【文章內容簡介】 d fd ad z m β 1z 31 16176。 31′48″ 2z 116 tF aF rF 1z 1537 456 584 2z 411 122 156 ii. 低速級齒輪設計 低速級齒輪傳動比12d34 iiii ? （總傳動比 ? ，高速級齒輪傳動7423i12 .? ） 低速級小齒輪轉速1213 inn ? （高速級小齒輪轉速r/min22730n 1 .? ） 低速級齒輪輸入功率3213 PP ηη? （高速級齒輪輸入功率kW852P1 .? ，軸承效率9902 .?η ，齒輪傳動效率9903 .?η ） 5483i34 .? r/m in14195n 3 .? ? 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 (1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 20176。 (2) 初選精度 查《機械設計》 P205 表 106 初選精度 IT7 (3) 材料選擇 查《機械設計》 P191 表 101 小齒輪 40Cr（調質），齒面硬度 280HBS；大齒輪 45 鋼（調質），齒面硬度 240HBS (4) 選小齒輪齒數 24z3 ? ，大齒輪齒數 1 5 285ziz 3344 .?? ，取 85z4 ? (5) 初選螺旋角 ??14β 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 (1) 計算小齒輪分度圓直徑 3 2HEHd3Ht3t ZZZZu 1uΦ TK2d )][( σ βε?? 1) 確定公式中的各參數值 a) 試選載荷系數 31KHt .? b) 小齒輪傳遞的轉矩 3363 nP10559T ?? . （低速級齒輪輸入功率 ? ，低速級小齒輪轉速r/m in14195n 3 .? ） mmN103 6 51T 53 ??? . c) 齒寬系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置， 查《機械設計》 P206 表 107 1Φd ? d) 區(qū)域系數 根據螺旋角 ??14β ， 查《機械設計》 P203 圖 1020 4332ZH .? e) 彈性影響系數 根據齒輪齒輪， 查《機械設計》 P202 表 105 21E M P a8189Z .? f) 接觸疲勞強度用重合度系數 )c o sta na r c ta n ( nt βαα ? （壓力角 ?? 20nα ，螺旋角 ??14β ） )]c o sh2(zc o sz[ a r c c o s an3t3a t3 βαα *?? （ 小齒輪 齒數 24z3 ? ，1han?* ） )]c o sh2(zc o sz[ a r c c o s an4t4a t4 βαα *??（大 齒輪 齒數 85z4 ? ） παα ααε α ) ] / 2t a n( t a nz )t a n( t a nz ta t44 ta t33 ?? ?? [ ?? 56220t .α ?? 97492at3 .α ?? 6451.?αε 9051.?βε 6690Z .?ε πβεβ ta nzΦ 3d? （齒寬系數 1Φd ? ） αββαεεεεε????)(134Z g) 螺旋角系數 ββ cosZ ? 9850Z .?β h) 接觸疲勞許用應力 根據齒輪的材料及硬度， 查《機械設計》 P211 圖 1025(d)，得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為MPa600Hlim 3 ?σ ， M Pa550H lim 4 ?σ ； 根據三班制， 每年以 240 工作日計算 ，工作年限 5 年，得8h33 103 7 23jLn60N ??? .（小齒輪轉速r/m in14195n 3 .? ） 734 105 2 19uNN ??? .（傳動比 2485zzu 34 ?? ）； 查《機械設計》 P208 圖 1023，得接觸疲勞壽命系數990K950K HN4HN3 .,. ?? ； 取失效概率為 1%，安全系數 1S? ，得M P a570SK H l im 3HN33H ?? σσ ][ M P a55 4 4SK H l i m 4H N 44H .][ ?? σσ 取 3H][σ 和 4H][σ 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 M P a55 4 44HH .][][ ?? σσ 2) 試算小齒輪分度圓直徑 mm1 8 852ZZZZu 1uΦ TK2d 3 2HEHd 3Ht3t .)][( ??? σ βε (2) 調整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數前的數據準備 a) 圓周速度 100060ndv 33t?? π （小齒輪轉速 r/m in14195n 3 .? ） m/s5330v .? b) 齒寬 3tddΦb ? （齒寬系數1Φd ? ） mm18852b .? 2) 計算實際載荷系數 a) 使用系數 根據沖擊大，原動機為電動機， 查《機械設計》 P192表 102 751KA .? b) 動載系數 根據速度 m/s5330v .? ，精度等級為 IT7， 查《機械設計》 P194 圖 108 021Kv .? c) 齒間載荷分配系數 齒輪的圓周力N102315 dT2F 33t3t3 ?? ?. （小齒輪傳遞的轉矩mmN103 6 51T 53 ??? .，小齒輪分度圓直徑mm18852d 3t .? ） N /m m41175bFK t3A .? （使用系數 751KA .? ，齒寬 mm18852b .? ）， 查《機械設計》 P195 表 103 21KH .?α d) 實際載荷系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為 IT7， 查《機械設計》P196 表 104，得齒向載荷分布系數 4201KH .?β ； 實際載荷系數βα HHvAH KKKKK ? 0423KH .? 3) 分度圓直徑及相應的模數 3HtH3t3 KKdd ? （小齒輪分度圓直徑mm18852d 3t .? ，載荷系數 31KHt .? ） 33n zcosdm β? （螺旋角??14β ，小齒輪齒數24z3 ? ） 3 ? mm8012m n .? 3. 按齒根彎曲疲勞強度 設計 (1) 試算齒輪模數 3FsaFa23d23Ftnt )][YY(zΦc o sYYT2Kmσββε? 1) 確定公式中的各參數值 a) 試選載荷系數 31KFt .? b) 彎曲疲勞強度的重合度系數 )c o sa r c ta n ( ta n tb αββ ? （ 螺旋角 ??14β ，端面壓力角 ?? 56220t .α ） b2v cos βεε αα ? （直齒圓柱齒輪的重合度6451.?αε ） vαε ε750250Y .. ?? ?? 14013b .β 7351v .?αε 6820Y .?ε c) 彎曲疲勞強度的螺旋角系數 ??? 1201Y βε ββ （斜齒輪的軸面重合度9051.?βε ， 螺旋角??14β ） 7780Y .?β d) 計算][ YYFsaFaσ 由當量齒數 272614c o s24c o szz 333v3 .???? β，059314c o s85c o szz 334v4 .???? β， 查《機械設計》P200 圖 1017，得齒形系數 632YFa3 .? ， 192YFa4 .? ； 查《機械設計》 P201 圖 1018，得應力修正系數 611Ysa3 .? ，791Ysa4 .? ； 根據齒輪的材料及硬度， 查《機械設計》 P209 圖 1024(c)，得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為MPa500Flim 3 ?σ ， M Pa380Flim 4 ?σ ； 根據應力循環(huán)次數， 查《機械設計》 P208 圖 1022，得彎曲疲勞壽命系數 920KFN3 .? ， 980KFN4 .? ； 取彎曲疲勞安全系數 ? ，得 M P a57328SK][ F l i m 3F N 33F .?? σσ M P a2 6 6SK][ F l i m 4F N 44F ?? σσ 01290][ YY 3F sa 3Fa 3 .?σ ， 01470][ YY 4F sa 4Fa 4 .?σ 因為大齒輪的 ][YYFsaFaσ 大于小齒輪，所以取01470][ YY][ YY 4F s a 4F a 4F saFa .?? σσ 2) 試算齒輪模數 mm1 2 72)][YY(zΦc o sYYT2Km 3FsaFa23d23Ftnt .?? σββε (2) 調整齒輪模數 1) 計算實際載荷系數前的數據準備 a) 圓周速度 βcoszmd 3nt3 ? 100060 ndv 33?? π （小齒輪轉mm61152d 3 .? m/s5380v .? 速 r/m in14195n 3 .? ） b) 齒寬 3ddΦb ? （齒寬系數1Φd ? ） mm61152b .? c) 齒高及寬高比 nt*n*an )mc(2 hh ??（ 1h*an? ， 250c*n .? ，齒輪模數 m1272m nt .? ） mm7864h .? 9910hb .? 2) 實際載荷系數 a) 動載系數 根據速度 m/s5380v .? ，精度等級為 IT7， 查《機械設計》 P194 圖 108 021Kv .? b) 齒間載荷分配系數 齒輪的圓周力N101895 dT2F 333t3 ?? ?. （小齒輪傳遞的轉矩mmN103 6 51T 53 ??? .，小齒輪分度圓直徑mm61152d 3 .? ） N /m m60172bFK t3A .? （使用系數 751KA .? ，齒寬 mm61152b .? ）， 查《機械設計》 P195 表 103 21KF .?α c) 載荷系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為 IT7，齒面為軟齒面，查《機械設計》 P196 表104，得 421KH .?β ，結合 9910hb .? 查《機械設計》 P197 圖 1013，得 ? 331KF .?β 載荷系數βα FFvAF KKKKK ? ( 751KA .? ) 3) 按實際載荷系數算得的齒輪模數 mm7632KKmm 3FtFntn .??（ 齒輪模數 m1272m nt .? ，載荷系數 31KHt .? ） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 nm 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取 mm3mn ? ；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 3 ? 來計算小齒輪的模數，即4122mc o sdz n33 .?? β 取 23z3 ? ，則 6081uzz 34 .?? ，取 81z4 ? ， 3z 與 4z 互為質數。 4. 幾何尺寸計算 (1) 中心距 β2c os )mz(za n43 ?? mm78160a .? 圓整中心距為 160mm (2) 修正螺旋角 2a )mz(zar cc o s n43 ??β ?? (3) 小、大齒輪的分度圓直徑 βcosmzd n33 ? βcosmzd n44 ? mm7770d 3 .? mm23249d 4 .? (4) 齒輪寬度 3ddΦb ? （齒寬系數1Φd ? ） mm7770b .? 取 mm75b4 ? ， mm80b3 ? 5. 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整后， HK 、 εZ 和 FK 、 εY 、 βY 等均 產生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算βεσ ZZZZu 1udΦTK2EH33d3HH ??中的各參數。計算結 果如下：5933424141031751KKKKK HHvAH ..... ?????? βαmmN1 0 53 6 51T 3 ??? . 1Φd ? mm7770d 3 .? 2381zzu 34 ?? 442ZH .? 21E M P a8189Z .? 6 9 801 . 6 4 91 . 6 6 9)6 6 91(13 6 4 914)(134Z... ?????????αββαε εεεε