课程设计齿轮传动设计

1、3.2高速级齿轮传动的设计3.2.1传动齿轮的设计要求1) 齿轮材料：软齿面齿轮传动小齿轮：45号钢，调质处理，齿面硬度为240HBS；大齿轮：45号钢，正火处理，齿面硬度为200HBS。2) 轴向力指向轴的非伸出端；3) 每年300日，每班8小时，两班制4) 齿宽系数=0.81.0；5) 螺旋角=8°20°；6) 中心距取整，分度圆直径精确计算(保留小数点后两位)。3.2.2选择齿轮类型，精度等级及齿数1) 参考表10.6，取通用减速器精度等级为7级精度2) 取小齿轮齿数为z1=24，齿数比u=4.785，即大齿轮齿数z2=uz1=4.785*24=114.84,取z2=

2、115；3) 选择斜齿圆柱齿轮，取压力角=20°；4) 初选螺旋角=14°.3.2.3按齿面接触疲劳强度设计1. 计算小齿轮的分度圆直径，即d1T32KHtT1du+1uZHZEZZH21) 确定公式中的各参数值a) 试选载荷系数KHt=1.3b) 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55*106Pn1=9.55*106*4.496/1450(Nmm)=2.96*104Nmmc) 取齿宽系数d=1.0d) 由图10.20查得区域系数ZH=2.433；e) 由表10.5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12f) 计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctan(tann/t

3、an)=arctan(tan20°/tan14°)=20.562°at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos24*cos20.562°/(24+2*1*cos14°)=29.974°at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)= 22.963°=z1tanat1-tant'+z2(tanat2-tant'/2 =24*(tan29.974°-tan22.963°)+115*(tan22.963°-tan20.562°)/2

4、 =1.474=dz1tan/=1*24*tan14°/=1.905Z=4-31-+=4-1.4743*1-1.905+1.9051.474=0.728g) 螺旋角系数Z=cos14°=0.985h) 计算接触疲劳许用应力H由图10.25c,d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=500MPa，Hlim2=375MPa应力循环次数分别为N1=60n1jLh=60*1450*1*(2*8*300*8)=3.341*109N2=N1u=3.341*1094.785=6.98*108 由图10.23查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95 取失效概率

5、为1%，安全系数s=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力分别为H1=KHN1Hlim1s=450MPaH2=KHN2Hlim2s=356MPa 取较小值为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=H2=356MPa2) 试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=43.178mm2. 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷前的数据准备i. 计算圆周速度vv=d1tn160*1000=*43.178*145060*1000m/s=3.28m/sii. 齿宽b=dd1t=43.178mm2) 计算实际载荷系数KHi. 由表10.2查得使用系数KA=1.0ii. 根据v=3.28

6、m/s，7级精度，由图10.8查得动载系数Kv=1.10iii. 齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2*2.96*10443.178 N=1.371*103NKAFt1b=1.0*1.371*10343.178Nmm=31.752N/mm<100N/mm查表10.3得齿间载荷分配系数KH=1.4iv. 由表10.4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419则载荷系数为KH=KAKVKHKH=2.2253) 按实际载荷算得的分度圆直径为d1=d1t3KHKHt=51.65mm即相应的齿轮模数mn=d1cosz1=51.648*cos14°/24 mm=2.

7、088mm3.2.4按齿根弯曲疲劳强度设计1. 试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYCOS2dZ12YFaYsaF1) 确定公式中各参数值a) 试选载荷系数KFt=1.3b) 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=cos2b=1.554Y=0.25+0.75v=0.733c) 弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120°=1-1.905*14°120°=0.778d) 计算YFaYsaF小齿轮和大齿轮的当量齿数zv1=z1cos3=24cos31

8、4°=26.27zv2=z2cos3=115cos314°=125.890查图10.17得齿形系数YFa1=2.62, YFa2=2.17由图10.18查得应力修正系数Ysa1=1.6, Ysa2=1.80 由图10.24b,c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=380MPa，Flim2=320MPa 由图10.22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数s=1.4，即小齿轮及大齿轮的弯曲疲劳许用应力分别为 F1=KFN1Flim1s=0.85*3801.4MPa=230.71MPaF2=KFN2Flim2s=0.88*

9、3201.4MPa=201.14MPaYFa1Ysa1F1=2.62*1.6230.71=0.0182YFa2Ysa2F2=2.170.*1.80201.14=0.0194取较大值即YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.01942) 试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYsaF =1.258mm2. 调整齿轮模数1) 计算实际载荷前的数据准备i. 计算圆周速度vd1=mntz1cos=1.185*24cos14°mm=31.12mmv=d1n160*1000=*31.12*145060*1000(ms）=2.36msii. 齿宽b=dd1=1.0*31.12

10、mm=31.12mmiii. 计算齿高h及宽高比bhh=2han*+cn*mnt=2.831mbh=31.122.831=10.992) 计算实际载荷系数KFi. 根据v=2.36 m/s，7级精度，由图10.8查得动载系数Kv=1.05ii. 由Ft1=2T1d1=1.902*103NKAFt1b=61.12 Nm<100Nm查表10.3得齿间载荷系数KF=1.4iii. 由表10.4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.415结合bh=10.99，查图10.13得KF=1.34iv. 实际载荷系数KF=KAKvKFKF=1.973) 按实际载荷系数算得的齿轮模数

11、mn=mnt3KFKFt=1.445mm4) 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取整mn=2mm，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d1=51.65mm，计算小齿轮的齿数，即z1=d1cosmn=51.65*cos14°2=24.74取z1=25，则大齿轮齿数z2=uz2=4.785*25=111.88,，取z2=112，z1z2互为质数3.2.5几何尺寸计算1. 计算中心距a=z1+z2mn2cos=141.19mm，取整即a=142mm2. 按圆整后的中心距修正螺旋角=a

12、rccosz1+z2mn2a=15.250°3. 计算小齿轮和大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=26*2cos15.250°mm=51.825mmd2=z2mncos=232.18mm4. 计算齿轮宽度b=dd1=51.825mm取b2=52mm，b1=b+510，取b1=57mm3.2.6主要设计结论小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=112,模数m=2mm,压力角=20°,螺旋角=15.250°=15°150,变位系数x1=x2=0,中心距a=142mm,齿宽b1=57mm,b2=52mm。小齿轮选用45号钢(调质)，大齿轮采用45

13、号钢(正火)。03.3低速级齿轮传动设计3.3.1传动齿轮的设计要求1) 齿轮材料：软齿面齿轮传动小齿轮：45号钢，调质处理；大齿轮：45号钢，正火处理2) 轴向力指向轴的非伸出端；3) 每年300日，每班8小时，两班制4) 齿宽系数=0.81.0；5) 螺旋角=8°20°；6) 中心距取整，分度圆直径精确计算(保留小数点后两位)。3.3.2选择齿轮类型，精度等级及齿数1) 参考表10.6，取通用减速器精度等级为7级精度2) 取小齿轮齿数为z1=24，齿数比u=3.16，即大齿轮齿数 z2=uz1=3.16*24=75.84,取z2=76；3) 选择斜齿圆柱齿轮，取压力角=

14、20°；4) 初选螺旋角=14°3.3.3按齿面接触疲劳强度设计1. 计算小齿轮的分度圆直径，即d1T32KHtT1du+1uZHZEZZH21) 确定公式中的各参数值a) 试选载荷系数KHt=1.3b) 计算小齿轮传递的转矩T2=9.55*106P2n2=9.55*106*5.689/327.3(Nmm)=1.66*105Nmmc) 取齿宽系数d=1.0d) 由图10.20查得区域系数ZH=2.433；e) 由表10.5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12f) 计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctan(tann/cos)=arctan(tan20

15、6;/cos14°)=20.562°at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos24*cos20.562°/(24+2*1*cos14°)=29.974°at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)= arccos76*cos20.562°/(76+2*1*cos14°)=24.079°=z1tanat1-tant'+z2(tanat2-tant'/2 =24*(tan29.974°-tan20.562°)+71*(tan24.079

16、°-tan20.562°)/2 =1.638=dz1tan/=1*24*tan14°/=1.905Z=4-31-+=4-1.6383*1-1.905+1.9051.638=0.671a) 螺旋角系数Z=cos14°=0.985b) 计算接触疲劳许用应力H由图10.25c,d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=500MPa，Hlim2=375MPa应力循环次数分别为N1=60n2jLh=60*327.3*1*(2*8*300*8)=7.54*108N2=N1u=7.54*1083.16=2.39*108 由图10.23查得接触疲劳寿命系数KH

17、N1=0.95，KHN2=0.98 取失效概率为1%，安全系数s=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力分别为H1=KHN1Hlim1s=0.95*5001MPa=475MPaH2=KHN2Hlim2s=0.98*3751MPa=367.5MPa 取较小值为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=367.5MPa2) 试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT2du+1uZHZEZZH2=32*1.3*1.66*1051*3.16+13.16*2.433*189.8*0.671*0.985367.52mm=73.18mm3. 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷前的数据准备i. 计算圆周速度vv

18、=d1tn260*1000=*73.18*327.360*1000m/s=1.25m/sii. 齿宽b=dd1t=1*73.18mm=73.18mm2) 计算实际载荷系数KHi. 由表10.2查得使用系数KA=1.0ii. 根据v=1.25m/s，7级精度，由图10.8查得动载系数Kv=1.04iii. 齿轮的圆周力Ft1=2T2d1t=2*1.66*10573.18=4.536*103NKAFt1b=1.0*4.536*10373.18Nmm=61.98N/mm<100N/mm查表10.3得齿间载荷分配系数KH=1.4iv. 由表10.4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时

19、，KH=1.424则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1.0*1.04*1.4*1.424=2.0733) 按实际载荷算得的分度圆直径为d1=d1t3KHKHt=73.18*32.0731.3mm=85.50mm即相应的齿轮模数mn=d1cosz1=85.50*cos14°/24 mm=3.46mm3.3.4按齿根弯曲疲劳强度设计1. 试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYCOS2dZ12YFaYsaF1) 确定公式中各参数值a) 试选载荷系数KFt=1.3b) 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan14°cos20.562

20、76;=13.140°v=cos2b=1.638/cos213.140°=1.727Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.727=0.684c) 弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120°=1-1.905*14°120°=0.778d) 计算YFaYsaF小齿轮和大齿轮的当量齿数zv1=z1cos3=24cos314°=26.27zv2=z2cos3=76cos314°=83.20查图10.17得齿形系数YFa1=2.64, YFa2=2.17 由图10.18查得应力修正系数Ysa1=1.6, Ysa2=1.77由

21、图10.24b,c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=380MPa，Flim2=320MPa 由图10.22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数s=1.4，即小齿轮及大齿轮的弯曲疲劳许用应力分别为 F1=KFN1Flim1s=0.88*3801.4MPa=238.86MPaF2=KFN2Flim2s=0.90*3201.4MPa=205.71MPaYFa1Ysa1F1=2.64*1.6238.86=0.0176YFa2Ysa2F2=2.17*1.77205.71=0.0187取较大值即YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.01872

22、) 试算齿轮模数mnt32KFtT2YYcos2dZ12YFaYsaF=32*1.3*1.66*105*0.684*0.778*cos214°1.0*242*0.0187=1.915mm2. 调整齿轮模数1) 计算实际载荷前的数据准备i. 计算圆周速度vd1=mntz1cos=1.915*24cos14°mm=47.37mmv=d1n260*1000=*47.37*327.360*1000(ms）=0.812msii. 齿宽b=dd1=1.0*47.37mm=47.37mmiii. 计算齿高h及宽高比bhh=2han*+cn*mnt=2*1+0.25*1.915mm=4.308mmbh=47.374.308=11.002) 计算实际载荷系数KFv. 根据v=0.812m/s，7级精度，由图10.8查得动载系数Kv=1.01vi. 由Ft1=2T2d1=2*1.66*10547.37N=7.008*103NKAFt1b=1*7.008*10347.37Nm=147.96Nm>100Nm查表10.3得齿间载荷系数KF=1.2vii. 由表10.4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.418结合bh=11.00，查图10.13得KF=1.3