齿轮设计。
1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1） 按图10-26所示的传动方案，选用支持圆柱齿轮传动，压力角取为20°。
2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6,选用7级精度。
3） 材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240hbs。
4）选择小齿轮的齿数=24，大齿轮齿数=3.2×24=76.8，取=77。
1.2按齿面接触疲劳强度设计。
（1)由式（10-11）试计算小齿轮分度圆直径，即：
（2）确定公式中的各参数值。
试选=1.3。
计算小齿轮传递的转矩：
由表10-7选取齿宽系数=1.
由图10-20查得区域系数=2.5。
由表10-5查得材料的弹性影响系数。
由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。
计算接触疲劳许用应力。
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限=600、=550。
由式（10-15）计算应力循环次数：
由图10-23查得接触疲劳寿命系数、。
取失效概率为1%（经验取值）、安全系数s=1，由式（10-14）得：
取和中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：
试选小齿轮分度圆直径。
调整小齿轮分度圆直径。
计算实际载荷系数前的准备。
圆周速度：
齿宽b： 计算实际载荷系数。
由表10-2查得使用系数。
根据、7级精度，由图10-8查得动载系数。
齿轮的圆周力：
查表10-3得齿间载荷分配系数。
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分配系数。
由此，得到实际载荷系数：
由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：
以及相应的齿轮模数：
1.3按齿根弯曲疲劳强度设计。
由式（10-7）试算模数，即：
确定公式中的各参数值。
试选。由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数：
计算。由图10-17查得齿形系数、。
由图10-18查得应力修正系数、。
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、。
取弯曲疲劳安全系数s=1.4（经验取值），由式（10-14）得：
因为大齿轮的大于小齿轮，所以两者取大者，即：
试算模数：调整齿轮模数。
计算实际载荷系数前的准备。
圆周速度v。
齿宽b： 宽高比b/h：
计算实际载荷系数。
根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。
由，查表10-3得齿间分配系数。
由表10-4用插值法查得，结合，得。
则实际载荷系数为：
由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，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，可取弯曲疲劳强度计算所得的模数1.783mm并且圆整之后取m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算得小齿轮的齿数。
选取，则大齿轮的齿数，取。这样的设计既满足了齿轮接触疲劳强度又满足了弯曲疲劳强度，也做到了安全避免了浪费。
1.4几何尺寸计算。
计算分度圆直径：
计算中心距：
计算齿轮宽度：
考虑到安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5～10）mm，即取，而是大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。
1.5圆整中心距后的强度校核。
用变位法将中心距就近圆整到，在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，保持不变。
计算变位系数和。
计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。
从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。
分配变位系数、。
由图10-21b可知，坐标点位于l14线和l15线之间。按这两条做射线，再从横坐标的处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是、。
齿面接触疲劳强度校核。
校核公式：
按上述（1.2按齿面接触疲劳强度设计）重新计算校核公式中的各参数值。
计算结果为：
将上述各参数代入校核公式中得：
齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
齿根弯曲疲劳强度校核。
校核公式：
按上述（1.3按齿根弯曲疲劳强度设计）重新计算校核公式中的各参数值。
计算结果为：
将上述各参数代入校核公式中得：
齿根弯曲疲劳强度满足强度要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
1.6结构设计即绘制齿轮零件图。
1.7主要设计结论。
齿数，模数，压力角，变位系数、，中心距，齿宽。小齿轮选用40cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。
普通v设计。
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