【文章內(nèi)容簡介】 Cr（調質后表面淬火），大齒輪用 45 鋼（調質后表面淬火），齒輪按 7級精度設計。 低速級齒輪傳動設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）根據(jù)設計要求，選用直齒圓柱齒輪，壓力角取 20176。 2）低速級齒輪速度相對較低，工作相對平穩(wěn)，對齒輪要求低些，故參照書 p205 表 106 選用 8級精度。 3）材料選擇。查書 p191 表 101，大小齒輪均選用 45 鋼（調質后表面淬火），齒面硬度 240HBS。 4） 參照書 p205，初選小齒輪齒數(shù) z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = i2z1 = 24 = z2 = 69 按齒面接觸疲勞強度計算 (1)由書 p203 式（ 1011）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t = √2KHtT1?du:1u (ZHZEZε[σH] )23 Z1 = 26 Z2 = 105 α = 20176。 β=176。 mmb 601 ? 542 ?b mm 15 1)確定公式中的各參數(shù)值 ① 試選載荷系數(shù) KHt = ② 小齒輪傳遞的轉矩 T2 = 229670Nmm ③ 由書 p206 表 107 選取齒寬系數(shù) ?^ = ④ 由書 p203 圖 1020 查得區(qū)域系數(shù) ZH = ⑤ 由書 p202 表 105 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 12 ⑥ 由書 p202 式 109 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Zε。 α[1 = cos。1[z1 cosα (z1 +2h[?)? ] =cos。1[24cos20176。/（ 24+2 1） ] = 176。 α[2 = cos。1[z2 cosα (z2 + 2h[?)? ] = cos。1[69cos20176。/(69+ 21） ] = 176。 ε[ = [z1(tanα[1 ? tanα‘)+ z2(tanα2 ? tanα’)]/2π = [24(176。?tan20176。)+69( ? tan20176。)]/2π = zε = √4。εα3 = √4。 = ⑦ 計算接觸疲勞許用應力 [σ H]。 由 書 p211 圖 1025（ d） 查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限均為1limH? = 2limH? =550Mpa。 由 書 p209 式 1015 計算應力循環(huán)次數(shù)： hjLnN 11 60? =601201(28 30010) = 108 N2 = N1i1= 1086924= 108 由 書 p208圖 1023查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK =， 2HNK = 取失效率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由 書 p207 式 1014 得 [σH]1 = KHN1σHlim1S =5501 = 517Mpa [σH]2 = KHN2σHlim2S = 5501 = 16 取 1][ H? 、 2][ H? 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 ?][ H? [σH]1 =517Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t ≥ √2KHtT1?du:1u (ZHZEZε[σ] )23 = √[2 （ 69/24） :169/24 ( )2]3 = （ 2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度 v。 v= πd1tn1601000 =π 120601000 m s? = s? ②齒寬 b。 tddb 1?? = = 2）計算實際載荷系數(shù) KH ①由 書 p192 表 102查得使用系數(shù) AK =。 ②根據(jù) v = 、 8 級精度，由 書 p194 圖 108 查得動載系數(shù) kv = 。 ③齒輪的圓周力 ，由 p198 式 1013得 Ft1 = 2T1^1t= 2 = 103N, kAFt1\ = = 100??/????,查 書 p195表 103得齒間載荷分配系數(shù) kHα = ④由 書 p196 表 104 用插值法查得 8 級精度、小齒輪 非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù) kHβ = ，由書 p192 式 102得 載荷系數(shù)為 kH = kAkvkHα kHβ = = 3）由式 書 p204 式 1012 可得實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 17 d1 = d1t√kHkHt3 = √3 = 及相應的齒輪模數(shù) m = ^1z1= = 按齒根彎曲疲勞強度設計 （ 1）由 書 p200 式 107 試算齒輪模數(shù)，即 3 211 ][*2FSaFadFtnt YYz YTKm ?? ?? 1)確定公式中的各參數(shù)值。 ① 試選載荷系數(shù) kFt = 。 ② 由書 p200 式 105，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Yε。 Yε = + α= + = ③ 計算 ][ FSaFaYY?。 由書 p200 圖 1017 得 齒形系數(shù) ?1FaY ， ?2FaY 由 書 p201圖 1018的外齒輪應力修正系數(shù) 1SaY =， 2SaY =。 由 書 p209圖 1024c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為 σFlim1 = σFlim2 = 380Mpa 由 書 p208 圖 1022 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ?FNK ， ?FNK 。 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=（ p207），由 書 p207 式 1014得 SK FFNF 1lim11][ ?? ? = ?? Mpa SK FFNF 2lim22][ ?? ? = ?? 111 ][FSaFaYY? = ?? 222 ][FSaFaYY? = ?? 18 因為小齒輪的][ FSaFaYY?比大齒輪大，所以取 ][ ?FSaFaYY? 2)試算齒輪的模數(shù) 3 211 ][2 ?? ? SaFadFtt YYz YTKm ?? 3 2 0 17 6 29 67 ?? ???? = （ 2）調整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度 v d1 = mtz1 = 24 = v = π d1n1601000 = π 120601000 m s? = s? ②齒寬 b mm1 6 8 ???? db d? ③齒高 h及寬高比 b/h h = (2ha? + C?)mnt = (21 +) = b h? = = 2)計算實際的載荷系數(shù) kF。 ①根據(jù) v = s? 、 8級精度，由 書 p194 圖 108 查得動載系數(shù) kv = 。 ②由 Ft1 = 2T1d1= 2 = 103N, kAFt1b = 103 = 100??/????????,查 書 p195 表103得齒間載荷分配系數(shù) kFα = 。 ③由 書 p196 表 104 用 插值 法查 得 kHβ = ，結合b h? = 書 p197 圖 1013 得 kFβ = 。 19 則載荷 系數(shù) kF = kAkvkFαkFβ = = 3)由 書 p204 式 1013， 可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) m = mt√kFkFt3 = √3 = 對比計算結果， 由齒面接觸疲勞強度計算的 模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)， 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度 ，從機械原理 p130 標準模數(shù)（ GB 135720xx）就近取為；為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 d1 = 。即： z1 = ^1m = = ,取 z1 = 37 故 z2 = i2z1 = 37 = 取 z2 = 107，兩者互質。 幾何尺寸計算 （ 1） 計算分度圓直徑 d1 = z1m= 37 = d2 = z2m = 107 = (2)計算中心距 a = (^1:^2)2 = : = 180mm （ 3） 計算齒輪寬度 ???? db d? 考慮到不可避免的安裝誤差，為保證設計齒寬 b 和節(jié)省材料，一般將小齒輪加寬 5~10mm，取 b2 = 102mm,b1 = 107mm 圓整中心距后的強度校核 （ 1）齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先 按書 p203 計算式 1010 中的各個參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出 簡要過程及 計算結果： 查 p192 表 102得 KA = ， 查 p194 圖 108 得 ???? = ,查書 p195 表 10?3 得 KHα = ,KHβ = ,則 KH = KA????KHαKHβ = , T1 =229670Nmm， ?d = ， d1 = ， u = ， 查書 p203 圖 1020 模 數(shù) m= b1 =107mm b2 =102mm 20 得 ZH = ， ZE = 12， Zε = ，將它們代入式 1010，得到 σ H = √2kHT1?dd13u:1u2 zHzEzε =√2 : =515Mpa[σH] 滿足齒面接觸疲勞強度條件。 （ 2）齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先 按書 p218 計算式 1017 中的各個參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里也僅給出計算結果： KA = ， ???? =， KFα = ,KFβ = ,KF = KA????KFαKFβ = ， T1 =,229670Nmm,查圖 1017 得 YFa1 = ,YFa2 = 10?18 得 YSa1 = , ,YSa2 = , ?d = ,mn = ,Z1 =37。將它們代入式 106，得到 σ F1 = 2kFT1YFa1Ysa1Yε?dm3z12= 2229670372 =107Mpa[σ F]1 σ F2 = 2kFT1YFa2Ysa2Yε?dm3z12= 2229670372 =106Mpa[σ F]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求 主要設計結論 齒數(shù) Z1 = 37,Z2 = 107,模數(shù) m=,壓力角 α = 20176。,變位系數(shù) x1 = x2 = 0，中心距 a=180mm，齒寬 mmb 1071 ? ， 1022 ?b mm。兩個 齒輪 均選用 45 鋼（調質后表面淬火），齒輪 按 8級精度設計。 第 7 章 減速箱裝配草圖設計 齒輪在箱體中的工作位置設計 齒輪在減速箱中的工作位置如下圖 : 21 輸入軸結構設計 求輸入軸上的功率 p1，轉速 n1和轉矩 T1 由前面步驟知， p1 = 3kw,n1 = nmiv= 1440315106= min,T1 = 9550