa。

表14.1 常用材料的[t]值和C值轴的材料Q235A,20 35 45 40Cr,35SiMn[t]/MPa 12～20 20～30 30～40 40～52C 135～160 118～135 107～118 98～107查得C=107～118根据公式查表的dmin=(37.80~41.69)mm考虑要开槽，故将直径加大百分之三到百分比五，由设计手册取直径d=40mm2、设计输出轴的结构由于设计的是单级减速器，课将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装开式齿轮。

将齿轮布置在单级减速器箱体中央，轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。

左轴承从轴的左端装入，其余零件从轴的右端装入。

齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定，周向用普通平键固定。

轴承采用过渡配合固定，左轴承右侧用轴肩轴向固定，右轴承左侧借用套筒周向固定，两轴承外侧均用左轴承端盖固定。

半联轴器左侧由= 8 0 m m D 1 = 3 4 4 m m D 0 = 2 1 2 m m d键槽2的键宽b为12mm,键高h为8mm，键长L为90mm。

4,选定轴的结构细节，如倒角，圆角，退刀槽的尺寸。

按设计结果画出轴的结构草图5 、按弯曲-扭转组合强度校核（1）、画出受力图（2），齿轮的圆周力Ft=2T2/d2=2×420300/184.5=4556N齿轮的径向力Fr=Fr×tanα=4556 tan20°=1658N（3）、计算作用于轴上的支反力垂直平面内Fva=(Fr- Ft ）d/2=1658/2=-354N水平方向内Fvb= Fr- Fva=2012NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为：M1H=2278×98/2=111622N.mⅠ截面左弯矩代入数据得出结论为-17346N.mⅠ截面右弯矩代入数据得出结论为98588N.mⅡ截面弯矩m d 1 = 4 0 m m d 2 = 4 5 m m d 3 = 5 0 m mMv2=Fvb*1/2=2012×29=58348N.mm4，合作弯矩图Ⅰ截面：M1左=112960N.mmM1右=148920 N.mmⅡ截面：M2=88139 N.mm5,作转矩图T=420295N.mm6,求当量转矩因为减速器双向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6Ⅰ截面：代入数据得出结论292865 N.mmⅡ截面：代入数据得出结论267125 N.mm7，轴的校核经过公式代入计算的出轴的强度足够二，主动轴的设计1、选择的材料，确定许用应力由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故d 4 = 6 0 m m d 5 = 5 2 m m d 6 = 4 5 m m l选用45钢并经调质处理。