机械设计课程设计计算说明书-二级展开式圆柱斜齿轮减速器.docx

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器专业班设计者指导教师2012年£月类_日交通大学城市学院c.U n2- I / 0.00 I 11II2 cosp cos13.116°5.确定齿宽b = b = a(|) = 115 x 0.482 = 55.43mm2 a(5).验算轮齿弯曲强度1. 当量齿数Z27cr ez =1 = 27.0(V1 C0S3 p C0S3 13.1160z =知=94 1?V2 C0S3 p COS313.116° 2 .齿形系数和修正系数线性差法可得Y =2.586 Y =1.597FalSalY =2.174

2、Y =1.796Fa2Sa23. 重合度系数Y重新计算端面重合度1.670bd IT Fa1 Sa155x55.446x2=60.852MPa <o J=1.88 - 3.2_L +_ V cos13.116°L 127 85 J J=1.6700 750 75Y = 0.25 + = 0.25 +- = 0.8494. 螺旋角系数由。及,取 Y =0.835 .校核弯曲强度_ 2000KT y Y Y Ym 二2mmnZ|=27z2=85bo=55mmb =60mmd|二55.446 mm d7 = 178.661 mm a=115 mm3=13.116°。= 20

3、00KTy 丫 YYF2 bd IT! Fa2 Sa2 £ P1 n=2000x1.2x53.369 * 2.19x1 .78x 0.849x 0.8355x 55.446x 2 =57.88MPa <Q F2(6) .设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m =2mmn齿数 z=27 z =851乙齿宽 b2 =55mm b( =60mm分度圆直径d =55.446 mmd2 = 178.661 mm中心距 a=115 mm螺旋角阡13.116°齿轮精度8级齿轮材料小齿轮45钢，调质，230-250HBS大齿轮45钢，正火，190-210HBS1. 低速级齿轮传动设计1)

4、.齿轮材料，热处理考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面 渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS ,取小齿轮齿数Z亡39高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS 5大齿轮齿数 z = ix z = 2.3834 x39 = 92.953 取=101.212i = u = § = II = 2359 误差小于 5%12) .初步设计齿轮传动的主要尺寸(1) .确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力大齿轮S. =220MPaFlim小齿轮孔.二250MParlim .寿命次数应力循环次数N = 60j n t = 60 x

5、1 x 309.387 x (8 x 250 x 8) = 2.970 x 10sF2 F 2N = 60j n t = 60 x 1 x 129.998 x (8 x 250 x8) = 3.120 x 10Y =0.93 Y =0.99 N2N2 .试验齿轮应力修正系数Y =2ST .最小平安系数按一般可靠度S . =1.25Fmin .许用弯曲应力(2) .确定许用接触应力 接触疲劳应力大齿轮。=550MPaHlim小齿轮。=580MPaHlim .寿命系数应力循环次数N = 60j n t = 60 x 1 x 309.387 x (8x 250 x 8) = 2.970 x 13H2

6、H 2N =60j n t = 60 x 1 x 129.9987 x (8 x 250 x 8) = 3.120 x 10?H3H 3Z =0.92 Z =0.98 .最小平安系数按一般可靠度S . =1I Imin .许用接触应力%<%，取%=%】=533.6MPa(3) .按齿面接触强度确定中心距 .载荷系数设齿轮按8级精度制造 电机驱动，轻微振动取K=1.2 .齿宽系数按对称布置软齿面取(P = Id(|)=登=0.591a U + 1 2.3834 +1 .弹性系数Z二189.8E5 .节点区域系数初设螺旋角p = 12°Z =2.46H5 .重合度系数Z £

7、;端面重合度£ =1.88-3.2( + )cosp aZ Z12= 1.88-3.2(_L+JL)cos12°39 92=1.724轴向重合度np n SI b93X4.Z mm it m 兀 itnn=2.639 > 171I = I = 0.616R 1.7248. 螺旋角系数Z° = Jcosp = vcos12° = 0.98909. 设计中心距(500KT f Z Z Z Z V1 a vH 7a > (u±1)a!500x1.2x158.609 (189.8x 2.46x0.616 x0.989¥ ! 0.5

8、91 x 2.3834=90.597mm= (2.3834 + 1)533.6、2a cosp 2x90.597 x cos 12° m >=n z +z39 + 9212=1.353取m -2 ,重求中心距nm (z + z ) 2 x (39 + 92)a = 'cosp2 = 2xcos12° =135-927mm圆整中心距取a=135mm调整0P = arccos叫(匕 * % L 2a J2x(39 + 92) 一=arccos ,L 2x135 J=13.982°(4) .确定齿轮参数尺寸1. 取齿数Z二39z2=922. 模数 m =2

9、mmnz g23.实际齿数比u = 2- = = 2-359 z 3914.确定分度圆直径=80.382mmm z, 2x39cosP cos 13.982°生M _2x92_ = 189618mmcosp cos 113.982°5. 确定齿宽b = b = a(|) = 135x 0.591 = 78.785mm2 a取 b=b?=80mm2b1=b7+5=85mm(5) .验算轮齿弯曲强度1.当量齿数7QQ7 = =-= 42 AR3vi coss p COS3 13.982°92COS313.982°=100.987ZZ =2v2 COS3 P2

10、. 齿形系数和修正系数 线性差法可得Y =2.37 Y =1.675FalSalY =2.18 Y =1.79Fa2Sa23 .重合度系数Ys重新计算端面重合度(£ = 1.88-3.2 + cospa Lzz 力=1.88 3./ + cos 13.982°L 139 92 J J= 1.7110.750.75Y =0.25 4-= 0.25 4=0.688£81.711a4 .螺旋角系数由。及8 >1 ,取 Y =0.845.校核弯曲强度a = 2。" Y Y YYF1bd mFa1 Sa1 £ P1 n2000x1.2x158.60

11、9八八”八=x 2.37 x1.675x 0.688x 0.84 =80x80.382x2= 67.9MPa<Ly JF1o = 2。" y Y YYF2bd HlFa2 Sa2 £ P1 n=2000x1.2x158.609 * 2.18x1.776x0.688x0.84 80x80.382x 2=64.727MPa <o F2(6).设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m =2mmn齿数 Z=39z2=92齿宽 b =80mm b =85mm21分度圆直径di =80.385 mmd2 = 189.618mm中心距 a=135 mm螺旋角(3=13.116

12、6;齿轮精度8级 齿轮材料 小齿轮45钢，调质，230-250HBS大齿轮45钢，正火,190-210HBS七.铸铁箱体构造尺寸箱座壁厚：8 二0.025a+3=7mm取6 二 10mm箱盖壁厚：8二0.86二8mm箱座凸缘厚度b二1.56=15mm 箱盖凸缘厚度bl.58 =15mm箱底座凸缘厚度：b =2.58 =25mm地脚螺栓直径：d =0.036a+12= 16.86mm 取 M20 d=l 8.376mm 地脚螺栓数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d =0.75d二13.32mm 取M16 d二14.761mmif1m =2mmnz§39z2=92b2=80mm b=85m

13、m d二 80.385mm d2=189.618mm a=135 mm(3 = 13.116°箱盖与箱座连接螺栓直径：d =0.5d二8.34mm 取MIOd =8.376mm2 f2轴承端盖螺钉直径：d =0.4d =6.744mm 取 M83 f视孔盖螺钉直径：d =0.4d =6.744mm 取M84 f定位销直径：d=0.8d =83.35mm取42d ' d、d至外箱壁距离£ d c =26mmf 12d' Cl,至凸缘边缘的距离f 11 C=30mm d c =16mm21轴承旁凸台半径R =c =20mm12凸台高度h=58mmc =24mn|

14、c?=20mr ic =14mm2外箱壁至轴承座的距离1 =c +c +50mm112大齿轮顶圆与机避的距离 =20mm1齿轮端面与机壁距离 =10mm2箱 盖肋厚 =0.8586.8mm 取 7mm箱座肋厚 m=0.856=10.2mm 取 10mm轴承端盖外径凸缘式端盖II 轴:D =D+5d =123.37mm BHI 轴:D =D+5d = 153.37mm 耳!23r轴承旁联接螺栓距离I 轴:D =D+5d =113.37mm 取 115rm23125mm155mmI轴:s=g =H5mnH 轴：s= D 二 125mm2HI 轴：s=D = 155mm2八.轴的设计轴的构造设计：1

15、、高速轴的构造设计1各轴段直径确实定：d” :最小直径，安装联轴器的外伸段，d”二1仙时=320101d2 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准拟 采用毡圈密封,d2=38mmd3 :滚动轴承处轴段， W =40 mm ,滚动轴承选择7208C ?其尺寸为dx Dx B = 40mm x 90mm x18mm印：轴肩，d14=47mmd 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比拟小，采用齿轮轴构造。所以轴和Z.齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。 弓佗：轴肩，弓=47mm1616d7 ：滚动轴承处轴段，d7 = d3=4() mm.2各轴段长度确实定：I”：由联轴器的毂

16、孔宽L=84mm确定，I广80 mm ,12 :由箱体构造，轴承端盖，装配关系等确定，'12 =83mmI :由滚动轴承装配关系等确定，I =i8mmIO2114 :由装配关系，箱体构造等确定，L=i4mmI :由高速级齿轮宽度B=55mm确定，I =55mm15115116 :取为 1佑二H7mm117 :由滚动轴承装配关系等确定，17二i8mm2、中间轴的构造设计(1) 各轴段直径确实定：21 :最小直径，滚动轴承处轴段，% = 40mm ,滚动轴承 选取 7408C,其尺寸为d xDxB = 40mmx90mmx23mmd22 :轴环，根据齿轮轴承等轴向定位要求，d22 =45

17、mm d23:高速级大齿轮轴段，d 3 =52 mm d24:轴肩，d24 =6ommd 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径 比拟小，采用齿轮轴构造。 25所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。 d26 轴肩， =60mm27 :滚动轴承处轴段，27= d21=40 mm2各轴段长度确实定：121 :由滚动轴承装配关系等确定，121 =21 mm122:轴肩宽度，Z=i2mm1 :由高速级大齿轮宽度B=62.4mm确定，| =63mm.23 1231 4 :轴肩宽度，1=14mm24 241 c :由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，lg=85mm25 25126:轴肩宽度，'

18、 =3° mm1 :由滚动轴承装配关系等确197= 23 mm27匕/3、低速轴的构造设计1各轴段直径确实定：31 :滚动轴承处轴段，31 =55 mm,滚动轴承选取7311C ,尺寸为d x Dx B = 55mmx120mmx29mm32 :过渡轴段d32 =66 mm633 ：轴肩，根据齿轮的轴向定位要求，33 =72 mm634 :低速级大齿轮轴段，d*=66mm635 :轴环，根据齿轮和轴承的轴向定位要求d35 =60mmla :滚动轴承处轴段d =55mm 0000d37 :密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准拟采用毡圈密封，=54 mmdoo :最小直

19、径，安装联轴器的外伸段，d= 110mm38Jo2各轴段长度确实定：I :由滚动轴承装配关系等确定，）=30 mm0 1L2 ：过渡轴段，*32 =80.5 mm1% :轴肩，£ 二i°mm七彳：由低速级大齿轮宽度，L4=94mmL :轴环，1 =9.5 mm1 :滚动轴承处轴段，1 =28 mm36 361 :密封处轴段，取1二61 mm37 37乌8：安装联轴器的外伸段l38 110mm九、轴的校核中间轴的校核齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决 定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=200mm ,高速级大齿轮的力 作用点B到支点A 距离L =4

20、9.5mm?两齿轮的力作用点之间的距离 L =89.5mm ,低速级小齿轮的力作用点C到右支点D距离L,=61mm。2 3一、设计任务书2三、四、五、传动方案的拟定电动机的选择和计算整个传动系统运动和动力参数的选择与计算4联轴器的选择56七、铸铁箱体构造尺寸14八、轴的设计15九、轴的校核17十、轴承的校核21十一、键的选择与校核23十二、减速器设计23十三、润滑与密封30十四、设计小结(26)轴的设计计算设计计算 容计算结果一、设计任务书1. 要求： 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限8年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差5%。2. :带的圆周力F=1900N,带速

21、度V=2.45m/s,卷筒直径D=360mmo3设计任务：减速器装配图一；零件工作图2;参考资料26十五、图2轴的力学模型及转矩、弯矩图a)力学模型图 b)V面力学模型图c)V面弯矩图d)H面力学模型图e)H面弯矩图f)合成弯矩图©转矩图1计算轴上的作用力：高速级大齿轮：F =2T= 158.609x103x2= 1766 127Nti d178.6011l F tana 1776.127 x tan 20°F = °- = 663.773Nr1 cos pC0S13.11601F = F tan p = 1776.127 x tan13.116° =

22、413.840N 告"1低速级大齿轮：F =?L= 158,609 x1°3x2 = 3949.034Nt2 d80.3822L F tana 3949.034xtan20°“F = = 1481.217N芝 cos pcos13.982°2F = 1766.127N nF = 663.773 N r1F =413.840N aiF =3949.034 卜 t2F =1481 .217F r2F = 983.287N %Fdv=-3184NF =2540.991N AVM =-157608N BVmmM =155(XX)N - DVmmFdh一28.78

23、6NF = -334.659NAHM =-16565.571 BHN mmM' B育20390.395N mmM =-26138.561CHN mmM 况13380.727N mmMbv=FavL=-157608N mmMdv=Fdx/L3=155000N - mm4.水平面支反力，见图2d。水平面弯矩图2e由绕支点A的力矩和Zm =0，得：a nL F +%F -(I +l )F +*F -(I +l +l )F =01 %2%12 r2 2 a2 123 DHF = -428.786N方向向上DH同理，由由绕支点D的力矩和Zm=0,得:DH(L +L +L )F -(L +L )F

24、 +&F +L F &F =0123 AH 232 弓 3 r2 2 a2F = 334.659N 方向向上AHMbh=LF,h=-1 6565.571 N - mmM' =M +F i = 20390.395N mmBH BH ai 2M,U=L F =-26138.561N mmCH j IjHM' =M +F 也=13380.727NmmCH CH a2 2(5.合成弯矩图，见图2f。B处：M B=158921N-mmMq= 157188 N. mmT2= 158609 N-mmmM185235N mmo = 60MPa-1d > 31.37mmBF

25、 = F tan p = 3949.034 x tan 13.982。= 983.287Na2222、绘制轴的力学模型图2ao3求垂直面支反力，见图2b。作垂直面弯矩图2c由绕支点A的力矩和Zm=0 得：-LF -(I +l )F -(I +l +l )F =01 t1 12 t2 123 DVFdv =-3184N方向向上同理，由由绕支点D的力矩和ZLm= 0得.DV 咛-(I +l +l )F +(l +l )F +L F =0123 AV 23 t1 3 t2Fav =2540.991N 方向向上M = /M f2Du +M 2 DX/ = <20390.3952 +1576082

26、 = 158921N mmBBHBVD处:M = JM2cu + M2=也6138.5612+155000 2 = 157188N，mmCCHCV6.转矩图，见图2goT =T = 158609N - mm2 n7当量弯矩比拟M、M、可知，当量弯矩最大处是C截面处B CZM =Be< M 2b + (aT)2=5 589212 + (0.6x158609)2=185235 N-mm(8)计算危险截面直径查表得L =60MPaFM4 2旬邛=Em小于设计轴径:=2562.934N A= 3212.704N D= 551.447N十、轴承的校核II轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷

27、及速度情况，拟选用角接触球轴承，由n速轴的构造设计，选取7308C,其根本参数查资C = 40.2KW,C = 32.3KW受力分 ror析如图3图31、作用轴上的外力及支反力。R = JF 2 + F 2 = 2562.934NAY AHAVR = JF 2 + F 2 =3212.704ND v DHDVF = 551.447NX2、计算轴承的当量动载荷A、正确标出部S S的方向A、 BB、计算两轴承的轴向载荷S、SAB试选c=0.43则由 S =eR =o.43x2562.934 = 1102NAAS =eR = 0.43x 3212.704 = 1381.462NDDc、水平方向轴向的

28、静力平衡因 F +S = 1932.909 > SxDA则 A =S = 1280NDDA =F + S = 1932.909NAxDA需有所得的A值验证一下，比值一 =0.058与试取界限值cC。or时的相应比值是否相等：A 1 28Ad = 0.0396与对应的误差较大C 32.3CororA1 932A'= 一 =0.0598与试取的 已很接近C 32.3CororD、参照上次试算结果，重新取界限值e轴和 重新取e = 0.4125S =eR = 0.4125x3213 = 1325NDDS =eR = 0.4125 x 2562.934 = 1065.8NAA则 A =

29、1325NDA 1.325A再验证_d_ =0.00410 ,与对应的 =0.0411已很C 32.3Coror接近3、计算轴承的当量动载荷P、 P12轴承AA 1932.909a- = 0.75 > eR 2562.934aA* =0.44Y=1.30A1P =f (X R +Y A )= 4368.56AP A AA A轴承DA 1325 苛- 3213 = "aD查表 17-5* =1 Y =0D1P =f R = 1.2x3213 = 3855.6Dp D4、由预期寿命求所需的C'PP ,即应按轴承2计算AD=41916>C = 16000F A'

30、 106十一.t键的选择与校核低速轴上键：低速轴伸出段轴端处轴径d=48mm 轴毂长110mm查表得b=14mm h=9mm L= 100mm采用A型普通平键 45钢 查表得o = 100'200MPa键的工作长度l=L-b=86mma=37.533MPa<100MPa键连接强度足够十二、减速器的设计1、窥视孔及窥视孔盖C' = 41916>C = 16000 b二 14mmh=9mmL= 100mm由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下2、通气器选用简单式通气器参照”机械设计 课程设计”表6-18 ?选用M12 X 1.25型通气器DD1SL1a1816.5141

31、910A43、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定尺寸如下:以下依次为低速轴，中间轴，高速轴的轴承端盖轴承外径螺栓直径d螺栓数目EI轴115mmM84II轴125mmM86m轴155mmM86dD0L1aDSDidiHM14 X1.5222212319.61716.151528、起吊装置便于减速器的搬运，选用吊环，尺寸如下RHd143214十三、润滑与密封由于该减速器是一般齿轮减速器，故采用油润滑。输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承 的磨损或腐蚀，要求设置密封装置，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖 上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯

32、形槽中以与轴密合接 触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油 封上，以调整毛毡密封效果，它的构造简单，所以用毡圈密封。十四、设计小结这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，培养解决工程实际问题的能力，稳固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面起到了重要的作用，而且设计必须抱有严谨的态度，这种态度必须从每一个小的细节做起，细节决定成败0金无足赤，人无完人，设计亦无完美。不断积累经历才会让设计人更强大。十五、参考资料”机械原理及机械设计”主编：诸文俊钟发祥西北大学”机械设计课程设计”主编：任金泉交通大学零件说明书1份。二

33、、传动方案的拟定传动方案如下列图1所示:XXX=XtUZj11三.电动机选择1.电动机的类型和构造形式的选择经综合分析，选用Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有 高效节能、噪声小、振动小、运行平安可靠的特点。Y系列电动机，额定电压为380V,额定频率为50HZ.O本设计中电动机采用封闭式构造。2. 电动机容量的选择工作机所需功率Fviwrw1900x 2.4510OOx 0.96=4.849kWpw=4.849kW传动装置总效率r( =ri 2 ri3 ri2 = 0.992 x0.993 x0.972 = 0.8948a 联轴器轴承齿轮所需电机输出P/7.0448kWD P 4.849

34、 亡P = 5.4191 kW。n 0.8948a滚筒转速60vn =nd_ 60x 2.45Ti x 0.36= 129.97 q 130 minn=130r/minY132M2-6P =5.5kW edn =960r/min960130=7.3846综合考虑,选 Y132M2-6, P =5.5kW n =960r/mincdm四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算1 .传动装置所要求的总传动比为:同时i =ii = 7.3846a 1%高速级传动比1 1.5ia.=3.0984考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取1.4高速级传动比i= J7.3846x1.3 = 3.0984i 二

35、2.3834低速级传动比i 7.3846-a- = 2.3834i 3.098412 .传动装置的运动和动力参数1各轴的转速:I轴:=960 r/minn = 960 r/minin TT= 309.837r/minrijjp 129.998r/minniiJU I 960 =309.837r/min i 3.9841in轴:nin栅雾等9.998E(2).各轴的输入功率kwI轴:P =Pn = 5.4191 x 0.99 = 5.365kWI d联轴器III轴:P = Pn n = 5.365 X 0.97 X 0.99 = 5.152kWii i齿轮i轴承iP = P nr| =5.152

36、x 0.97 x 0.99 = 4.947kWin ii齿轮【i轴承ii滚筒:P = P r| qiv in轴承in联轴器i【=4.947 x 0.99 x 0.99 = 4.849kW3各轴输入扭矩的计算N mJ电动机轴的输出转矩T °为:P5.419T = 9550 xd- = 9550 x= 53.908N - m。 n960m故，I轴：T =Tn = 53.908x0.99 = 53.369N m10 1II轴：P = 5.365kWiPn=5.152kWPm= 4.947kWP = 4.849kWIVT = 53.908N m0T =Tr| r| in 【齿轮i轴承11=5

37、3.369 x 0.97 x 0.99 x 3.9378 = 158.609N , mHI轴：T =T n n iin n 齿轮【I轴承ii=158.609 x 0.97 x 0.99 x 2.3834 = 363.021 N m 滚筒：T=T r| nin轴承in 联轴器ii=363.021 x 0.99 x 0.99N - m = 348.609N m轴号功率P/KW转矩T/(N.m)转速n(r / min)传动比i效率叮电动机5.41953.90896010.99I轴5.36553.3699603.09840.96II轴5.152158.609309.3872.38340.96ni轴4.

38、947363.021129.99810.96卷筒轴4.751348.609129.998将各轴的运动和动力参数列于表lo表1各轴的运动和动力参数五.联轴器的选择最小轴径,p c 365I 轴：d nCt = 113xJ x1.03 = 21.568mmi n V 1440fp '、4 947ii 轴：d > C = 113xoi _ii V n V 365.68641 2x1.07 = 32.239mmpm轴:d r >CJ3- = 113x/'34 751$ 顽/7 = 42751 mm电动机轴径d=38mmI轴：主动J型轴孔J d=38mmc型键槽L =82mm

39、T158.609N.mT旷 63.021 N mT = 348.609N ，md > 21,568mmid > 32.239mmd > 42.751 mmIV从动J型轴孔c型键槽J 1d=32mm L =82mmJ C38x 82TL6 型联轴器GB/T 4323-84J C32 x 821六.轴的设计计算1.高速级齿轮传动设计1) .齿轮材料，热处理考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS ,取小齿轮齿数Z 二27高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-21OHBS ,大齿轮齿数 z = i x z = 3.0984 x 27 = 83.656 取 z 85.212Z 85i = u =矛=3.148 误差小于5%12) .初步设计齿轮传动的主要尺寸(1) .确定许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力大齿轮。十=220MPaFlim小齿轮。.=250MPaFlim .寿命次数应力循环次数N =60j n t = 60x1x960x(8x250x8) =9.216x108F1F 1N