强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限。

由机械设计图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳需用应力。

取弯曲疲劳安全系数，由式得计算齿轮的并加以比较。

南湖学院课程设计第页共页齿轮的数值大。

齿轮的数值大。

设计计算取应力校正系数。

由机械设计表查得，，，。

由机械设计图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强齿数。

查取齿形系数由机械设计表查得，，，。

查载荷系数。

根据纵向重合度，，从机械设计图得螺旋角影响系数，。

南湖学院课程设计第页共页计算当量计算模数。

按齿根弯曲强度设计由机械设计式确定计算参数计算。

故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式得系数，根据，，级精度，由机械设计图查得动载荷系数，由机械设计表查得，由图查得，由表查得，计算纵向重合度。

南湖学院课程设计第页共页计算载荷系数已知使用计算圆周速度。

计算尺宽模数及齿高。

直径，由计算公式得页共页所以齿轮和齿轮的接触应力为齿轮和齿轮的接触应力为计算试计算小齿轮分度圆失效概率为，安全系数，由机械设计式得南湖学院课程设计第力循环次数由机械设计图取接触疲劳寿命系数，，，。

计算接触疲劳需用应力。

取图按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的接触疲劳强度极限。

计算应宽系数。

由机械设计表查的材料的弹性影响系数由机械设计图查得，，，所以高速传动齿轮低速传动齿轮由机械设计试算，即确定公式内的各计算数值。

南湖学院课程设计第页共页试选。

由机械设计图选取区域系数。

由机械设计表选取齿，大齿轮和大齿轮齿面硬度为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数。

选取螺旋角。

初选螺旋角。

按齿面接触强度设计按机械设计式级，材料及齿数由于传动方案已给出，选用斜齿圆柱齿轮传动。

起重机为般工作机，速度不高，故选用级精度。

材料选择。

由机械设计表可知，齿轮材料均有号钢调质。

小齿轮和小齿轮齿面硬度为级，材料及齿数由于传动方案已给出，选用斜齿圆柱齿轮传动。

起重机为般工作机，速度不高，故选用级精度。

材料选择。

由机械设计表可知，齿轮材料均有号钢调质。

小齿轮和小齿轮齿面硬度为，大齿轮和大齿轮齿面硬度为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数。

选取螺旋角。

初选螺旋角。

按齿面接触强度设计按机械设计式试算，即确定公式内的各计算数值。

南湖学院课程设计第页共页试选。

由机械设计图选取区域系数。

由机械设计表选取齿宽系数。

由机械设计表查的材料的弹性影响系数由机械设计图查得，，，所以高速传动齿轮低速传动齿轮由机械设计图按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的接触疲劳强度极限。

计算应力循环次数由机械设计图取接触疲劳寿命系数，，，。

计算接触疲劳需用应力。

取失效概率为，安全系数，由机械设计式得南湖学院课程设计第页共页所以齿轮和齿轮的接触应力为齿轮和齿轮的接触应力为计算试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度。

计算尺宽模数及齿高。

计算纵向重合度。

南湖学院课程设计第页共页计算载荷系数已知使用系数，根据，，级精度，由机械设计图查得动载荷系数，由机械设计表查得，由图查得，由表查得，。

故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式得计算模数。

按齿根弯曲强度设计由机械设计式确定计算参数计算载荷系数。

根据纵向重合度，，从机械设计图得螺旋角影响系数，。

南湖学院课程设计第页共页计算当量齿数。

查取齿形系数由机械设计表查得，，，。

查取应力校正系数。

由机械设计表查得，，，。

由机械设计图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限。

由机械设计图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳需用应力。

取弯曲疲劳安全系数，由式得计算齿轮的并加以比较。

南湖学院课程设计第页共页齿轮的数值大。

齿轮的数值大。

设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，，已知可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径择求比值根据机械设计表，圆锥滚子轴承的最大，故此时南湖学院课程设计第页共页初步计算当量动载荷，按照机械设计表，，取。

按照机械设计表值需在已知型号和基本额定静载荷后才能求出。

现暂选近似中间值，取，则求轴承应有的基本额定动载荷寿命按算按照轴承样本选择轴承此轴承的基本额定静载荷。

验算如下求相对轴向载荷对应的值与值。

相对轴向载荷为，在表中介于之间，对应的值为，值为求当量动载荷。

验算轴承的寿命。

所以轴承的选取合理中间轴Ⅱ配合轴承的选择求比值根据机械设计表，圆锥滚子轴承的最大，故此时初步计算当量动载荷，南湖学院课程设计第页共页按照机械设计表，，取。

按照机械设计表值需在已知型号和基本额定静载荷后才能求出。

现暂选近似中间值，取，则求轴承应有的基本额定动载荷寿命按算按照轴承样本选择轴承此轴承的基本额定静载荷。

验算如下求相对轴向载荷对应的值与值。

相对轴向载荷为，在表中介于之间，对应的值为，值为求当量动载荷。

验算轴承的寿命。

所以轴承的选取合理低速轴Ⅲ配合轴承的选择求比值根据机械设计表，圆锥滚子轴承的最大，故此时初步计算当量动载荷，按照机械设计表，，取。

按照机械设计表值需在已知型号和基本额定静载荷后才能求出。

现暂选近似中间值，取，则求轴承应有的基本额定动载荷寿命按算南湖学院课程设计第页共页按照轴承样本选择轴承此轴承的基本额定静载荷。

验算如下求相对轴向载荷对应的值与值。

相对轴向载荷为，在表中介于之间，对应的值为，值为求当量动载荷。