齿轮设计-第六组

1、第六组 齿轮设计2015-11-3 SKY123.ORG设计者：第六组指导老师：陈光群齿轮设计齿轮设计组别：第六组 成员：方智勇、王星、沈佳俊、杨鹏龙、柯晓鹏、滕欢；一、设计要求题号输入功率（KW）n1(rmp)n2(rmp)载荷特性日工作小时（h）生产批量工作环境3-63.2020045平稳12成批闭式二、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、齿轮类型选择根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20o。2、精度等级选择根据P205表10-6，选用6级精度。3、材料选择由P191表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240

2、HBS。4、试计算小齿轮和小齿轮齿数（1）、计算传动比uu=n1n2=20045=4.444（2）、试取小齿轮齿数z1z1=23（3）、试计算大齿轮数z2z2=u*z1=23*4.444=102.12 齿数为整数，试取z2=103，103与23互为质数，成立三、按齿面接触疲劳强度设计1、根据P203式10-11试计算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1d×u+1u×(ZHZEZH)2（1）、确定公式中的各参数值（1）、试选取接触疲劳强度载荷系数KHt接触疲劳强度载荷系数KHt取值范围为1.21.8，试取KHt =1.5（2）、计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×

3、;106×Pn1=9.55×106×3.2200Nmm=1.528×105Nmm（3）、选取圆柱齿轮的齿宽系数d根据P206表10-7两支承相对于小齿轮作不对称布置，d取值范围0.71.15。试取d=1 允许（4）、确定区域系数ZH根据P203图10-20 n=20o时的节点区域系数ZH由于齿轮为标准直齿圆柱齿轮所以 ZH=2.5（5）、确定材料的弹性影响系数ZE根据P202表10-5确定ZE=189.8MPa1/2（6）、计算直齿圆柱齿轮的重合度根据=（z1×（tan1-tan'）+ z2×（tan2-tan'） ）

4、21=arccosz1cosz1+2ha*=arccos23×cos20o23+2×1=30.172°2=arccosz2cosz2+2ha*=arccos103×cos20o103+2×1=22.810°=z1×tan1-tan'+ z2×tan2-tan'2 =23×tan30.172o-tan20o+103×tan22.810o-tan20o2=1.724（7）、计算接触疲劳强度用重合度系数Z根据P202式10-9 Z=4-3=4-1.7243=0.871（8）、查询小齿轮

5、和大齿轮的接触疲劳极限根据P211图10-25d查得小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa。大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=550MPa。（9）、计算小齿轮和大齿轮的应力循环次数根据P209式10-15计算应力循环次数试取工作年限为10年N1=60×n1×j×Lh=60×200×1×12×300×10=4.32×108N2=N1u=4.32×108×23103=9.647×107（10）、选取接触疲劳寿命系数KHN根据P208图10-23查得接触疲劳寿命系数KHN小

6、齿轮接触疲劳寿命系数KHN1=0.94大齿轮接触疲劳寿命系数KHN2=0.97（11）、计算接触疲劳许用应力H试取失效概率为1%、安全系数S=1。根据P207式10-14得H1=KHN1×Hlim1S=0.94×6001MPa=564 MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.97×5501MPa=533.5 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力。即H=H2<H1，H=H2=533.5MPa（2）、试算小齿轮分度圆直径d1td1t32KHtT1d×u+1u×ZHZEZH2=32×1.5×1

7、.528×1051×4.444+14.444×2.5×189.8×0.871533.52=69.589mm2、调整小齿轮分度圆直径（1）、计算实际载荷系数前的数据准备（1）、圆周速度vv=d1tn160×1000=×69.589×20060×1000ms=0.729ms（2）、齿宽bb=dd1t=1×69.589=69.589mm（2）、计算实际载荷系数KH（1）、确定使用系数KA根据P192表10-2查得使用系数KA=1（2）、确定动载系数Kv根据v=0.729ms、6级精度，由P194图10

8、-8 查得动载系数Kv=1.02（3）、计算齿轮的圆周力Ft1Ft1=2T1d1t=2×1.528×10569.589N=4.392×103N（4）、确定齿间载荷分配系数KHaKAFt1b=1×4.392×10369.589Nmm=63.114Nmm<100Nmm根据P195表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.2（5）、计算齿向载荷分布系数KH根据P196表10-4用插值法查得6级精度，小齿轮相对支承非对称布置时。设：x为小齿轮为6级精度，相对支承非对称布置时的齿向载荷分布系数KH。用插值法：1.404-xx-1.410=40-69.

9、58969.589-80 得 x=1.4084齿向载荷分布系数KH=1.4084（6）、求得实际载荷系数KH由此，得到实际载荷系数KH=KAKvKHaKH=1×1.02×1.2×1.4084=1.724（3）、计算得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1，和相应的齿轮模数m（1）、计算得按实际载荷系数算得的分度圆直径根据P204式10-12，d1=d1t3KHKHt=69.589×31.7241.5=72.894mm（2）、按实际载荷系数算得的相应的齿轮模数mm=d1z1=72.89423=3.169mm四、按齿根弯曲疲劳强度设计1、根据P200式10-7试

10、算模数，即mt32KFtT1Ydz12（YFaYsaF）(1)、确定公式中的各参数值（1）、试选弯曲疲劳强度计算的载荷系数KFt弯曲疲劳强度计算得载荷系数KFt取值范围为1.21.8，试取KFt =1.5（2）、计算弯曲疲劳强度的重合度系数根据P200式10-5 Y=0.25+0.75a=0.25+0.751.724=0.685（3）、计算 YFaYsaF确定小齿轮齿形系数 YFa1根据P200图10-17查得小齿轮齿形系数 YFa1=2.72确定大齿轮齿形系数 YFa2根据P200图10-17查得大齿轮齿形系数 YFa2=2.18确定小齿轮应力修正系数 Ysa1根据P201图10-18查得小

11、齿轮应力修正系数 Ysa1=1.58确定大齿轮应力修正系数 Ysa2根据P201图10-18查得大齿轮应力修正系数 Ysa2=1.81确定小齿轮的齿根弯曲疲劳极限 Flim1根据P209图10-24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限 Flim1=500MPa确定大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 Flim2根据P209图10-24c查得大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 Flim2=400MPa确定小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 KFN1根据P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9确定大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 KFN2根据P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN2=0.93确定YFaYsaF根据P

12、207 可知S的范围为1.251.5 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 允许根据P207式10-14F1=KFN1×Flim1S=0.9×5001.4MPa=321.428MPaF2=KFN2×Flim2S=0.93×4001.4MPa=265.715MPaYFa1Ysa1F1=2.72×1.58321.428=0.01337YFa2Ysa2F2=2.18×1.81265.715=0.01485因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取 YFa1Ysa1F1=YFa2Ysa2F2=0.01485（2）、试算模数mtmt32KFtT1Yd

13、z12YFaYsaF=32×1.5×1.528×105×0.6851×232×0.01485mm=2.06572、调整齿轮模数（1）、计算实际载荷系数前的数据准备（1）、计算圆周速度vd1=mtz1=2.0657×23=47.5111mmv=d1n160×1000=×47.5111×20060×1000ms=0.4975ms（2）、计算齿宽bb=dd1=1×47.5111mm=47.5111mm（3）、计算宽高比bhh=2ha*+c*mt=2×1+0.25×

14、;2.0657mm=4.647825mmbh=47.51114.647825=10.222（2）、计算实际载荷系数KF（1）、确定动载系数Kv根据v=0.4975ms，6级精度，由P194图10-8查得动载系数Kv=1.01（2）、计算齿间载荷分配系数KFa由Ft1=2T1d1=2×1.528×10547.5111N=6.432×103NKAFt1b=1×6.432×10347.5111Nmm=135.379Nmm>100Nmm根据P195表10-3查得齿间载荷分配系数KFa=1.0（3）、用插值法计算KH根据P196表10-4用插值法得

15、KH设：x为小齿轮d1=47.5111mm，精度等级61.404-xx-1.410=40-47.511147.5111-80 x=1.405 即 KH=1.405 （4）、求得实际载荷系数KFKF=KAKvKFaKF=1×1.01×1.0×1.405=1.419（3）、按实际载荷系数算得的齿轮模数m根据P204式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.0657×31.4191.5mm=2.028mm根据国家标准的（GB1357-78）模数标准系列（优先选用）1、1.25、1.5、2、2.5、3、4、5、6、8、10、12、1

16、4、16、20、25、32、40、50 模数标准系列。选取标准值m=2.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.894mm，算得小齿轮齿数z1z1=d1m=72.8942.5=29.158取z1=30，则大齿轮齿数z2=uz1=4.444×30=133.32，取z2=133， z1与z2互为质数。五、几何尺寸计算1、计算分度圆直径d1=z1m=30×2.5mm=75mmd2=z2m=133×2.5mm=332.5mm2、计算中心距a=d1+d22=75+332.52=203.75mm3、计算齿轮宽带b=dd1=1×75mm=75mm考虑到不可避免

17、的安装误差，以及为了保证设计齿宽b下节省材料，一般将小齿轮略加宽（510）mm，即b1=b+510mm=75+510mm=8085mm。取b1=80mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=75mm。4、计算P221图10-37如图所示的D0、D1、D2、D3、D4、da、C根据P231图10-37，使用模型法，量的轴孔直径D4=8mm。D4D42=Dada2=8D42=3680 D41=17.78mmD4D41=Dada1=8D1=36337.5 D42=75mmD02=337.5-1014mn=337.5-12×2.5=307.5mmD12=D0+D32=307.5+1202=213.75mmD22=0.250.35D0-D3=0.3×307.5-120=56.25mmD32=1.6D4=1.6×75=120mmC2=0.20.3B=0.25×75=18.75mm5、计算普通平键的长L、宽b、高h根据P106表6-1 已知d1=75mm、d2=332.5mm 小齿轮：键宽b1×键高h1=6×6 键长L1=70mm大齿轮：键宽b2×键高h2=20×12 键长L2=70mm六、主要设计结论齿数：