JH2-5回柱绞车设计
4、验算重合度
= [Z （tg -tg ）+ Z (tg -tg )]
= [17×(0.7241-0.4282)+28×(0.56347-0.4282)]
=1.404＞[ ]=1.4 满足要求
现将所得第一级齿轮传动的主要几何尺寸列表如下：
表2-1 第一级齿轮传动的主要几何尺寸
Table2-1 The first degree to move of main several size
齿数 分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 模数 压力角 啮合角 变为位系数
z 17 102 91.8 118.344 6 20° 23.1° 0.4
z 28 168 154.656 181.2 6 20° 23.1° 0.138
原中心距a=135mm，变位后中心距a′=138mm。
2、确定大齿轮的变位系数
因为实际世纪中心距a′=300mm，与标准中心距a=300相等。为减小齿轮机构尺寸，相对提高两轮承载能力，改善磨损情况，可将大齿轮、中间齿轮这对啮合齿轮先试设计为高度变位齿轮传动，即 =0 ， =- ≠0 。显然中间齿轮应取正变位，大齿轮应取负变位。这样中间齿轮齿根变厚，大齿轮根变薄，只要适当选择变位系数，能使大小两轮的抗弯强度大致相等，相对地提高了齿轮传动的承载能力。这种传动特点为： ′= ，a′=a，y=0,△y=0，即分度圆与节圆重合。
由前知 =0.138，故 =- =-0.138
但是，作高度变位传动时，由于 ′= ，故节点啮合时的啮廓综合曲率半径 = 与标准传动时一样。所以其齿面接触强度并没有提高，而与标准齿轮传动相同，为了解决这一问题，取 =-0.132。这时，
实际啮合角 ′：由inv ′= +inv [A]P 表2-2-9
即inv ′= +0.014904
=0.014949
得 ′=20°1′≈20°
分度圆分离系数y: y= × ≈0.0053 [A]P 表2-2-9
齿顶高变动系数 ： =（ + ）-y [A]P 表2-2-9
=（0.138-0.134）-0.0053=0.0013
实际中心距a′: a′= m( + )+ym [E]
= ×6(72+28)+0.053×6=300.0318≈300mm
由以上计算可知，改变 为-0.132后，中间齿轮正变位，大齿轮负变位，但∣ ∣＞∣ ∣。因此，小齿轮厚相对增加，齿轮啮合处的齿廓综合曲率半径增大，使得齿轮的抗弯强度、接触强度都提高了。同时其实际啮合角、中心距、分度圆分离系数与标准相差甚微，可以忽略。
其主要尺寸的计算同上，这里省略，只将其结果列表如下：
齿数 分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 模数 压力角 啮合角 变位系数
z 72 432 415.4 442.42 6 20° 130° -0.132
3.3接触强度和弯曲强度的验算
3.3.1验算接触强度
计算项目 计算根据 计算结果
（1） 齿数和精度等级
齿间载荷分配系数K
z =17，z =28,z ,估计圆周速度v=0.2m/s,
=[1.88-3.2（ + ）]cos =[1.88-3.2 （ + ）]
=[1.88-（ + ）]
考虑到采用变位齿轮，重合度略有下降
齿向载荷分配系数K 载荷系数K）转矩T
（4）弹性系数Z （5）节点区域系数Z （6）重合度系数Z
（7）许用接触应力[ ] 接触疲劳极限
接触安全系数S
取齿宽系数 =0.78， =0.51
K =K .K .K .K =1×1×1.1×1.21
K =K .K .K .K =1×1.02×1.15×1.13
由前计算总工作时间t 力循环次接触寿命系数Z
许用接触应力[ ] （8）齿宽b
设计每日工作8个小时，一年300天，使用寿命8年，使用期限内工作时间占20%
t =8×300×8×0.2
小齿轮为主动轮，每转一周，小齿轮同侧啮合一次；中间轮同一侧齿面也啮合一次。因此，接触应力按脉动循环变化
N =60rn t =60×1×39.46×3840
N =N /i =9.09×10 /1.65
N =N /i =5.51×10 /2.57
由图12-19
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