咧嘴笑的猫咪
仅供参考 一、传动方案拟定 第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。 （2） 原始数据：滚筒圆周力F=7KN；带速V=4m/s； 滚筒直径D=220mm。 运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。 2、确定电动机的功率： （1）传动装置的总效率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =96×992×97×99×95 =86 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总 =1700×4/1000×86 =76KW 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×4/π×220 =5r/min 根据【2】表2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×5=729~2430r/min 符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表1查出有三种适用的电动机型号、如下表 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 9 3 63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 68 3 89 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/5=68 2、分配各级传动比 （1） 取i带=3 （2） ∵i总=i齿×i 带π ∴i齿=i总/i带=68/3=89 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=nm/i带=1420/3=33(r/min) nII=nI/i齿=33/89=67(r/min) 滚筒nw=nII=33/89=67(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd×η带=76×96=64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=64×99×97=53KW 3、 计算各轴转矩 Td=55Pd/nm=9550×76/1420=56N?m TI=55p2入/n1 =64/33=26N?m TII =55p2入/n2=53/67=58N?m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本[1]P189表10-8得：kA=2 P=76KW PC=KAP=2×76=3KW 据PC=3KW和n1=33r/min 由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-02)=30 mm 由课本[1]P190表10-9，取dd2=280 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000 =06m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+14(95+280)+(280-95)2/4×450 =8mm 根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-8)/2 =497mm (4) 验算小带轮包角 α1=1800-30 ×(dd2-dd1)/a =1800-30×(280-95)/497 =670>1200（适用） （5） 确定带的根数 单根V带传递的额定功率据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=4KW i≠1时单根V带的额定功率增量据带型及i查[1]表10-2得 △P1=17KW 查[1]表10-3，得Kα=94；查[1]表10-4得 KL=99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =3/[(4+17) ×94×99] =26 (取3根) (6) 计算轴上压力 由课本[1]表10-5查得q=1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV[（5/Kα）-1]+qV2=3/[06(5/94-1)]+062 =3kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×3sin(67o/2) =9N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=89 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=8取z2=78 由课本表6-12取φd=1 (3)转矩T1 T1=55×106×P1/n1=55×106×61/33=52660N?mm (4)载荷系数k : 取k=2 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得： σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa 接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算 N1=60×33×10×300×18=36x109 N2=N/i=36x109 /89=4×108 查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=05 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=05/1=525Mpa 故得： d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =04mm 模数：m=d1/Z1=04/20=45mm 取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=5×20mm=50mm d2=mZ2=5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1×50mm=55mm 取b2=55mm b1=60mm (7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=35，YFS2=95 (8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116： [σbb]= σbblim YN/SFmin 由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 [σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算 σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=61Mpa< [σbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=5mm (10)计算齿轮的圆周速度V 计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=14×33×50/60×1000=23m/s 因为V＜6m/s，故取8级精度合适． 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： σb=650Mpa，σs=360Mpa，查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查[2]表13-5可得，45钢取C=118 则d≥118×(53/67)1/3mm=44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=55×106P/n=55×106×53/67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查[2]表4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径 将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图）， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5 满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定右端轴承型号与左端轴承相同，取d6= (4)选择轴承型号由[1]P270初选深沟球轴承，代号为6209，查手册可得:轴承宽度B=19，安装尺寸D=52，故轴环直径d5= (5）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm II段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm， 宽度为考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故II段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5= 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm (6)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=195mm ②求转矩：已知T2=58N?m ③求圆周力：Ft 根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=2×58/195=03N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft?tanα=03×tan200=741N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=74/2=37N FAZ=FBZ=Ft/2=03/2=01N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=37×96÷2=76N?m 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=01×96÷2=48N?m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=（762+482)1/2=63N?m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=55×（P2/n2）×106=58N?m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=2，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[632+(2×58)2]1/2=13N?m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=13/1d33=13x1000/1×453 =14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： σb=650Mpa，σs=360Mpa，查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查[2]表13-5可得，45钢取C=118 则d≥118×(64/33)1/3mm=92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=55×106P/n=55×106×64/33=53265 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度 初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm， 宽度为。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (2)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=50mm ②求转矩：已知T=26N?m ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×26/50=13N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft?tanα=13×36379=76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=76/2=38N FAZ=FBZ=Ft/2=13/2=065N (2) 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=38×100/2=19N?m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=065×100/2=5N?m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52）1/2 =83N?m (5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=4 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[832+(4×26)2]1/2 =74N?m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（1d3）=74x1000/(1×303) =12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 （7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209， 查[1]表14-19可知:d=55mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，基本额定动载荷C=5KN， 基本静载荷CO=5KN， 查[2]表1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=67(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=63FR 则FS1=FS2=63FR1=63x1083=682N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N (3)求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N =63 FA2/FR2=682N/1038N =63 根据课本P265表（14-14）得e=68 FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 二主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查[1]表14-19可知:d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm， 基本额定动载荷C=5KN，基本静载荷CO=5KN， 查[2]表1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=63FR 则FS1=FS2=63FR1=63x1129=8N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=8N FA2=FS2=8N (3)求系数x、y FA1/FR1=8N/8N =63 FA2/FR2=8N/8N =63 根据课本P265表（14-14）得e=68 FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6 高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 2．键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79 b×h=14×9，L=45，则Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=2N 挤压强度： =93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够 剪切强度： =60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够 键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。 八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~ 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×5 油面指示器 选用游标尺M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M18×5 根据《机械设计基础课程设计》表3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30，材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12，材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20，材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱体的主要尺寸： ： (1)箱座壁厚z=025a+1=025×5+1= 0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=02a+1=02×5+1= 45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=5z1=5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=5z=5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=5z=5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =036a+12= 036×5+12=41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 75df =75×18= 5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(5-6)df =55× 18=9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(4-5)df=4×18=2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(3-4)df=3×18=4 (取6) (13)定位销直径d=(7-8)d2=8×10=8 (14)d2至外箱壁距离C1 (15) Dd2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10） (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm，m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径 (22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D 九、润滑与密封 齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十、设计小结 课程设计体会 课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！ 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。 十一、参考资料目录 [1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版； [2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版 
齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。 齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。 在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。 齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。 [编辑本段]类型 （1）根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型： <1>圆柱齿轮传动； <2>锥齿轮传动； <3>交错轴斜齿轮传动。 （2）根据齿轮的工作条件，可分为： <1>开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。 <2>半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭。 <3>闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确， 齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。 [编辑本段]设计准则 针对齿轮五种失效形式，应分别确立相应的设计准则。但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发动机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB6413－1986）。至于抵抗其它失效能力，目前虽然一般不进行计算，但应采取的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。 1、闭式齿轮传动 由实践得知，在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮（如用20、20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。如果两齿轮均为硬齿面且齿面硬度一样高时，则视具体情况而定。 功率较大的传动，例如输入功率超过75kW的闭式齿轮传动，发热量大，易于导致润滑不良及轮齿胶合损伤等，为了控制温升，还应作散热能力计算。 2、开式齿轮传动 开式（半开式）齿轮传动，按理应根据保证齿面抗磨损及齿根抗折断能力两准则进行计算，但如前所述，对齿面抗磨损能力的计算方法迄今尚不够完善，故对开式（半开式）齿轮传动，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。为了延长开式（半开式）齿轮传动的寿命，可视具体需要而将所求得的模数适当增大。 前已述之，对于齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位的尺寸，通常仅作结构设计，不进行强度计算。 [编辑本段]齿轮传动类型 圆柱齿轮传动 用于平行轴间的传动，一般传动比单级可到8，最大20，两级可到45，最大60，三级可到200，最大300。传递功率可到10万千瓦，转速可到10万转／分，圆周速度可到300米/秒。单级效率为96～99。直齿轮传动适用于中、低速传动。斜齿轮传动运转平稳，适用于中、高速传动。人字齿轮传动适用于传递大功率和大转矩的传动。圆柱齿轮传动的啮合形式有3种:外啮合齿轮传动，由两个外齿轮相啮合，两轮的转向相反；内啮合齿轮传动，由一个内齿轮和一个小的外齿轮相啮合，两轮的转向相同；齿轮齿条传动，可将齿轮的转动变为齿条的直线移动，或者相反。 锥齿轮传动 用于相交轴间的传动。单级传动比可到6，最大到8，传动效率一般为94～98。直齿锥齿轮传动传递功率可到370千瓦，圆周速度5米／秒。斜齿锥齿轮传动运转平稳，齿轮承载能力较高，但制造较难，应用较少。曲线齿锥齿轮传动运转平稳，传递功率可到3700千瓦，圆周速度可到40米／秒以上。 双曲面齿轮传动 用于交错轴间的传动。单级传动比可到10，最大到100，传递功率可到750千瓦，传动效率一般为9～98，圆周速度可到30米／秒。由于有轴线偏置距，可以避免小齿轮悬臂安装。广泛应用于汽车和拖拉机的传动中。 螺旋齿轮传动 用于交错间的传动，传动比可到5，承载能力较低，磨损严重，应用很少。 蜗杆传动 交错轴传动的主要形式，轴线交错角一般为90°。蜗杆传动可获得很大的传动比，通常单级为8～80，用于传递运动时可达1500；传递功率可达4500千瓦;蜗杆的转速可到3万转／分；圆周速度可到70米／秒。蜗杆传动工作平稳，传动比准确，可以自锁，但自锁时传动效率低于5。蜗杆传动齿面间滑动较大，发热量较多，传动效率低，通常为45～97。 圆弧齿轮传动 用凸凹圆弧做齿廓的齿轮传动。空载时两齿廓是点接触，啮合过程中接触点沿轴线方向移动，靠纵向重合度大于1来获得连续传动。特点是接触强度和承载能力高，易于形成油膜，无根切现象，齿面磨损较均匀，跑合性能好；但对中心距、切齿深和螺旋角的误差敏感性很大，故对制造和安装精度要求高。 摆线齿轮传动 用摆线作齿廓的齿轮传动。这种传动齿面间接触应力较小，耐磨性好，无根切现象，但制造精度要求高，对中心距误差十分敏感。仅用于钟表及仪表中。 行星齿轮传动 具有动轴线的齿轮传动。行星齿轮传动类型很多，不同类型的性能相差很大，根据工作条件合理地选择类型是非常重要的。常用的是由太阳轮、行星轮、内齿轮和行星架组成的普通行星传动，少齿差行星齿轮传动，摆线针轮传动和谐波传动等。行星齿轮传动一般是由平行轴齿轮组合而成，具有尺寸小、重量轻的特点，输入轴和输出轴可在同一直线上。其应用愈来愈广泛。
