安全系数S14，可得
σF1

K
1
×S
σF1

085×50014

30357Mpa
σF2

K
2
×S
σF2

088×38014

23886Mpa
2计算载荷系数
KKaKvKfαKfβ1×125×1×133166
3）查取应力校正系数可得，Ysa1155；Ysa2177Yfa1280；Yfa2222。
4）计算大、小齿轮的YfaYsa并加以比较
σp
Yfa1Ysa1280×155σp1303570014
fYfa2Ysa2222×177σp2238860016
（2）设计计算
m
≥
3√2
×
16625×19721×400
×
104

0016

139
对结果进行处理，取
m2，Z1

d1m

41712

21。
大齿轮齿数Z2i×Z1353×217413取Z275。
5几何尺寸计算
1）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1z1×m21×242mm
d2z2×m75×2150mm
2）计算中心距
ad1d24215096mm
2
2
3）计算齿轮宽度
b147mm
b242mm
备注齿宽一般是小齿轮的齿宽一般比大齿轮的齿宽多510mm，由此可得
设计参数如表52所示。
表52齿轮参数表
大齿轮小齿轮
模数22
分度圆直径（mm）齿宽（mm）
42
47
150
42
齿数2175
二齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以都选用实心结构的齿轮。
f6低速齿轮的计算
对于低速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表53所示
表53低速齿轮参数表
输入功率（kw）小齿轮转速（rmi
）
282
40227
齿数比252
小齿轮转矩（Nm）66947
载荷系数13
7选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝20×252504，取51；
8按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即
dt≥232×3√KtTu1Ze2
Uduσp
1确定公式内的各计算数值
（54）
f1试选Kt＝13
2由表10－7选取尺宽系数υd＝1
3由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝1898Mpa
4由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
5由式10－13计算应力循环次数N1＝60
1jLh＝60×40227×1×（3×8×365×10）＝2114×109N2＝N1252＝839×108此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。L
为齿轮的工作寿命，单位小时
6由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝090；KHN2＝095
7计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，得σH1＝090×600MPa＝540MpaσH2＝095×550MPa＝5225Mpa
2计算
1试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t232×3√KtTu1Ze2
r