T1=9550000p/n1n・mmd1：小齿轮分度圆直径mmn1：小齿轮的转速（r・p・m）K—载荷系表达式11-11-4直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷：一、齿轮上的作用力：为了计算齿轮的强度，设计轴和选用轴承，有必要分析轮齿上的作用力。当不计齿面的摩擦力时，作用在主动轮齿上的总压力将垂直于齿面，（因为齿轮传动一般都加以润滑，齿轮在齿啮合时，摩擦系数很小，齿面所受的摩擦力相对载荷很小，所以不必考虑）,即为P175图1l-5b所示的Fn（沿其啮合线方向），Fn可分解为两个分力：圆周力：Ft二2T1/d1径向力：Fr二FttgaN而法向力：Fn二Ft/cosaNT1：小齿轮上的扭矩P：传递的功率（KW）a：压力角动轮运动方向一致。各力的方向Fr：分别由作用点指向各轮轮心。Fn：通过节点与基圆相切（由法切互为性质）。根据作用力与反作用力的关系，主从动轮上各对的应力应大小相等，方向相反。二、计算载荷：Fn是根据名义功率求得的法向力，称为名义载荷，理论上Fn沿齿宽均匀分布，但由于轴和轴承的变形，传动装置的制造安装误差等原因，载荷沿齿宽的分布并不均匀，即出现载荷集中现象（如P176图11-6所示，齿轮相对轴承不对称布置，由于轴的弯曲变形，齿轮将相互倾斜，这时，轮齿左端载荷增大，轴和轴承刚度越小，b越宽，载荷集中越严重。此外，由于各种原动机和工作机的特性不同，齿轮制造误差以及轮齿变形等原因，还会引起附加动载荷。精度越低，圆周速度V越大，附加载荷越大。因此在计算强度时，通常以计算载荷K・Fn代替名义载荷Fn，以考虑上两因素的影响。11-5直齿圆柱齿轮的齿面接触强度计算：一、设计准则：齿轮强度计算是根据齿轮失效形式来决定的，在闭式传动中，轮齿的失效形式主要是齿面点蚀，开式传动中，是齿轮折断，在高速变截的齿轮传动中，还会出现胶合破坏，因胶合破坏的计算方法有待进一步验证和完善。故一般对：闭式传动HB<350的软齿面，易点蚀，按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。HB>350的硬齿面，易折断，按齿根弯曲强度设计，按齿面接触强度校核。开式传动——易磨损，折断，按齿根弯曲强度计算。基本式oH<[oH]。二、接触应力oH：（不等式左端）。1、闭式传动的主要失效形式是齿面疲劳点蚀，因此需要进行齿面接触疲劳强度计算，齿面疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，而齿面的最大接触应力可近似地用公式（式9-9）计算。2、应用于齿轮的接触强度计算：图11-7(根据硬度,材质,热处理方式确表11-5P179大小齿轮的接触应力是否一样？为什么？)(大小齿轮的许用接触应力是否相同？(1)根据失效形式进行反失效的设计。实践表明，在节线偏下(齿根部分节线处)，首先发生点蚀。所以，我们以节点的接触应力为计算依据。(2)P1,P2(节点处的齿廓曲率半径)P1二NlC=(dl/2)sinaP2二N2C=(d2/2)sina由图15-1导出(P175)所以Fn=Ft/cosa=2Tl/dlcosa(11-3)(因为在节点处仅有一对齿啮合,即载荷由一对齿承担)。取传动比i=Z2/Z1>1,式中Z2为大轮齿数，Z1为小轮齿数，贝V：d1=2a/(?±1)故：1/P1+1/P2=(P2土P1)/P1P2二[sina/2*(d2±d1)]/(d1d2sin2a/4)=2(d2±d1)/d1d2sina=2d1(d2/d1±1)/d1d2sina=2(?±1)/?d1sina=(?±1)/?*(2/d1sina)=(?±1)2/?asina(11-2)将11-2，11-3代入式9-9赫兹公式，并引入载荷系数，得到一对钢制标准齿轮传动的齿面接触强度验算式和设计式，见P165式11-4和式11-5(3)许用接触应力[。田[oH]=oHlim/SHN/mm2oHlim:试验齿轮的接触疲劳极限用各种材料的齿轮试验测得定oHlim)SH：齿面接触疲劳安全系数讨论1、oH1=oH2?2、[oH1]=[oH2]？么？)因为材料不同，表面硬度不同，循环次数N也不同所以[oH1]H[oH2]设计公式中：T1：扭矩Nmmb：齿宽mma：中心矩oH:接触应力N/mm2,[oH]：许用接触应力N/mm2：传动比，单级圆柱齿轮?=1~8由设计和校核公式可看出：当一对齿轮的材料，传动比及齿宽系数一定时，由齿面接触强度决定的承载能力，仅与中心距或齿轮直径有关，至于模数的大小由弯曲强度确定齿宽系数©af,al,bl；但若结构的刚性不够，安装不准确，则齿宽b过大易发生载荷集中现象，使轮齿折断。对于轻型减速机，取da=0.2~0.4对于中型减速机，取©a=0.4~0.6对于重型减速机，取da=0.8特殊情况下，取©a=1~1....
