设计齿轮强度校核(实用)

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直齿轮三个强度校核

TRUE
3.042632515
结果（大齿轮）
TRUE
2.678177001
————————————————————————分—————————————界—————————————线———————————————————
取值（大
齿）
C55～60；小齿轮15齿，大齿轮106齿；模数10
取值说明
次级计算
2 弯曲疲劳强度校核
依据
F
=
Ft bmn
K AKV K KYFYSY
Ft
m
结果（小齿轮）
251.2786769
结果（大齿轮）
415.8612368
YF
Ys
圆周力
模数齿形系数应力修正系数
45600
10 2.15 1.78
Y
螺旋角系数
1
KA
工况系数
KV
动载系数
K 齿间载荷分布系数 K
齿向载荷分布系数
依据
1200
依据材料类别、热处理的方式与级别，对照齿轮接触疲劳极限图线，查得。（本例小齿轮查h) 图，大齿轮查i)图）
结果
说明
N 60 nt 1.244331617
依据应力循环次数和热处理工艺，对照接触寿命系数图线，查得。
应力循环次数
L
2.16E+07 大齿轮
h
1
1.06E+09 小齿轮
1.1 1
依据
H =ZEZHZ
2KT1 u 1 ZE bd12 u
弹性系数
结果
1030.972486
ZH 节点区域系数
Z 重合度系数
K
载荷系数
T1 传递扭矩/Nmm

齿轮传动(强度计算,结构设计)

A. 经济性：正确选择材料和毛坯状态。 B. 工艺要求：选择合理的热处理方式。 C. 硬度选择：*软齿面硬度350HBS； *软齿面齿轮HBS1-HBS230～50； *选择避免胶合的材料合适配对。
齿轮的热处理方法：
软齿面齿轮 HBS≤350
工艺流程短，成本低
常化（正火）
调质
毛坯热处理切齿成品
例题
一对标准直齿圆柱齿轮传动，已知Z1=20，Z2=40，小轮材料为45Cr钢，大轮材料为45# 钢，许用应力是[σH1]=600MPa， [σH2]=500MPa；[σF1]=179MPa，[σF2]=144MPa；齿形系数 YFS1=2.8，YFS2=2.4；试问：（1）哪个齿轮的接触强度弱？（2）哪个齿轮的弯曲强度弱？为什么？
表面淬火淬火整体淬火渗碳淬火氮化
毛坯退火切齿
成品磨齿
硬齿面齿轮 HBS＞350
工艺流程复杂，成本高
热处理
§06 直齿圆柱齿轮的强度计算一、轮齿上的作用力
2T1 Ft d1
9.55106 P T1 N mm n1
Fr Ft tg
Ft Fn cos
力的分析：①大小 ②方向 ③关系
F1
YFS1

F2
YFS 2
2、齿轮弯曲强度比较
[ F ] [ F ] 较小者危险！较大者强度高。 YFS YFS
四、许用应力的确定
[ H ]
H lim
SH
[ F ]
F lim
SF
SH——接触疲劳强度安全系数，一般情况下， SH=1.0 ～ 1.2； SF——弯曲疲劳强度安全系数，一般情况下， SF=1.25～1.5。 σHlim、σFlim——齿轮的疲劳极限。

齿轮强度校核(已验证)

β

2 cos(β b ) ， cos ( t ) tan( t ）
2
表16.2-43，大小齿轮均为钢件

4 a (1 ) 3 a
试验齿轮疲劳极限 ζ 齿轮设计寿命
按图16.2-17，齿轮滲碳淬火能保证有效层深 Hlim
参考表16.2-47选定 (循环次数)N L
输入齿轮分度圆直径 d1
A't Kw
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿功率齿轮上圆周力节点线速度序号 1 2 动载系数 K1 K2 3 4 5 6 7 8 9 输入系数使用系数 N m/s Ft v 代号 Ka Kv

d
1
n
d
1
1.70 齿轮1 1 1.008 34.800 0.0087 1 1.1 2.3419 ####### 0.8499 1550 齿轮2 1 1.012 34.800 0.0087 1 1.1 2.3419 189.800 0.9050 1550
齿轮强度校核计算（已验证）
输入扭矩 N·M T Mn α Z1 X1 b1 db1 da1 η 1 ε a u XnΣ 输法向模数入压力角数输入齿轮齿数据输入齿轮变位系数输入齿轮宽度输入齿轮基圆直径输入齿轮顶圆直径滑动率端面重合度传动比（Z2/Z1）总变位系数 2700.00 输入转速 4.50 螺旋角 20.00 中心距 19.00 输出齿轮齿数 0.2222 输出齿轮变位系数 32.00 输出齿轮宽度 92.3922 输出齿轮分度圆直径 85.9809 输出齿轮基圆直径 103.3922 输出齿轮顶圆直径 1.6137 滑动率 1.4285 轴向重合度 1.6842 分度圆端面压力角 0.0000 端面啮合角

齿轮传动的强度设计计算 )

1. 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。

齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。

用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。

分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。

齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。

实际使用和实验也证明了这一规律的正确。

因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。

强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即：⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算1）两圆柱体接触时的接触应力在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。

两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。

两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。

计算公式为：接触面半宽:最大接触应力:∙F——接触面所受到的载荷∙ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触）∙E1、E2——两接触体材料的弹性模量∙μ1、μ2——两接触体材料的泊松比2）齿轮啮合时的接触应力两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。

在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。

节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先在节点附近的齿根表面出现，因此，接触疲劳强度计算通常以节点为最大接触应力计算点。

，3）圆柱齿轮的接触疲劳强度将节点处的上述参数带入两圆柱体接触应力公式，并考虑各载荷系数的影响，得到：接触疲劳强度的校核公式为：接触疲劳强度的设计公式为：∙KA——使用系数∙KV——动载荷系数∙KHβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数∙KHα——接触强度计算的齿间载荷分配系数∙Ft——端面内分度圆上的名义切向力，N；∙T1——端面内分度圆上的名义转矩，N.mm；∙d1——小齿轮分度圆直径，mm；∙b ——工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽；∙u ——齿数比；∙ψd——齿宽系数，指齿宽b和小齿轮分度圆直径的比值（ψd=b/d1）。

齿轮设计的基本步骤(一)

齿轮设计的基本步骤（一）引言概述：齿轮作为一种常见的传动机构，在工程设计中起到了至关重要的作用。

齿轮设计的好坏直接影响到传动系统的工作性能和寿命。

本文将介绍齿轮设计的基本步骤，以及每个步骤中的关键要点和注意事项。

通过掌握齿轮设计的基本步骤，设计师可以更好地实现传动系统的设计目标。

正文内容：一、确定传动参数1. 确定传动的速比要求：根据所需的输出转速和输入转速，计算传动所需的速比。

2. 确定传动功率：根据传动系统所需的输出功率，计算齿轮和传动装置的额定功率。

3. 确定传动类型：根据传动系统的工作条件和要求，选择合适的齿轮传动类型，如直齿轮传动、斜齿轮传动等。

4. 确定传动转向：根据传动系统的布局和工作要求，确定传动的转向，如正向转动或逆向转动。

5. 确定传动布局：确定齿轮的相对位置和传动齿数，根据传动布局的要求选择合适的齿轮参数。

二、计算齿轮参数1. 计算模数：根据传动的速比和齿数，计算齿轮的模数，确保齿轮的强度和传动效率。

2. 计算齿轮的齿数：根据设计要求和齿轮轴的布局，计算每个齿轮的齿数，使齿轮能够实现所需的速比。

3. 计算齿轮的齿宽：根据传动的功率和转速，计算齿轮的齿宽，以确保齿轮的强度和耐磨性。

4. 计算齿轮的变位系数：计算齿轮的变位系数，用于确定齿轮齿形的修正，以提高传动的平顺性和减小齿轮噪声。

5. 计算齿轮的其他参数：根据传动的要求，计算齿轮的齿距、顶高、底高等参数，以确保齿轮的工作性能和可靠性。

三、选择齿轮材料和热处理方式1. 选择合适的材料：根据传动系统的工作条件和要求，选择适合的齿轮材料，如优质合金钢、硬质铸铁等。

2. 确定热处理方式：根据齿轮材料的特性和要求，确定合适的热处理方式，如淬火、渗碳等，以提高齿轮的硬度和耐磨性。

四、绘制齿轮图纸和施工图1. 绘制齿轮图纸：根据计算得到的齿轮参数，绘制齿轮的主视图、剖视图和齿形图，并标注关键尺寸和公差要求。

2. 绘制施工图：根据齿轮图纸和布局要求，绘制齿轮与其他传动部件的装配图和布置图，以便于制造和安装。

(完整版)齿轮强度校核及重合度计算(已优化)

深
参考表16.2-47选定
2
10 NL
6
0 .0191
参考GB/T3480-1997表14-1-98，按剃齿齿轮副选取
0.942 1550
15000000 0.962
1
12 工作硬化系数
ZW 图14-1-90或计算，大齿轮齿面硬度HBS>470
1
13 尺寸系数 14 最小安全系数
ZX 表14-1-99,按mn<7选取/
1.65105 大齿轮轴向重合度
εβ
传动比
u
3.929 节圆端面压力角
αt
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿
齿轮上圆周力 N
节点线速度
mm/s
序号
输入系数
Ft v 代号
2T
d1
n d1
说明
16951 2.06 齿轮1
1 使用系数
Ka
参照表14-1-71说明
1
2 动载系数
Kv
1
K
K1 A
d
mtΒιβλιοθήκη z1mn z1 cos
径da
a
mn 2 cos
(z1 z2 )
角
αt
d a d 2ha
db d b d cos t
ha (ha*n x)mn
t arctan(tan n / cos )
28.5
3.43
28.5
3.43
48.02 188.65
4.5 3.2277
57.02
118.34 195.11
Ft b
K2
Z V 100
u2 1 u2
K1 K1、K2按表16.2-39查取，7级精度斜齿轮 K2 3 齿向载荷分布系数 KHβ、KF 参照表14-1-88/89说明按修形齿轮选取

(完整版)锥齿轮的计算校核

锥齿轮的设计计算一. 锥齿轮尺寸计算根据检测设备的传动的要求，去传动比i=11.选择材料和精度等级1）小锥齿轮选用 45调制处理，HB 1=240 HBS ；大锥齿轮选用 45 正火处理，HB 2=200HBS ；2）精度等级选为7级。

2.按齿面接触强度进行设计2t 3124()[](10.5)E H HR R d Z Z K T1）确定载荷系数tK 参照参考文献[1]得t K =1.30；2）齿轮传递扭矩T由步进电机保持转矩8N/mm 得T=8000Nmm;3）齿宽系数查参考文献[1]表10-7，确定=0.3 4).区域系数Z H 根据参考文献[1] 确定Z H =2.5；5).许用应力由参考文献[1]确定=522.5MPa;6）材料弹性影响系数E Z 由参考文献表10-6查得E Z =189.812a MP 综上计算得，23124 1.38000189.8 2.5()522.50.3(10.50.3)d =59.1mm 3.确定齿数取Z1=40，Z2= Z1i=401=40；4.选大端模数m= d 1/Z 1=59.1/40=1.48圆整取m=2 ;5.计算分度圆锥角锥距11240=arctan arctan 4540Z Z o21=90904545o o oo121mZ 1()56.572Z R mmZ 6.计算大端分度圆直径121d =d =m Z 24080mm7.确定齿宽=0.356.57=16.9R b R b 1= b2=11 mm二. 齿根弯曲疲劳强度校核a222214(10.5)u 1a F F S R R KTYY Z m 1. 查参考文献[1]10-5得a F Y =2.4，a S Y =1.67查阅参考文献[1]得[]=390 MPa;2.计算得22224 1.380002.4 1.570.3(10.50.3)40211F =79.9<[]=390 MPa;故所选齿轮满足齿根弯曲疲劳强度要求。

齿轮设计校核

小齿轮模数 m3齿数 Z21传动比 i压力角 α20螺旋角 β20齿宽 b30当量齿数 ZvZv=Z/cos3β25.308234端面压力角 αttan αt=tan α/cos β21.172832端面模数 mtmt=m/cos β 3.1925333分度圆直径 dd=mt*Z 67.0432基圆直径 dbdb=d*cos αt 62.51746未变位中心距 aa=(d1+d2)/2中心距 a'a'节圆直径 d'd1=2a'/(i+1) d2=i*d167.323529中心距变位系数 yy=(a'-a)/m 啮合角 αt'cos αt'=acos αt/a'21.780474啮合圆螺旋角 β'cos β'=cos αcos β/cos αt 18.747237法向啮合角 αn'tan αn'=tan αt'*cos β'20.725487总变位系数 x Σx Σ=(Z1+Z2)*(inv αt'-inv αt)/2tan α变位系数 xnx Σ=xn1+xn20.258齿顶高变动系数 ΔyΔy=x Σ-y 齿顶高 haha=(h *an+xn-Δy)m 3.796齿根高 hfhf=(h *an+c *n-xn)m 2.976齿顶圆直径 dada=d+2ha 74.63齿根圆直径 dfdf=d-2df 61.09总重合度 ξγξγ=ξα+ξβ端面重合度 ξαξα=(Z1*(tan-tan αt')+Z2(tan-tan αt'))/2/pi 纵向重合度 ξβξβ=b*sin β/pi/m 齿轮受力输入力矩 NmT 550切向力 FtFt=2*T/d'16339.01径向力 FrFr=Ft*tan α'/cos β'6894.46轴向力 FaFa=Ft*tan β'5545.47法向力 FnFn=Ft/cos β'cos α'18580.88齿面接触强度校核计算接触应力 σHσH=Z B/D σHDsqrt(K A K V K H βK H α)许用接触应力 σHP σHP=σHG/S Hmin齿轮计算校核齿轮参数 2.2381.4707051.0886832.559389-0.007108.54611090.1510.144啮合系数 Z B Z D使用系数 K A 1.25动载系数 K V接触强度计算的齿向载荷分布系数 K Hβ接触强度计算的齿间载荷分布系数 K Hα计算接触应力基本值 σHDσHD=Z H Z E ZαZβsqrt(Ft(i+1)/(d1*b*i))节点区域系数 Z H弹性系数 Z E重合度系数 Zα螺旋角系数 Zβ计算齿轮接触极限应力 σHGσHG=σHlim Z NT Z L Z V Z R Z W Z X实验齿轮接触疲劳极限 σHlim接触强度计算寿命系数 Z NT润滑剂系数 Z L速度系数 Z V粗糙度系数 Z R工作硬化系数 Z W接触强度计算尺寸系数 Z X接触强度最小安全系数 S Hmin 1.25齿根弯曲强度校核计算齿根应力 σFσF=σFDK A K V K FβK Fα许用齿根应力 σFPσFP=σFG/S Fmin齿根应力基本值 σFDσFD=FtY F Y S Yβ/bm弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 K Fβ弯曲强度计算的齿间载荷分布系数 K Fα齿形系数 Y F应力修正系数 Y S螺旋角系数 Yβ计算齿轮弯曲极限应力 σFGσFG=σFlimY ST Y NT Yδrel T Y Rrel Y X实验齿轮弯曲疲劳极限 σFlim试验齿轮应力修正系数 Y ST弯曲强度计算寿命系数 Y NT齿根圆角敏感系数 YδrelT齿根表面状况系数 Y Rrel弯曲强度计算尺寸系数 Z X弯曲强度最小安全系数 S Fmin角度转弧度RADIAN弧度转角度DEGR 大齿轮平方POWER3472.23820203056.64223921.1728323.1925333150.04907139.92003.5461328109150.676470.15121.78047418.74723720.7254870.144-0.1140.0072.6804.092155.41141.87593893970705461886839291230.9516339.016894.465545.4718580.88。

齿轮强度校核表

2.2 1.684 0.68
1.086 0.93
45 1 0.97 1.13 31.386697 130.95 4.17 8.38285 49.3245 5.88
1 1.28
1 1.02
1 1 1.280000
15 βb 基圆螺旋角 16 αt 端面压力角
12.1616 20.4795
12.1616 20.4795
17 α't 端面啮合角 18 ZH 输入接点区域系数
20
20
2.4600000 2.4600000
19 ZE 输入弹性系数
(kg/mm2)1/2
2.2 1.684 0.68000
33 εβ 轴向重合度 34 Yβ 螺旋角系数 35 σFlim 输入试验齿轮的弯曲疲劳极限 36 YN 输入弯曲强度的寿命系数 37 YX 输入尺寸系数 38 Ys 输入应力集中系数
kg/mm2
1.2845 0.93000
45 1 0.97 1.23
1.086 0.93000
代号
名
称
d1 输入分度圆直径
P 输入传递功率
n 输入齿轮转数
u 输入速比 (Z2/Z1) (n1/n2) T1 小齿轮传递的扭矩 974P/n
Ft 分度圆上的圆周力2000T1/d1 b 输入齿宽
KA 输入工况系数
KV 输入动载系数
Kβ 输入齿向载荷分布系数
KHα 输入接触强度的端面载荷分布系数
Zu 速比系数
1 1238.06
8
Ft 分度圆上的圆周力2000T1/d1
9
b 输入齿宽
kg
3898.7173 3898.709
mm
130
110

齿轮强度校核计算

0.962
1
1
1
1
1
1
14 最小安全系数
SHmin 参考表16.2-46较高可靠度低档选取
1.25
1.25
15 计算接触应力
σH
ZH ZE Z
Ft bd1
u 1 u
KA
KV
KH
KH
1362
789
16 许用应力 17 安全系数
σHP SH
HLim Z NT Z LVR ZW Z X S H min
转/分
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿
齿轮上圆周力 N
节点线速度
mm/s
序号
输入系数
Ft v 代号
2T
d1
n d1
说明
1 使用系数
Ka
参照表16.2-36说明
2
动载系数
Kv
1
K
K1 A
Ft b
K2
Z V 100
u2 1 u2
K1 K1、K2按表16.2-39查取，7级精度斜齿轮 K2
齿根表面粗糙度Ra≤2.6μm
1
1
24 抗弯尺寸系数
Yx
图16.2-28，模数mn<5
1
1
25 计算弯曲应力
σF
F t
b
KA KV KF KF YFs Y
mn
653
704
26 最小安全系数
SFmin
1.40
1.4
27 许用弯曲应力
σFP
FE YNT Yrect Z Rrect YX S F min
4.09
3.95
0.818
20 弯曲疲劳强度基本值

齿轮强度校核方法--熊猫出品

点。它的纵坐标就是YFa的数值。查表求得YFa=2.66。
齿数z
24齿
σFE齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，见8.4.2节中的（8）。在（8）中，给出五个图表：14-1-110、111、112、113、114。根据所选齿轮的实际情况选择表14-1113中的（b）。查询数值方法按照公式①中的方法查询。求得σFP=σFlim=230N/mm2 则
K：载荷系数。在新版机械设计手册第三册的14-133中可以找到关于载荷系数 K的选取方法：载荷系数K，常用值K=1.2～2，当载荷平稳，齿宽系数较小，轴承对称布置，轴的刚性较大，齿轮精度较高（6级以上），以及齿轮的螺旋角较大时取较小值；反之取较大值。从以上六个条件中来对应所要核算的齿轮的条件。根据对比后的结果在K的常用范围内选取。此次我选择K=1.8（载荷平稳，齿宽系数较小，轴为非对称分布，轴的刚性不大，齿轮精度不高，螺旋角0°） T1电机减速机输出扭矩。这个不用具体说了。此次所选伺服电机输出扭矩为31 N· m，减速比为15.84。则 T1=31×15.84=491.04 N· m ψd齿宽系数，可根据表14-1-69去选取。这个表比较容易查询，因为各项条件给的都很明确。此次我选择 ψd=0.4 1.先选择配置形式
≈5.2
理论上，m ≥ 5.2取最小且最接近整数则为m = 6。此次切换机构选择的齿轮模数为m = 5。当齿轮厚度b，齿轮齿数z，减速机输出扭矩T1相同时。模数为6的标准齿轮比模数为5的标准齿轮承载能力更强。而分度圆直径越大，齿轮的齿受力越小。所以，当分度圆理论值约为100mm，模数理论值为5.2时。可以用分度圆直径 120mm，模数为5的标准齿轮代替。由于我公司所用的齿轮主要模数均为5，所以考虑到各方面因素。则可认定切换机构所选择模数m = 5，齿数： z1=24的齿轮在合理范围内。关于齿宽b，在表14-1-6中最后一项齿宽的选择原则中，推荐在表14-1-69下面的注释中有说明。 ψd=b/d1 ,当d1=120mm，ψd=0.4时，b=120×0.4=48mm。

圆柱齿轮强度计算与校核(可编辑修改公式)

弹性模量 E(MPa)
齿轮材料
灰铸铁 11.8x104
锻钢
铸钢
球墨铸铁
灰表铸中铁夹布塑胶泊松比0.5，其余均
配对齿轮材料
球墨铸铁 17.3x104
铸钢 20.2x104
锻钢 20.4x104
162
181.4
188.9
161.4
180.5
188
156.6
173.9
143.7
189.8
Ysa 1.625 1.65 1.67 1.68 1.7 1.73
转速n（r/min）
应力循环次数N 寿命系数KN
齿面硬度（HBS）疲劳极限σFE 许用应力[σF] Yfa*Ysa/[σF]
960 4.15E+09
0.9
300 400 240 0.0170
300 1.30E+09
0.95
250 380 240.67 0.0162
N=60njL 表6
表8中ML与MQ
手附动录分1割各线类机器所用齿轮传动的精度
机器名称
精度等级
汽轮机
3~6
金属切削机床 3~8
航空发动机
4~8
轻型汽车
5~8
载重汽车
7~9
机器名称拖拉机通用减速器锻压机床起重机农业机器
精度等级 6~8 6~8 6~9 7~10 8~11
附录2 齿形系数YFa
Z
YFa
Ysa
Z
YFa
17
2.97
小齿轮传递功率与若已知P(kw)
转矩2选1输入
若已知T(N.mm)
数值 1 1.2 1.2
1.347 1
3.2 20 14 1.90 0.88 1.64

(整理)2齿轮的设计及校核

2 齿轮的设计及校核2.1 设计参数及基本参数表2.1 设计对象主要参数项目参数前进档档数 5最高时速140km/h最大扭矩200Nm/1400r/min最高转速4800r/min传动比范围0.5-5.572.1.1 基本参数表表2.2 各档传动比传动比/档位一档二档三档四档五档计算值 5.57 3.14 1.77 1 0.56 实际值 5.46 3.20 1.76 1 0.58表2.3各档齿轮齿数档位/齿数常啮合一档二档三档五档倒档输出轴齿轮21 40 36 28 18 362.2 齿轮参数确定2.2.1 齿形、压力角α、螺旋角β汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2.4选取。

压力角一般大的压力角，可提高齿轮的抗弯强度与表面强度，使承载能力加大；而小的压力角，会使重合度加大，降低轮齿刚度，但其减少了动载荷，使传动平稳，降低噪声。

本设计的商用汽车要求承载能力大，齿轮的强度高，采用大压力角，全部齿轮选用相同的压力角，按国家标准为20°。

2.2.2 齿宽（1）设计齿宽的要求设计变速器各齿轮齿宽，应考虑变速器的质量与轴向尺寸，同时中间轴齿轮 38 13 23 31 41 19表2.4汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目/车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般货车GB1356-78规定的标准齿形 20°20°~30°重型车同上低档、倒档齿轮22.5°，25°小螺旋角也要保证齿轮工作平稳以及轮齿的强度要求。

齿宽可以设计得小，这样就可以减少变速器的轴向尺寸和减小质量，工作应力也会加大。

而大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，齿轮会受力不均匀产生偏载，所以应合理设计齿宽的大小。

（2）齿宽的设计方案第一轴常啮合齿轮的齿宽可以设计得大一些，使接触应力降低，提高齿轮的传动平稳性，此外，对于选取相同的模数的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽（如一档齿轮齿宽）可以取得稍大一些。

设计齿轮强度校核

设计齿轮强度校核齿轮是一种常见的机械传动装置，广泛应用于机械设备中，它能够将电动机或其他动力源的转速和扭矩传递到机械装置中。

在设计齿轮时，强度校核是非常重要的，它能够确保齿轮在运行过程中具有足够的强度和刚度，能够承受来自外部载荷的影响，同时保持良好的运转性能和寿命。

齿轮传动中，主要的应力包括接触应力和弯曲应力。

接触应力是由于齿轮齿面之间的接触而产生的，它的大小与齿轮的载荷、齿数、模数、齿面硬度等因素有关。

弯曲应力是由于齿轮受到外部载荷而产生的弯曲应力，它的大小与载荷、模数、齿轮的几何尺寸以及材料强度等因素有关。

齿轮强度校核的目标是确保齿轮的强度能够满足设计要求，即在规定的工作条件下，齿轮的应力不超过材料的强度，以确保齿轮的安全可靠运行。

齿轮的强度校核一般由以下几个步骤组成：1.确定齿轮的载荷：根据机械传动系统的设计要求和操作条件，确定齿轮所受到的载荷大小和方向。

2.计算接触应力：根据载荷大小、齿数、模数、齿面硬度等参数，利用接触应力公式计算齿轮齿面的接触应力。

3.计算弯曲应力：根据载荷大小、模数、齿轮的几何尺寸，利用弯曲应力公式计算齿轮受到的弯曲应力。

4.检验强度校核：根据材料的强度参数，比较齿轮的接触应力和弯曲应力与材料强度之间的关系，判断齿轮的强度是否能够满足要求。

5.结构改进：如果齿轮的强度不满足要求，可以采取一些结构改进措施，如增加齿宽、增加齿数、优化齿形等，以提高齿轮的强度。

齿轮的强度校核需要考虑到多个因素，包括载荷、齿数、模数、齿厚、齿轮几何尺寸、材料强度等。

在进行强度校核时，需要进行合理的假设和简化，以简化计算和分析的复杂性。

同时，还需要考虑齿轮的疲劳寿命和可靠性等因素，以确保齿轮的长期使用性能和可靠性。

总之，齿轮强度校核是设计齿轮时非常重要的一环，它能够确保齿轮具有足够的强度和刚度，能够承受来自外部载荷的影响，同时保持良好的运转性能和寿命。

在进行强度校核时，需要综合考虑多个因素，并进行合理的假设和简化，以确保齿轮设计的准确性和可靠性。

齿轮校核

齿轮强度校核1档位参数传输功率：600kW输入转速：25.68rpm；输出转速：6.0rpmZ1=25m=36 42CrMoZ2=107m=36 ZG35CrMo齿宽：600mm热处理：a）软齿面B）硬齿面（中频表面淬火）2强度校核1）根据软齿面检查a）系数选择使用系数Ka=1.25动载荷系数kV=1.2齿重分布系数KH=1.025 KF=1.0齿间载荷分配系数KH=1.2kf=1.2应力修正系数ysa1=1.58ysa1=1.8弹性系数Ze=189.8，寿命系数Zn1=1.6，Zn2=1.58，yn1=2.3，YN2=2.2齿廓系数yfa1=2.75 yfa2=2.3b）确定疲劳极限接触疲劳极限σH1=1180mpaσh2=650mpa弯曲疲劳极限σF1=380MPaσF2=300mpa最小接触安全系数sh=1.1最小弯曲安全系数sh=1.3c）计算结果2）硬齿面检查a）系数选择分布系数KF=1.01，齿重=1.01，KF=1.01齿间载荷分配系数KH=1.1kf=1.1，应力修正系数ysa1=1.58，ysa1=1.8弹性系数Ze=189.8，寿命系数Zn1=1.6，Zn2=1.58，yn1=2.3，YN2=2.2齿廓系数yfa1=2.75 yfa2=2.3b）确定疲劳极限接触疲劳极限σH1=1200Mpaσh2=700MPa弯曲疲劳极限σF1=400MPaσF2=350Mpa最小接触安全系数sh=1.2最小弯曲安全系数sh=1.5d）计算结果齿轮是一种机械元件，它在轮缘上连续啮合以传递运动和动力。

变速器已经使用很长时间了。

19世纪末，齿轮加工方法的生成原理和基于此原理的专用机床和工具层出不穷。

随着生产的发展，齿轮传动的稳定性越来越受到人们的重视。

通常有齿、槽、端面、法向面、顶圆、根圆、基圆和分度圆。

轮齿简言之，齿是用于啮合的齿轮的凸面部分。

这些突起通常呈放射状排列。

匹配齿轮上的齿相互接触，使齿轮连续啮合。

齿轮传动机构设计及强度校核

齿轮传动机构设计及强度校核一、概述1.优点：传动效率高；工作可靠、寿命长；传动比准确；结构紧凑；功率和速度适用范围很广。

2.缺点：制造成本高；精度低时振动和噪声较大；不宜用于轴间距离较大的传动。

3.设计齿轮——设计确定齿轮的主要参数以及结构形式主要参数有：模数m、齿数z、螺旋角β以及齿宽b、中心距a、直径（分度圆、齿顶圆、齿根圆）、变位系数、力的大小。

齿轮类型：—外形及轴线：—根据装置形式：开式齿轮：齿轮完全外露，润滑条件差，易磨损，用于低速简易设备的传动中闭式齿轮：齿轮完全封闭，润滑条件好半开式齿轮有简单的防护罩—根据齿面硬度(hardness)：硬度：金属抵抗其它更硬物体压入其表面的能力；硬度越高，耐磨性越好硬度检测方法：布氏硬度法（HBS）洛氏硬度法（HRC）软齿面齿面硬度≤350HBS 或≤38HRC硬齿面齿面硬度＞350HBS或＞38HRC二．齿轮传动的失效形式和设计准则齿轮传动的失效形式1）轮齿折断(Tooth breakage)疲劳折断齿根受弯曲应力-初始疲劳裂纹-裂纹不断扩展-轮齿折断2）过载折断短时过载或严重冲击，静强度不够全齿折断—齿宽较小的齿轮局部折断—斜齿轮或齿宽较大的直齿轮措施：增大模数（主要方法）、增大齿根过渡圆角半径、增加刚度（使载荷分布均匀）、采用合适的热处理（增加芯部的韧性）、提高齿面精度、正变位等。

备注：疲劳折断是闭式硬齿面的主要失效形式！疲劳折断产生机理：齿面受交变的接触应力-齿面受交变的接触应力-润滑油进入裂纹并产生挤压-表层金属剥落-麻点状凹坑注意：凹坑先出现在节线附近的齿根表面上，再向其它部位扩展；其形成与润滑油的存在密切相关；常发生于闭式软齿面(HBS≤350)传动中；开式传动中一般不会出现点蚀现象（磨损较快）；措施：提高齿面硬度和质量、增大直径（主要方法）等。

3、齿面胶合产生机理：高速重载-摩擦热使油膜破裂-齿面金属直接接触并粘接-齿面相对滑动-较软齿面金属沿滑动方向被撕落。

(完整版)锥齿轮的计算校核

2.按齿面接触强度进行设计 2t 3124()[](10.5)E H HR R d Z Z K T σψψ≥⨯- 1）确定载荷系数t K参照参考文献[1]得t K =1.30；2）齿轮传递扭矩T由步进电机保持转矩8N/mm 得T=8000N mm;3）齿宽系数查参考文献[1]表10-7，确定=0.3 4).区域系数Z H根据参考文献[1] 确定Z H =2.5；5).许用应力由参考文献[1]确定=522.5MPa; 6）材料弹性影响系数E Z由参考文献表10-6查得E Z =189.812a MP 综上计算得， 23124 1.38000189.8 2.5()522.50.3(10.50.3)d ⨯⨯⨯≥⨯⨯-⨯=59.1mm 3.确定齿数取Z 1=40，Z2= Z 1i=401=40；4.选大端模数m= d 1/Z 1=59.1/40=1.48圆整取m=2 ;5.计算分度圆锥角锥距 11240=arctan arctan 4540Z Z δ==o21=90904545δδ-=-=o o o o121mZ 1()56.572Z R mm Z =+=6.计算大端分度圆直径121d =d =m Z 24080mm ⨯=⨯= 7.确定齿宽=0.356.57=16.9R b R ψ=⋅⨯ b 1= b2=11 mm二. 齿根弯曲疲劳强度校核a 222214(10.5)u 1a F F S R R KT Y Y Z m σψψ=⋅⋅-+1. 查参考文献[1]10-5得 a F Y =2.4，a S Y =1.67 查阅参考文献[1]得[]=390 MPa;2.计算得 22224 1.38000 2.4 1.570.3(10.50.3)40211F σ⨯⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯+ =79.9<[]=390 MPa;故所选齿轮满足齿根弯曲疲劳强度要求。

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