二級斜齒圓柱齒輪減速器

1、桂林電子科技大學編號： 機械設計課程設計說明書題 目： 二級斜齒圓柱齒輪減速器 院 （系）： 機電工程學院 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師單位： 姓 名： 職 稱： 目錄1設計題目41.1慢動卷揚機的工作原理41.2工作情況41.3設計數(shù)據(jù)41.4傳動方案41.5課程設計內容42總體傳動方案的選擇與分析52.1傳動方案的選擇52.2傳動方案的分析53電動機的選擇63.1電動機功率的確定63.2確定電動機的轉速74傳動裝置運動及動力參數(shù)計算84.1各軸的轉速計算94.2各軸的輸入功率94.3各軸的輸入轉矩95齒輪傳動的設計及其參數(shù)計算105.1傳動參數(shù)105.2高速級、低速級齒輪傳動材

2、料及強度計算105.2.1高速級齒輪傳動材料及強度計算105.2.2低速級齒輪傳動材料及強度計算205.3齒輪傳動的潤滑295.4齒輪傳動的幾何尺寸計算296軸的設計計算及校核316.1輸入軸、中間軸、輸出軸的初步計算316.1.1選擇軸的材料及熱處理316.1.2初算軸的最小直徑326.1.3輸入軸、中間軸、輸出軸的彎扭合成強度計算326.2聯(lián)軸器的選擇406.2.1載荷的計算406.2.2選擇聯(lián)軸器的型號406.3軸承的選擇及校核416.3.1初選輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承型號416.3.2計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的軸向載荷416.3.3計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的當量載荷

3、446.3.4計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的壽命456.4各軸結構的設計456.4.1各軸的結構456.4.2各軸的徑向尺寸的確定476.4.3各軸的軸向尺寸的確定486.4.4各軸的軸上零件的定位497鍵連接設計計算497.1聯(lián)軸器聯(lián)接鍵選擇與校核497.2高速級齒輪聯(lián)接鍵選擇與校核507.3低速級齒輪聯(lián)接鍵選擇與校核508箱體的設計計算518.1箱體的結構形式和材料518.2箱體主要結構尺寸和關系519螺栓等相關標準的選擇529.1螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇529.2銷、墊圈墊片的選擇5210減速器結構與潤滑的概要說明5310.1減速器的結構5310.2減速箱體的結構5310.3減速器的潤

4、滑與密封5310.4減速器附件簡要說明5311設計小結54附錄55附錄A：減速器三維裝配圖55附錄B：箱蓋三維模型圖5656附錄C：箱座三維模型圖5757附錄D：大齒輪三維模型圖5858附錄E：輸入軸三維模型圖5959附錄F：中間軸三維模型圖6060附錄G：輸出軸三維模型圖61611 設計題目1.1 慢動卷揚機的工作原理慢動卷揚機由電動機提供源動力,由電動機轉軸通過聯(lián)軸器帶動二級斜齒輪減速器輸入軸工作。經過齒輪減速器經過二級減速，從而使輸出軸達到正常工作時的轉速，帶動卷筒卷繞鋼絲繩達到預期工作要求。1.2 工作情況卷筒效率=0.96（包括軸承和卷筒的效率損失）；鋼繩速度允許速度誤差5%；工作情

5、況：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；檢修期間隔：四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修；制造條件及生產批量：專門機械廠制造，小批量生產；1.3 設計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F=4.55KN；運輸帶工作速度v=1.15m/s；滾筒直徑D=455mm;1.4 傳動方案傳動方案采用二級斜齒輪傳動系統(tǒng)。1.5 課程設計內容設計慢動卷揚機傳動裝置（二級斜齒輪減速器）(1)減速器裝配圖一張（計算機繪制，圖幅用A0或A1，用A2圖幅打印）(2)零件（大齒輪、輸出軸）工作圖兩張（計算機繪制，用A3圖幅打?。?3)打印設計說明書一份，約10000字，有減速器裝配三維

6、模型和零件三維模型的截圖(4)減速器裝配三維模型、減速器裝配圖、零件三維模型、零件工作圖和設計說明書電子版2 總體傳動方案的選擇與分析2.1 傳動方案的選擇慢動卷揚機的傳動裝置二級斜齒輪減速器設計，采用二級斜齒輪傳動系統(tǒng)參考方案如圖2-1所示圖 Error! No text of specified style in document.Error! Main Document Only.2.2 傳動方案的分析慢動卷揚機由電動機提供動力，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩斜齒輪減速器，再通過單級圓柱齒輪傳動將動力傳至滾筒帶動滾筒轉動，帶動鋼絲繩工作。傳動系統(tǒng)采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單

7、，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，兩級齒輪均為斜齒圓柱齒輪的傳動。3 電動機的選擇3.1 電動機功率的確定1. 確定工作機（卷筒）所需功率PW=FV1000=45501.151000=5.23KW式中V=1.15m/s，F(xiàn)=4.55KN2. 確定傳動總效率a查表可知：一對滾動軸承的效率：1=0.99；閉式圓柱齒輪傳動的效率：2=0.97；彈性聯(lián)軸器的效率：3=0.99；卷筒的效率（包括軸承和卷筒的效率損失）：4=0.96；故減速器的總效率為d=132232=0.9930.9720.992100%=89.48%卷揚機卷筒總效率為w=24=0.970.96100%=93.12%傳

8、動裝置總效率為=dw=83.32%3. 選擇電動機額定功率Ped輸出功率：Pd=Pw=5.230.8332KW=6.28KW查手冊取電動機的額定功率Ped=7.5kw對于Ped=7.5kw的電動機型號如表3-1所示：表格 31 Y系列型號電動機額定功率為7.5KW電動機轉速型號Y160L-8Y160M-6Y132M-4Y132S2-2同步轉速/（r/min）750100015003000滿載轉速/（r/min）72097014402900啟動轉矩/(Nm)額定轉矩/(Nm)2.02.02.22.0最大轉矩/(Nm)額定轉矩/(Nm)2.02.02.22.23.2 確定電動機的轉速已知卷筒速度為

9、V=1.15m/s,則轉速n=601000vD=6010001.15455=48.30r/min二級減速器的總傳動比合理范圍是ia=825所以慢動卷揚機傳動裝置的電動機轉速合理范圍為nd=ian=825n=3861208r/min在此范圍內的轉速有750r/min,1000r/min.其主要數(shù)據(jù)及計算的減速器傳動比，如表3-2所示表格 32 電動機方案比較方案電動機型號額定功率Ped/kw電動機轉速（r/min）減速器傳動比ia同步轉速滿載轉速1Y160L-87.5750720162Y160M-67.5100097020對于Y型系列電動機,一般多選用同步轉速為1500r/min或1000r/m

10、in的電機，若無特殊需要，一般不選用轉速低于750r/min的電動機。通過比較得知，方案2選用的電動機轉速較高，傳動比適中，故選方案2合理。綜合考慮選用Y160M-6電動機，主要性能如表3-3所示表格 33 Y160M-6電動機性能型號額定功率/KW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)額定功率、電壓下效率功率因素Y160M-67.5100097086.00.78額定電壓下堵轉轉矩/額定轉矩額定電壓下最小轉矩/額定轉矩額定電壓下最大轉矩/額定轉矩2.01.32.0圖 Error! No text of specified style in document.Error! Main D

11、ocument Only. 電動機外形和安裝尺寸表格 34 Y160M-6型電動機外形和安裝尺寸中心高H外形尺寸L(AC/2+AD) HD底腳安裝尺寸AB底腳螺柱孔直徑K軸伸尺寸DE關鍵部位尺寸FGD16060042038525421015421101284 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算減速器傳動比分配方案如下：慢動卷揚機傳動裝置的總傳動比為ia=nmn=97048.3=20.08注：nm為電動機滿載轉速，n為工作機輸出轉速。外傳動嚙合圓柱齒輪傳動比為i3=z6z5=2718=1.5按展開式布置，考慮潤滑條件，應使兩個大齒輪直徑相近，低速級大齒輪略大些，使高速級傳動比i1(1.31.4)i2。因

12、此，選取高速級傳動比與低速級傳動比i1=1.3i2，由此得減速器總傳動比關系為ia=i1i2i3=1.3i2i21.5=1.95i22低速級齒輪傳動比：i2=ia1.95=3.209高速級齒輪傳動比：i1=1.3i2=1.33.209=4.174.1 各軸的轉速計算軸：n1=nm=970r/min軸：n2=n1=970r/min軸：n3=n2i1=9704.17r/min=232.6r/min軸：n4=n3i2=232.63.209r/min=72.48r/min軸：n5=n4i3=72.481.5r/min=48.32r/min4.2 各軸的輸入功率軸：P1=Pd=6.28KW軸：P2=P1

13、3=6.280.99KW=6.22KW軸：P3=P212=6.220.990.97KW=5.973KW軸：P4=P312=5.9730.990.97KW=5.736KW軸：P5=P412=5.7360.990.97KW=5.508KW4.3 各軸的輸入轉矩軸：T1=9550P1n1=9550Pdnm=95506.21970=61.83kw軸：T2=T13=61.830.99Nm=61.21Nm軸：T3=T2i112=61.214.170.990.97Nm=245.11Nm軸：T4=T3i212=245.113.2090.990.97Nm=755.33Nm軸：T5=T4i312=755.331.

14、50.990.97Nm=1088.02Nm各軸的動力和運動參數(shù)列表如下：表格 41 各軸的動力和運動參數(shù)軸代號轉速(r/min)功率(KW)轉矩(Nm)9706.2861.839706.2261.21232.65.973245.1172.485.736755.3348.325.5081088.025 齒輪傳動的設計及其參數(shù)計算5.1 傳動參數(shù)傳動比轉速(r/min)轉矩(Nm)功率(Kw)大齒輪小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪小齒輪高速級4.17232.6970245.1161.215.9736.22低速級3.20972.48232.6755.33245.115.7365.9735.2 高速級、低速級

15、齒輪傳動材料及強度計算5.2.1 高速級齒輪傳動材料及強度計算1. 齒輪材料的選擇由教材表10-1，選擇小齒輪材料為40Gr（調質），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。2. 選定齒輪類型、精度等級、材料、熱處理方式及齒數(shù)。1) 由傳動方案選定斜齒輪圓柱齒輪傳動。2) 慢動卷揚機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。3) 選小齒輪齒數(shù)為Z1=27，大齒輪齒數(shù)為Z2=Z1i1=274.17=112.59， 取Z2=113。驗算實際傳動比：i/=Z2Z1=11324=4.171實際傳動比與設計要求基本相同，無須驗算。因傳動比誤差為|i-i/|i100

16、%5%在誤差允許范圍內，合適。4) 初選螺旋角=14，壓力角=20 。3. 確定設計準則由于該減速器為閉式齒輪傳動，且兩齒輪硬度均是軟齒面，齒面點蝕是主要的實效形式。應先按齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再進行校核。4. 按齒面接觸疲勞強度設計(1) 試算小齒輪分度圓直徑，即d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21) 確定式中各參數(shù)值：試選載荷系數(shù)KHt=1.3。由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。由表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa12。由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重

17、合度系數(shù)Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20/cos14)=20.562at1=cos-1Z1cost/(Z1+2han*cos) =cos-127cos20.562/(27+21cos14) =29.130at2=cos-1Z2cost/(Z2+2han*cos) =cos-1113cos20.562/(113+21cos14) =23.003 =Z1tanat1-tanat+Z2(tanat2-tant)/2=27tan29.138-tan20.562+113(tan23.003-tan20.562)/2 =1.672=dZ1tan/=127tan14/=2.14

18、3Z=4-31-+=4-1.67231-2.143+2.1431.672=0.628由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos14=0.985可得小齒輪轉矩T1=61.21Nm=6.121104Nmm計算接觸疲勞許用應力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為lim1=600Mpa,lim2=550Mpa由式(10-15)計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=6097012836515=5.098109N2=N1/u=5.098109/(113/27)=1.220109由圖10-27查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。取失效概率為1%，安全系

19、數(shù)S=1，由式(10-14)得H1=KHN1Hlim1S=0.906001Mpa=540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.955501Mpa=523Mpa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H2=523Mpa2) 試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2=321.36.1211041(113/27)+1(113/27)(2.433189.80.6280.985523)2 =38.890mm(2) 調整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷系數(shù)前的準備圓周速度vv=d1tn1601000=38.890970601000m/s=1.975m/s

20、齒寬bb=dd1t=138.890mm=38.890mm2) 計算實際載荷系數(shù)KH由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=1.975m/s，7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=26.12110438.890N=3.148103NKAFt1b=13.14810338.890N/mm=80.95N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.173，結合b/h=12.37查圖10-13，得KF=1.10則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.021.21.10=1.346(3) 由式(10-13)可得

21、按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.19031.3461.3mm=1.204mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。故從標準中就近選取mn=1.5mm，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=44.798mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即Z1=d1cos/mn=44.798cos14/1.5=28.98取Z1=29，則Z2=i1Z1=4.1729=120.93取Z2=121 (Z1與Z2互為質數(shù))6. 幾何尺寸計算(1) 計算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(29+121)1.52cos14mm=1

22、15.94將中心距圓整為115mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=cos-1(Z1+Z2)mn2a=cos-1(29+121)1.52115=11.969(3) 計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=271.5cos11.969mm=44.47mmd2=Z2mncos=1211.5cos11.969mm=185.53mm(4) 計算小齒輪寬度b=dd1=144.47mm=44.47mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪的齒寬加寬(510)mm，即b1=b+510mm=44.47+510mm=49.4754.47mm取b1=52mm，而使大齒輪齒寬等

23、于設計齒寬，取b2=45mm7. 圓整中心距后的強度校核齒輪副中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y均會發(fā)生變化，應重新校核強度，以明確齒輪的工作能力。(1) 齒面接觸疲勞強度校核由式(10-22)校核齒面接觸疲勞強度H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ1) 計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1圓周速度v=d1n1601000=44.47970601000m/s=2.26m/s根據(jù)v=2.26m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=26.12110444.47N=2.753103NKAFt1b=12.75310352N/mm=52

24、.94N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.420則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=11.081.41.420=2.1472) 由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20/cos11.969)=20.408at1=cos-1Z1cost/(Z1+2han*cos) =cos-129cos20.408/(29+21cos11.969) =28.598 at2=cos-1Z2cost/(Z2+2han*cos) =cos-1121co

25、s20.408/(121+21cos11.969) =22.732 =Z1tanat1-tanat+Z2(tanat2-tant)/2=29tan28.598-tan20.408+121(tan22.732-tan20.408)/2 =1.702=dZ1tan/=129tan11.969/=1.957Z=4-31-+=4-1.70231-1.957+1.9571.702=0.6463) 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45。4) 由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos11.969=0.989將相關數(shù)據(jù)代入式(10-22)得到 H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ =22

26、.1476.121104144.47312129+1121292.45189.80.6460.989Mpa =501.85MpaH滿足齒面接觸疲勞強度條件(2) 齒根彎曲疲勞強度校核由式(10-17)F=2KFT1YFaYSaYcos2dmn3Z12F校核齒根彎曲疲勞強度1) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.26m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08由Ft1=2T1/d1=26.121104/44.47N=2.753103NKAFt1b=12.75310352=52.94N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4由表10-4用插值法查得KH=1.420，齒寬bb

27、=dd1=144.47mm=44.47mm齒高h和寬高比b/hh=2han*+cn*mnt=21+0.251.5mm=3.375b/h=44.47/3.375=13.18結合b/h=13.18查圖10-13，得KF=1.4則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.081.41.4=2.1172) 由當量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=29/cos311.969=30.98ZV2=Z2/cos3=121/cos311.969=129.25查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.54，YFa2=2.18。由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.62，YSa2=1.82。3) 由式(10-18)，可得

28、計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yb=tan-1tancost=tan-1tan11.969cos28.598=10.544v=/cos2b=1.702/cos211.969=1.778Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.778=0.6724) 由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)YY=1-120=1-1.95711.959120=0.805將以上數(shù)據(jù)代入式(10-17)得F1=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12 =22.1176.1211042.541.620.6720.805cos211.96911.53292Mpa =194.53MpaF1F2

29、=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12 =22.1176.1211042.181.820.6720.805cos211.96911.53292Mpa =187.57MpaF2滿足齒根彎曲疲勞強度設計8. 主要設計結論齒數(shù)Z1=29，Z2=121齒寬b1=52，b2=45法面模數(shù)m=1.5變位系數(shù)x1=x2=0螺旋角=11.969 =11588 壓力角=20中心距a=115mm分度圓直徑 d1=44.47，d2=185.53小齒輪選用40Gr（調質），大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按7級精度設計5.2.2 低速級齒輪傳動材料及強度計算1. 齒輪材料的選擇由表10-1，選擇小齒輪材

30、料為40Gr（調質），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。2. 選定齒輪類型、精度等級、材料、熱處理方式及齒數(shù)。1) 由傳動方案選定斜齒輪圓柱齒輪傳動。2) 慢動卷揚機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。3) 選小齒輪齒數(shù)為Z3=27，大齒輪齒數(shù)為Z4=Z3i2=273.209=86.643， 取Z4=87。驗算實際傳動比：i/=Z4Z3=8727=3.209實際傳動比與設計要求基本相同，無須驗算。因傳動比誤差為|i-i/|i100%100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.420，結合b/h=1

31、2.37查圖10-13，得KF=1.35則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.021.21.35=1.652(6) 由式(10-13)可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.92431.6521.3mm=2.084mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。故從標準中就近選取mn=2mm，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=66.319mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即Z3=d3cos/mn=66.319cos14/2=32.175取Z3=32，則Z4=i2Z3=3.20932=102.69取Z4=1

32、03 (Z3與Z4互為質數(shù))6. 幾何尺寸計算(5) 計算中心距a=(Z3+Z4)mn2cos=(32+103)22cos14mm=139.133將中心距圓整為139mm(6) 按圓整后的中心距修正螺旋角=cos-1(Z3+Z4)mn2a=cos-1(32+103)22139=13.779(7) 計算小、大齒輪的分度圓直徑d3=Z3mncos=272cos13.779mm=65.90mmd4=Z4mncos=1032cos13.779mm=212.10mm(8) 計算小齒輪寬度b=dd3=165.90mm=65.90mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪的齒寬加

33、寬(510)mm，即b3=b+510mm=65.90+510mm=70.9075.mm取b3=72mm，而使大齒輪齒寬等于設計齒寬，取b4=66mm7. 圓整中心距后的強度校核齒輪副中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y均會發(fā)生變化，應重新校核強度，以明確齒輪的工作能力。(3) 齒面接觸疲勞強度校核由式(10-22)校核齒面接觸疲勞強度H=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ5) 計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1圓周速度v=d3n3601000=65.90232.6601000m/s=0.803m/s根據(jù)v=0.803m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.04齒輪

34、的圓周力Ft3=2T3d3=2245.1110365.90N=7.439103NKAFt3b=17.43910372N/mm=103.32N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.424則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=11.041.21.424=1.7776) 由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=tan-1(tann/cos)=tan-1(tan20/cos13.779)=20.544at3=cos-1Z3cost/(Z3+2han*cos) =cos-132cos20.544/

35、(32+21cos13.779) =28.016 at4=cos-1Z4cost/(Z4+2han*cos) =cos-1103cos20.544/(103+21cos13.779) =23.209 =3tanat3-tanat+Z4(tanat4-tant)/2=32tan28.016-tan20.544+103(tan23.209-tan20.544)/2 =1.687=dZ3tan/=132tan13.779/=2.498Z=4-31-+=4-1.68731-2.498+2.4981.687=0.5717) 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。8) 由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos13.779=0.986將相關數(shù)據(jù)代入式(10-22)得到 H=2KHT3dd33u+1uZHZEZZ =21.777245.11103144.47310332+1103322.44189.80.5710.986Mpa =520.7MpaH滿足齒面接觸疲勞強度條件(4) 齒根彎曲疲勞強度校核由式(10-17)F=2KFT3YFaYSaYcos2