实际分度圆直径d 齿宽b
因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即 d3 =2a/(i+1) =23166/(3.61+1)=91 d4 =id3 =3.61372=260 a实=（d3 + d4）/2=166
b=Ψd d3 =1.03108=108 mm
d3 =72mm d4 =260 mm a实=166 mm 取b3 =82 mm b4 =72 mm
齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数YFα
应力修正系数YSα
重合度系数Yε
螺旋角系数Yβ
齿间载荷分配系数KFα
齿间载荷分布系数KFβ
载荷系数K
弯曲疲劳极限ζFlim 弯曲最小安全系数SF mim
弯曲寿命系数YN 尺寸系数YX 许用弯曲应力[ζF]
z33
v1 =z3/cosβ=29/cos15.95°=33 z3
3
v2 =z4/cosβ=105/cos15.95°=118 由参考文献【1】图12.21 由参考文献【1】图12.22 ε
αv
=[1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)]cosβ
=[1.88-3.2(1/28+1/101)]cos15.95° =1.68
Yε =0.25+0.75/εαv
=0.25+0.75/1.68 Yβmin =1-0.25εβ
=1-0.2531=0.75
Yβ =1-ε
β
β°/120°
=1-1315.95°/120°=0.87＞Yβmin 由参考文献【1】表12.10注③， 前已求得KFα =1.78 ＜εγ
/(ε
α
Yε)
故KFα =1.78
由参考文献【1】图12.14 b/h=91/(2.2532.5)=16 KFβ =1.16
K=KA Kv KHα KHβ
=1.531.0831.231.78 由参考文献【1】图12.23c
由参考文献【1】表12.14
由参考文献【1】图12.24
由参考文献【1】图12.25 [ζF1 ]=ζFlim1 YN1 Yx/SF min [ζ
F2
]=ζ
Flim2
YN2 Yx/SF min
- 16 -
式12.18)
式12.36) 式12.35)
YFα1 =2.45 YFα2 =2.18 YSα1 =1.62
YSα2 =1.81
Yε =0.70
Yβ =0.87
KFα =1.78 KFβ =1.6
K=3.46
ζFlim1 =540 MPa
ζFlim2 =420 MPa
SF mim =1.25
同上次 YN1 =0.92 YN2 =0.97 YX =1.0 [ζF1]=419 MPa
[ζF2]=316
(((
MPa
ζF1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Yε Yβ/( bd1mn )
验算
ζF2 =ζF1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1
=165.4232.1531.82/(2.4231.64)
ζF1 =205MPa ＜[ζF1 ]
ζF2 =204MPa
＜[ζ
F2
] 注：表格中公式来源于参考文献【1】。 5.2.2.2 设计计算齿轮相关几何尺寸
螺旋角β 上表已算得
β=15.95° 旋向 设定低速级小齿轮旋向为左旋，
则 低速级大齿轮旋向为右旋。 端面模数mt 上表已算得 mt =2.6 齿数z 上表已算得 z3 =28
z4 =101 b3=82mm 齿宽b 上表已算得
b4=72mm
中心距a 上表已算得 a=166mm 实际分度圆上表已算得 直径d d3 =72mm
d4 =60mm 齿顶高系数
h*由参考文献【5】得，对于正常齿制 h*an =1 h*an =1 an
顶隙系数c*n 由参考文献【5】得，对于正常齿制 c*n =0.25 c*n =0.25 端面齿顶高h*
*
at = han cosβ
系数h*h* at=0.96
at =13cos15.95° 端面顶隙系c*
*
t = cn cosβ
数c*t
=0.253cos15.95°
(式12.18) c*t =0.24 d*a3 =mt z1 + 2 mt hat
=m*
da3 =76mm 齿顶圆直径da da4t z2 + 2 mt hat
da4 =264 mm
df3 =mt z1 - 2 mt h*at - 2 mt ct
df3 =66mm 齿根圆直径df df4 =mt z2 - 2 mt h**at - 2 mt ct
df4 =254 mm
注：表格中公式来源于参考文献【5】。 5.2.2.3 结构设计
由于低速级小齿轮尺寸较小，故将其做成实心的。 由于大齿轮的顶圆直径小于500m，由参考文献【1】第十
- 17 -
二章12.11齿轮结构相关知识可知，采用圆盘式结构锻造。
圆盘式齿轮结构尺寸示意图如图5.3所示。 大齿轮结构设计计算
ds D14 D24 D04 d04 C4 n4
由本设计说明书 D14 =1.6ds =1.6369
D24 =da4 -10mn =264 -1032.5
D04 =0.5( D14 + D24 )=0.53(110.4+239) d02 =0.25( D23 -D13 )=0.253(243-110.4) C4 =0.3b4 =0.3372 n4 =0.5mn =0.532.5
ds =69mm D14 =110.4 mm D24 =239 mm D04 =174.7 mm d04 =32.15 mm C4 =21.6 mm n4 =1.25 mm
注：表格中公式来源于参考文献【1】图12.32。
六、轴的阶梯化设计
6.1 估算最小轴径
由参考文献【1】P314 内容知，初算轴径可按降低许用切应力法。计算式为：
d?39.55?10?p0.2???T??n6?C?3pn （参考文献【1】式 16.2） 式中： p ---- 轴传递的功率（Kw）
n ---- 轴的转速（r/min）
C ---- 系数，由查表得之。
由参考文献【4】P21 内容知，关于C值的取值，当轴的材料选用45钢时C=118-107。对于外伸轴，一般是初步估算轴的外伸端直径，此时取C=113-107，并且根据轴受弯矩大小决定C值大小。一般来说，如果外伸轴轴端安装联轴器时C取小值，如果安装带轮或链轮时C取大值。对非外伸轴，初算轴径为安装传动件处的直径，此时取C=118-113。
计算Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）的最小直径 转速nⅠ
设计说明书第四章已求
- 18 -
nⅠ =507.14 r/min
输入功率PⅠ入 设计说明书第四章已求 材料系数CⅠ
PⅠ入 =1.786 kw CⅠ =118
取d minⅠ =20 mm
nⅡ = 108.18 r/min
PⅡ入 = 1.715 kw CⅡ =112
由参考文献【1】表16.2
高速轴I材料为45钢，经调质处理，外接带轮
则： CⅠ =118 最小直径d min1/3 1/3
d minⅠ = CⅠ (PⅠ入/nⅠ) =1183(1.786/507.14)=18 mm
Ⅰ
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径
5% - 8%，d minⅠ =183（1+5%）=18.9mm
计算Ⅱ轴（中间轴）的最小直径 转速nⅡ
设计说明书第四章已求
输入功率PⅡ入 设计说明书第四章已求 材料系数CⅡ
由参考文献【1】表16.2
中间轴II材料为45钢,经调质处理 则： CⅡ =112
最小直径d mind minⅡ = CⅡ (PⅡ入/nⅡ)1/3 =1123(1.715/108.18) 1/3 =29 mm
Ⅱ
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径
5% - 8%，
计算Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）的最小直径
取d minⅡ =31 mm
nⅢ=29.97 r/min PⅢ入 = 1.649 kw
转速nⅢ 设计说明书第四章已求
输入功率PⅢ入 设计说明书第四章已求 材料系数CⅢ
最小直径d minⅢ
由参考文献【1】表16.2
中间轴II材料为45钢,经调质处理，外接联轴器 则： CⅢ =112 CⅢ =112
1/3 1/3
d minⅢ = CⅢ (PⅢ入/nⅢ) ==1123(1.649/29.97)=53.84
mm
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5% - 8%，
取d minⅢ =47 mm
七、联轴器的选择
7.1 选择联轴器的工作要求
(1)由设计说明书第四章表4.1可知，Ⅲ轴的输出转速为
- 19 -
29.97（r/min），所以所选联轴器允许的最大转速应大于18（r/min）。
(2)由设计说明书第四章表4.1可知，Ⅲ轴的输出转矩为520.4（N2m），所以所选联轴器允许的最大转矩应大于520.4（N2m）。
(3)由设计说明书第六章可知，Ⅲ轴的最小估算直径为d min
Ⅲ
=47 (mm)，所以，联轴器的轴孔直径因大于47 (mm)。
7.2 联轴器的选择
本次设计的减速器属于小型的减速器，减速器的输出轴可采用弹性套柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便，成本低，能缓冲减振。
由参看文献【7】表7-64 弹性套柱销联轴器（GB 4323-2002），选得联轴器的型号为TL9，材料为铁。其尺寸示意图如图7.1所示，相关参数见表7.1。
表7.1 TL9型联轴器相关参数
轴孔公称转矩 许用转速 轴孔长度转动惯量 直径 D/mm A/mm /(N2mm) /(r/min) L(Y型) /(kg2m-2) /mm 1000 2100 50 112 250 60 0.2
八、滚动轴承的选择
由于减速机Ⅰ、II、III轴上的齿轮都采用了斜齿轮，有一定的轴向力，故这里采用深沟球轴承。深沟球轴承尺寸的示意图，如图8-1所示。
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