齿轮强度校核及重合度计算(已优化)教学文稿
齿轮的校核PPT课件
圆轴扭转时的许用切应力[ ]值是根据试验确定的，可查阅有关设计手册。
7.5 D22(1- 2)
所以，轴的刚度也满足要求。
=9550 x 100 = 716.3 (N.m) 5kW,n=100r/min,轴的许用切应力
＝4பைடு நூலகம்M Pa,空心圆轴的内外径之比 = 0.
对于轴1： 要综合考虑扭矩和极惯性矩来确定最大单位长度扭角。
MAC
MCD
τ = 则： max MTmax / WP
= 902 x 10 3/ 0.2 x 50 3 = 14.4 Mpa < 38 MPa
所以，轴的强度足够。
例2：某拖拉机输出轴的直径d=50mm，其转速n=250r/min，
许用切应力[ ]=60MPa，试按强度条件计算该轴能传递 的最大功率。
PA=20kW，轴的转速n=180r/min，齿轮B、C、D的输出
功率分别为PB=3kW，Pc=10kW，PD=7kW，轴的许用切应
力[ ]=38M Pa，试校核该轴的强度。
解：求各轮的外力偶矩：
A
B
CD
MA = 9550 x 20/180
MB MC MD
A B
CD
用截面法可得：MAB
MA = 1061 N.m MB = 159 N.m MC = 531 N.m MD = 371 N.m
1000MT
Wp2
=
716300 0.2D2 3 (1- 4 )
= 40 ( M Pa)
D2 =
716300 0.2(1- 0.5 4) 40
= 46 mm
d 2 = 0.5D2=23 mm
A1 A2
d12 =D22(1-
2) =1.28
齿轮部分中心距前,弯曲强度校核(DOC)
自己动手改，特别是图要加一个链传动，自己找图或者动手画，拍下来贴上去。
如果是按照课程设计画的草图，直接加；不是的话，按照当时计算的那个图画简图机械设计《课程设计》学院能源与动力工程班级热工B姓名学号指导老师目录第一章绪论第二章课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目2.2 主要技术参数说明2.3 传动系统工作条件2.4 传动系统方案的选择第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构3.2 电动机选择3.3 传动比分配3.4 动力运动参数计算第四章齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)4.1 齿轮材料和热处理的选择4.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸4.2.2 齿轮弯曲强度校核4.2.3 齿轮几何尺寸的确定4.3 齿轮的结构设计第五章轴的设计计算(从动轴)5.1 轴的材料和热处理的选择5.2 轴几何尺寸的设计计算5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径5.2.2 轴的结构设计5.2.3 轴的强度校核第六章轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核6.2 键的选择计算及校核6.3 联轴器的选择第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定7.2 密封的选择确定7.3减速器附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算第八章总结参考文献第一章绪论本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。
通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。
主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
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。
齿轮强度校核(已验证)
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
齿轮内啮合传动的重合度及载荷修正系数的计算(Ⅱ)──载荷修正系数数据表
齿轮内啮合传动的重合度及载荷修正系数的计算(Ⅱ)──载荷
修正系数数据表
姚文席
【期刊名称】《机械强度》
【年(卷),期】2004(26)2
【摘要】在获得齿轮内啮合传动的齿侧间隙计算公式以后 ,结合齿对刚度的计算公式 ,推导出齿轮内啮合传动的加载重合度及载荷修正系数。
通过对具有不同模数、齿数、齿数差、变位系数及载荷的齿轮内啮合传动模型的计算 ,发现载荷及齿数(传动比 )的变化对载荷修正系数的影响较大 ,齿数差及变位系数的变化对载荷修正系数的影响较小 ,齿轮的精度对载荷修正系数的影响最大。
载荷修正系数在 0 .3 0至 1.0
【总页数】6页(P193-198)
【关键词】渐开线齿轮;内啮合传动;重合度;载荷修正系数;加载重合度
【作者】姚文席
【作者单位】北京机械工业学院机械工程系
【正文语种】中文
【中图分类】TH132.413;TH123
【相关文献】
1.齿轮载荷修正系数计算方法的研究 [J], 李杰;张磊;于少春;赵强;秦春红
2.齿轮传动中动载荷系数计算方法初研 [J], 葛宪金
3.关于GB/T 25627-2010换挡冲击载荷系数计算的修正建议 [J], 田晋跃;何绍华
4.齿轮内啮合传动的重合度及载荷修正系数的计算(Ⅰ)──齿侧间隙的计算 [J], 姚文席;马蔚
5.渐开线斜齿圆柱齿轮传动重合度系数修正 [J], 傅戈雁;陈艾华
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
塑料齿轮强度校核方法1(DOC)【甄选文档】
塑料齿轮强度校核方法1(DOC)塑料齿轮强度校核方法马瑞伍，余毅，张光彦（深圳市创晶辉精密塑胶模具有限公司，广东省深圳市518000）【摘要】随着动力传递型塑料齿轮应用领域的不断拓展，如何评估或校核塑料齿轮的强度成为设计者不得不考虑的难题。
由于塑料材料种类繁多，且不同种类的塑料性能指标差异很大，所以迄今为止有关塑料齿轮的强度算法还未形成统一的标准。
目前，具有代表性的塑料齿轮强度算法主要四种：①尼曼&温特尔法；②VDI 2545标准法；③KISSsoft软件基于VDI 2545标准修正法；④宝理“Duracon”法。
由于第②种算法已经废止，第③种算法主要以软件形式发布，因此本文将主要介绍第①和第④种算法，以期能为塑料齿轮的设计起到一定的借鉴意义。
【关键词】塑料齿轮强度设计1引言在国内，塑料齿轮起步于20世纪70年代。
在发展初期，塑料齿轮主要应用集中在水电气三表的计数器、定时器、石英闹钟、电动玩具等小型产品中。
这时期的塑料齿轮的多为直径一般不大于25mm，传递功率一般不超过0.2KW的直齿轮。
换言之，早期的塑料齿轮主要用于小空间内的运动传递，属于运动传递型齿轮。
随着注塑模具技术与注塑装备及注塑工艺水平的不断提高，模塑成型尺寸更大、强度更高的塑料齿轮成为可能。
现在，塑料齿轮传递动力可达1.5KW，直径已超过150mm。
动力型塑料齿轮已经成为众多产品动力传递系统的重要组成部分。
虽然动力型塑料齿轮的应用越来越广泛，但相应的塑料齿轮强度计算理论或标准却比较匮乏。
目前，塑料齿轮的强度计算多以金属齿轮的强度计算方法为参考，通过修正或修改某些系数来计算或评估塑料齿轮的强度是否满足使用要求，然后再通过实验方法验证强度是否满足使用要求。
下面，本文将介绍具有代表性的塑料齿轮强度的计算方法或观点，以期能够为塑料齿轮的强度设计提供借鉴。
2塑料齿轮强度计算方法从查阅到的相关文献资料看，塑料齿轮的强度计算方法基本上沿用了金属齿轮的强度校核理论及计算公式。
变速器齿轮副的强度计算与优化
变速器齿轮副的强度计算与优化在机械设计中，变速器齿轮副是一项重要的元件，它承担着传递动力和变速的功能。
对于变速器齿轮副的设计，强度计算和优化是至关重要的步骤。
本文将介绍变速器齿轮副的强度计算方法，并探讨如何进行优化设计。
一、强度计算1.1 强度计算的目的与意义在变速器齿轮副设计中，强度计算的目的是保证齿轮在正常工作负载下不发生破坏或塑性变形，确保其正常运行。
强度计算是机械设计过程中不可或缺的环节，它能够为工程师提供有关齿轮尺寸、材料和制造工艺等方面的指导。
1.2 强度计算方法强度计算方法主要包括静态强度计算和疲劳强度计算两种。
静态强度计算是根据最大接触应力和强度标准来计算齿轮的承载能力，其公式为：F₁ = Y₁Wt/σ其中，F₁为齿轮的静态强度，Y₁为载荷系数，Wt为传递的扭矩，σ为齿轮材料的强度。
疲劳强度计算是通过估算齿轮副在一定时间内的工作循环次数，来判断其是否会发生疲劳破坏。
疲劳强度计算需要考虑齿轮的表面硬度、材料疲劳极限和载荷系数等因素。
1.3 强度计算的优化对于变速器齿轮副的强度计算，我们还可以进行一些优化设计，以提高齿轮的承载能力和工作寿命。
首先，可以通过优化齿形参数来减小齿轮齿面接触应力，如增大齿数、改变齿廓曲线。
其次，选用高强度和高硬度的材料，如合金钢、淬火齿轮钢等，以提高齿轮的强度和抗疲劳性能。
此外，还可以采用表面强化处理技术，如渗碳、磨齿加工和喷丸等，提高齿轮表面的硬度和耐疲劳性能。
二、强度优化设计2.1 强度优化的目标与方法在进行强度优化设计时，我们的目标是使齿轮在给定的工作条件下，具有最小的体积和质量，同时满足强度和刚度要求。
强度优化设计的方法主要包括几何形状优化、材料选用优化和载荷分配优化等。
2.2 几何形状优化几何形状优化是通过改变齿轮的各项几何参数，以达到优化设计的目的。
常见的几何形状优化方法有增大齿数、改变齿廓曲线、调整模数和齿宽等。
例如，增大齿数可以减小齿轮齿面接触应力，改变齿廓曲线可以优化齿轮的载荷分配，调整模数和齿宽则可以满足强度和刚度要求。
(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
齿轮传动的强度计算41
三、主要参数的选择
1．齿数z1和模数m
抗弯曲疲劳强度降低
m↓
z1↑齿高h↓→切削量↓、滑动率↓
重合度e↑→传动平稳
一般，闭式齿轮传动：z1=20~40
开式齿轮传动：z1=17~20z2=uz1
对于传递动力的齿轮传动，为防止因过载而使轮齿折断，模数m不应小于1.5～2mm。
2．
齿数比u
齿数比：u=z2/z1，其值恒大于1。传动比i（或u）与理论值允许有±3%～±5%范围内的误差。
传动比i=n1/n2其值可以大于1，也可以小于1。
在数值上当减速时u=i；增速时u= 1/i。
通常应取u＜7。当u＞7时，可采用多级传动。
传动比i（或u）与理论值允许有±3%～±5%范围内的误差。
即要求：齿面硬、芯部韧。
新授内容：
一、轮齿的受力分析和计算载荷
1．轮齿受力分析
各作用力的方向如图
圆周力：
径向力：
法向力：
小齿轮上的转矩：
P—传递的功率（KW）n1—小齿轮上的转速
ω1----小齿轮上的角速度α----压力角
d1----小齿轮上的分度圆直径
提问：
齿轮传动常见都用什么材料？
教学过程设计及知识点传授：
危险截面：齿根圆角30˚切线两切点连线处。
齿顶受力：Fn，可分解成两个分力：
F1 = Fn cosγ——产生弯曲应力；F2 = Fn sinγ——产生压应力，可忽略。
弯曲力矩：M=KFnhcosγ
危险界面的弯曲截面系数：
弯曲应力：
∵h和S与模数m相关，故YF与模数m无关。
对于标准齿轮，YF仅取决于齿数Z，取值见图4－1。
考虑齿根处应力集中的影响，轮齿弯曲强度计算公式：
圆柱齿轮传动强度的计算精品文档7页
圆柱齿轮传动的强度计算1 直齿圆柱齿轮传动的强度计算1.齿面接触疲劳强度计算为了保证在预定寿命内齿轮不发生点蚀失效，应进行齿面接触疲劳强度计算。
因此，齿轮接触疲劳强度计算准则为：齿面接触应力σH小于或等于许用接触应力σHP，即σH≤σHP赫兹公式由于直齿轮在节点附近往往是单对齿啮合区，轮齿受力较大，故点蚀首先出现在节点附近。
因此，通常计算节点的接触疲劳强度。
图a表示一对渐开线直齿圆柱齿轮在节点接触的情况。
为了简化计算，用一对轴线平行的圆柱体代替它。
两圆柱的半径ρ1、ρ2分别等于两齿廓在节点处的曲率半径，如图b所示。
由弹性力学可知，当一对轴线平行的圆柱体相接触并受压力作用时，将由线接触变为面接触，其接触面为一狭长矩形，在接触面上产生接触应力，并且最大接触应力位于接触区中线上，其数值为式中σH-接触应力（Mpa）Fn-法向力（N）L-接触线长度（mm）rS-综合曲率半径（mm）；±-正号用于外接触，负号用于内接触ZE-材料弹性系数（），，其中E1、E2分别为两圆柱体材料的弹性模量（MPa）；m1、m2分别为两圆柱体材料的泊松比。
上式表明接触应力应随齿廓上各接触点的综合曲率半径的变化而不同，且靠近节点的齿根处最大（图c、d）。
但为了简化计算，通常控制节点处的接触应力。
节点处的参数（1）综合曲率半径由图可知，，代入rE公式得式中：，称为齿数比。
对减速传动，u=i；对增速传动，u=1/i。
因，则有（2）计算法向力（3）接触线长度L引入重合度系数Ze，令接触线长度将上述参数代入最大接触应力公式得接触疲劳强度计算公式令，称为节点区域系数。
则得(1) 齿面接触疲劳强度的校核公式齿面接触疲劳强度的校核公式为(2) 齿面接触疲劳强度设计公式设齿宽系数，并将代入上式，则得齿面接触疲劳强度的设计公式式中:d1-小齿轮分度圆直径（mm）；ZE-材料弹性系数()，按下表查取；注：泊松比m1＝m2＝0.3Z H-节点区域系数，考虑节点处轮廓曲率对接触应力的影响，可由下左图查取。
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。
齿轮设计校核演示教学
1. 选择齿轮材料及精度等级见表7-4，小齿轮选用45钢调质，硬度为220HBW ；大齿轮选用45钢正火，硬度为170HBW 。
初步估计齿轮线速度v ＜10m/s ，见表7-7，选择8级精度 2. 确定齿轮许用应力通过查机械设计手册，查得σlim H 和σlim Fσ1lim H =570MPa, σ2lim H =530MP σ1lim F =200MPa, σ2lim F =190MPa 见表7-10，查得S H 和S F S H =1，S F =1.3根据设计要求，齿轮工作年限为20年，每年52周，每周工作日为5天，单班制，每天工作8小时，所以 应力循环数：L h =20×52×5×8h=416000hN 1=60n 1jL h =60×500×1×416000=1.248×1010 N 2= N 1/i=1.248×1010/3=4.16×109 通过查机械设计手册，查得Z N 和Y N Z 1N =1，Z 2N =1.07 Y 1N = Y 2N =1由式（7-23）、式（7-26），求得许用应力 [σ1H ]=H H N S Z 1lim 1σ=15701⨯MPa=570MPa （7-23）[σ2H ]=H H N S Z 2lim 2σ=153007.1⨯MPa=567MPa （7-23） [σ1F ]=F F N S Y 1lim 1σ=3.12001⨯MPa=154MPa （7-26） [σ2F ]=F F N S Y 2lim 2σ=3.11901⨯MPa=146MPa （7-26） 3. 按齿面接触疲劳强度设计 1)小齿轮所传递的转矩 T 1=9.55×1061n P =9.55×106×500.4N ·mm=76400N ·mm 2)载荷因数K见表7-8，选取K=1.1 3）齿数z 1和齿宽因数Ψd选择小齿轮的齿数z 1=25，则大齿轮的齿数z 2=25×3=75，因是一级锥齿减速器，故为不对称布置，见表7-12，选取Ψd =1 4）齿数比μμ= z 2/ z 1=75/25=3 5）材料弹性系数因为两齿轮材料均为钢，见表7-9，查得Z E =189.8MPa 6）计算小齿轮直径d 1及模数m因为是软齿面，由齿面接触强度公式（7-22）计算 d 1》[]3d 12H E1)＋(KT Z 53.3μψμσ）（=3231)1＋3(764001.1)5678.18953.3(⨯⨯⨯⨯mm=53.9mm m=11z d =259.53=2.16mm见表7-1，取标准模数m=2.5mm 4. 计算大、小齿轮的几何尺寸 d 1=mz 1=2.5×25mm=62.5mmd 1a =m(z 1＋2h *a )=2.5×(25＋2×1)mm=67.5mmd 1f =m(z 1－2h *a －2c *)=2.5×(25－2×1－2×0.25)mm=56,25mmd 2=mz 2=2.5×75mm=187.5mmd 2a = m(z 2＋2h *a )=2.5×(75＋2×1)mm=192.5mmd 2f =m(z 2－2h *a －2c *)=2.5×(75－2×1－2×0.25)mm=181.5mm h 1=h 2=m(2h *a ＋c *)=2.5×（2×1＋0.25）mm=5.625mma=2)＋(m 21z z =2)75＋25(5.2⨯mm=125mm b=Ψd d 1=1×62.5mm=62.5mm 取b 1=70mm,b 2=65mm 5. 校核齿根弯曲疲劳强度 见表7-11，查得 Y F1=2.65,Y 1F =2.215 Y 1S =1.59,Y 2S =1.785 σ1F =11121z bm KT 2S F Y Y =MPa 59.165.2255.25.62746001.122⨯⨯⨯⨯⨯⨯=72.5MPa σ2F =11221S F S F F Y Y Y Y σ=MPa 59.165.2785.1215.25.72⨯⨯⨯=68.03MPa 6. 验算齿轮圆周速度 V=100060n d 11⨯π=1000605005.6214.3⨯⨯⨯m/s=1.64m/sV=1.64m/s﹤10m/s, 故合适。
齿轮校核课程设计
齿轮校核课程设计一、教学目标本课程旨在让学生掌握齿轮的基本校核方法，能够运用力学原理对齿轮进行强度校核和接触强度校核。
通过本课程的学习，使学生了解齿轮设计的基本流程，培养学生解决实际工程问题的能力。
具体目标如下：1.知识目标：–掌握齿轮的几何要素和参数计算。
–理解齿轮传动的受力分析。
–学习齿轮强度校核和接触强度校核的基本理论。
–熟悉齿轮设计的基本流程。
2.技能目标：–能够运用所学知识对齿轮进行强度校核和接触强度校核。
–能够运用计算机软件进行齿轮设计。
–能够分析并解决实际齿轮设计问题。
3.情感态度价值观目标：–培养学生的工程意识，使学生认识到齿轮设计在工程中的重要性。
–培养学生的创新精神和团队合作能力。
二、教学内容本课程的教学内容主要包括以下几个部分：1.齿轮的基本概念和参数计算。
2.齿轮传动的受力分析。
3.齿轮强度校核和接触强度校核的方法。
4.齿轮设计的基本流程。
5.齿轮设计软件的使用。
教学大纲安排如下：第1-2课时：齿轮的基本概念和参数计算。
第3-4课时：齿轮传动的受力分析。
第5-6课时：齿轮强度校核和接触强度校核的方法。
第7-8课时：齿轮设计的基本流程。
第9-10课时：齿轮设计软件的使用。
三、教学方法本课程采用讲授法、案例分析法和实验法相结合的教学方法。
1.讲授法：用于讲解齿轮的基本概念、理论知识和设计方法。
2.案例分析法：通过分析实际齿轮设计案例，使学生更好地理解和掌握齿轮设计的方法。
3.实验法：让学生亲自动手进行齿轮强度校核和接触强度校核的实验，提高学生的实践能力。
四、教学资源1.教材：选用国内知名出版社出版的《齿轮设计》教材。
2.参考书：提供国内外相关论文和著作，供学生拓展阅读。
3.多媒体资料：制作PPT、视频等教学课件，辅助学生理解抽象概念。
4.实验设备：准备齿轮强度校核和接触强度校核的实验设备，让学生进行实际操作。
五、教学评估本课程的评估方式包括平时表现、作业和考试三个部分，每个部分所占比例分别为30%、30%和40%。
齿轮强度计算教案.doc
敦学过程强度曲的月的在于保证齿轮传动在工作载荷的作用下，在预定的工作条件下不发生各种失效。
直齿圆柱齿轮的强度计算方法是其它各类齿轮传动计算方法的基础,斜齿圆柱齿轮、直齿圆锥齿轮等强度计算，可以折合成当量直齿圆柱齿轮来进行计算。
工作珈是指作用在齿上的载荷大小及其在齿上的分布情况。
先奴彩ft主要是前面所述的断齿及齿面点蚀。
一、齿轮的受力分析在进行齿轮强度计算前，首先应求出轮齿上受的力。
圆周力F t = 2T皿径向力/> =F t tana法向力F n = F t/cos aPT}=9.55X106-L主动轮转矩％主动轮上的圆周力是阻力,与转动方向相反；从动轮上的圆周力是驱动力，与转动方向相同。
径向力分备注5分钟10分钟图10-17别指向各自的轮心。
直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度计算是针对防止齿根疲劳折断破坏而进行的计算方法，其依据是材料力学中的悬臂梁的应力丫&称为载荷作用于齿顶时的齿形系数，简称齿形系数。
》b 为 载荷作用于齿顶的齿形系数,取决于轮齿的形状,与齿数、变位 系数、压二、直齿圖粒母轮齿根弯曲疫势强度计算备注25分钟分析。
校核公式：RaSiny2KT、1设计公式：m > 1.59?KT, Y rs0上】2("±1)[°>]其中：K 为载荷系数力角等有关，与模数无关，是无量纲的常量。
应力修正系数蔦可以理解为考虑齿根圆角处的应力集中，同时也考虑了齿根压应力和其余应力的影响后引入的计算参数。
根据教材表10・6和表10・7可以选取相应的参数。
注意：在实际传动中,为了安装时两轮不致沿端面错开，往往把小齿轮的齿宽长度在设计宽度b的基础上人为地加宽一些(2 ~ 3mn),但在计算时仍按设计齿宽计算。
三、齿面接融疫势强度计算直齿圆柱齿轮接触疲劳强度计算是防止齿面点蚀破坏的计算方法，其理论依据是两平行圆柱体的接触应力理论。
齿面疲劳点蚀是闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式，而点蚀是由于传动过程中齿面受接触应力的反复作用所致，故与齿面接触应力大小有关。
齿轮传动的强度计算1
齿轮传动的强度计算1齿轮传动的强度计算【一】能力目标1.能根据工作条件判断齿轮传动的失效形式及建立设计准则，并进行设计计算2.会选择合适的齿轮材料【二】知识目标1.熟悉齿轮传动的失效形式及建立设计准则2.掌握齿轮传动的受力分析及强度计算【三】教学的重点与难点重点：齿轮传动的强度计算。
难点：齿轮传动的受力分析。
【四】教学方法与手段采用多媒体教学，结合实际，提高学生的学习兴趣。
【五】教学任务及内容一、齿轮传动的失效形式和设计准则齿轮传动：开式传动、闭式传动、半开式传动（一）齿轮传动的失效形式轮齿间的接触压力通常是很大的，而且是一种高副线接触，在接触线上将产生很大的接触应力(即局部挤压应力)，并且也是脉冲交变应力。
1、轮齿折断1）疲劳折断轮齿是受一脉冲交变应力，在轮齿根部的过渡圆角处发生疲劳裂纹而发生折断。
2）过载折断短时过载或强烈冲击。
避免措施：选择齿轮模数和齿宽、选用适当材料增大圆角半径、提高齿面加工精度；轮齿进行弯曲强度算等。
2、疲劳点蚀失效原因：轮齿工作时，表面接触应力按脉动循环变化，由于材料的不均匀性和应力分布的不均匀性，在轮齿相接触的侧面接触应力较大的点，会发生如锈蚀一样的表皮剥落情况，称为疲劳点蚀。
疲劳点蚀是软齿面闭式齿轮传动主要失效形式。
避免措施：采用闭式齿轮传动；轮齿进行齿面接触强度计算；3、胶合失效原因：高速重载及润滑和散热不良时，由于发热而使润滑油粘度降低而被挤出，使两轮齿接触面常常出现一种互相焊连起来的现象，称为胶合。
当两轮齿齿面相对滑动时，其表面胶合处即被撕下形成胶合痕迹，最后将使轮齿失效。
避免措施：采用有添加剂的抗胶合润滑油；提高齿面硬度和降低粗糙度；4、齿面磨粒磨损失效原因：开式齿轮传动，轮齿间将有金属粉末灰尘、污物等进入而成为磨料，使轮齿间形成一种磨料研磨，长期下来即将使轮齿严重磨损而失效。
避免措施：采用闭式传动；提高齿面硬度和降低粗糙度；保证良好的润滑。
5、齿面塑性变形失效原因：软齿面齿轮，在重载条件下，在轮齿表面出现的金属流动现象。
齿轮强度计算重合度问题
齿轮强度计算重合度问题英文回答：Overlap Factor in Gear Strength Calculations.The overlap factor is a critical parameter in gear strength calculations, as it directly affects the load-carrying capacity and durability of the gears. It represents the ratio of the arc of contact between two mating gears to the base pitch of the gears. A higher overlap factor indicates greater contact between the gears, resulting in increased load-carrying capacity and reduced contact stresses.The overlap factor is influenced by several factors, including the number of teeth on the gears, the pressure angle, and the center distance between the gears. In general, a higher number of teeth leads to a higher overlap factor, as do larger pressure angles and smaller center distances.To calculate the overlap factor for a pair of gears, the following formula can be used:Overlap Factor = (0.5 Number of Teeth on Gear 1) / (Base Pitch Center Distance)。
齿轮重合度
齿轮重合度：本文阐述了齿轮传动的重合度的概念及具体方法和图解方法。
讨论了根切现象对重合度的影响并给出计算公式。
不同形式齿轮的重合度的分析。
：齿轮重合度根切啮合线：齿轮机构是现代机械中应用最广泛的一种传动机构。
重合度是齿轮传动的一个很重要的概念，是齿轮传动的连续性及平稳性评价的重要指标。
1 11渐开线直齿圆柱齿轮传动的重合度齿轮机构的传动是由两轮轮齿依次啮合来实现的，要使因轮能连续传动，就要求在前一对轮齿尚未脱离啮合时，后一对轮齿己进入啮合，如图1所示齿轮1为主动轮，齿轮2为从动轮。
当两轮的一对轮齿开始啮合时，必为主动轮的齿根推动从动轮的齿顶。
因此开始啮合点是从动轮的齿顶圆与啮合线N1 N2的交点B2。
随着啮合传动的进行，轮齿啮合点沿着N1 Nz移动，主动轮轮齿上的啮合点逐渐向齿顶部移动，而从动轮轮齿上的啮合点向齿根部移动。
当啮合传动进行到主动轮的图1渐开线齿轮的啮合过程齿顶圆与啮合线N1 N2的交点B1时，两轮齿即将脱离接触，故B为轮齿接触的终止点。
从一对轮齿的啮合过程来看，啮合点实际走过的轨迹只是啮合线N1N2上的一段B1 B2，故将B1 B2称为实际啮合线，N1N2称为理论啮合线。
要使齿轮连续地进行传动，就必须在前一对轮齿尚未退出啮合时，后一对轮齿能及时进入啮合。
为此，必须使得B1B2>Pb}即要求实际啮合线段B1 B2大于或等于齿轮的基节pb 根据以上分析，齿轮连续传动的条件是:两齿轮的实际啮合线B1 B2应大于或至少应等于齿轮的基节Pb即B1 B2 > Pn把实际啮合线的长度B, Bz与基圆上的齿距P。
之比称为齿轮传动的重合度，以Ea表示。
22 重合度理论分析由图1可知，为了保证一对齿轮传动的连续性和平稳性，除了保证两轮的基节相等之外，还要求当渐开线E1和E2到达B1点即将退出啮合之时它们后边的一对相邻渐开线E3 和E4至少要达到即将开始啮合的位置B2点，这样才能保证牙齿啮合交替时有很好地衔接。
齿轮强度计算及校核程序
齿轮强度计算及校核程序
李燕春
【期刊名称】《轴承技术》
【年(卷),期】2003(000)002
【摘要】@@ 带齿型的转盘轴承在我公司的利润及产值中占有很大的比重,而该种型号的轴承均需要进行齿轮强度计算,但是齿轮的强度计算过程十分的复杂和繁琐,需要查阅大量的表格和数据.以前我公司由于没有强度计算程序,无法进行设计较核,更无法对轴承的承载能力做出评估,对于用户需要提供齿轮强度的情况,我公司只能求助于相关单位,既耽误时间又浪费了资金,为此必须建立我们自己的计算校核程序.【总页数】1页(P52)
【作者】李燕春
【作者单位】计算机应用技术研究室
【正文语种】中文
【中图分类】TH13
【相关文献】
1.减速型驱动电动轮中齿轮接触强度的校核计算 [J], 颉方正;张雯娣
2.齿轮泵,马达壳体强度校核计算 [J], 蔡毅
3.圆柱齿轮参数计算及接触疲劳强度校核程序设计 [J], 张士军
4.螺旋齿轮传动精确的齿面接触强度校核与设计计算方法 [J], 张建敏;郭奕崇
5.齿轮传动强度校核程序的编制和应用 [J], 方胜年
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
22.59 44.34 22.59 174.17
1 2
z1 tan at1 tan t z2 tan at2
tan t
齿顶圆压力角 端面重合 纵向重合
αat
度 εα 度εβ
cos t
a
arccos
db da
b sin mn
总重合度 当量齿数
εγ
zv
z v z 1 / cos 3
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
β
4 齿间载荷分配系数 KHa、 KFA 表14-1-92按7级精度经表面硬化直齿轮
5 节点区域系数
ZH
2 cos(βb ) cos 2 ( t ) tan( t，）
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/
38.97
20.93
1.651046 1.466037 3.117083 26.79
82.21
1.037
23.900 0.087
1 1
2.201
6 材料弹性系数
ZE
表14-1-95，大小齿轮均为钢件
189.8
7 重合度系数 8 试验齿轮疲劳极限 9 齿轮设计寿命 10 寿命系数 11 油膜影响系数
Zε,Zβ σHlim
NL YNT ZLVR
4
a 3
(1
)
a
当εβ〉1时取εβ=1
按图14-1-84，齿轮滲碳淬火能保证有效层
1193 1.0154
按所选定安全系数，齿轮1接触强度不能满足要求
齿轮2接触强度满足要求
18 复合齿形系数 19 抗弯重合系数
YFS Yεβ
图16.2-24剃齿齿轮(找齿数和变为系数交
点)
Y Y
Y
0.25 0.75 a
如果εβ>1，则 Y 1
4.09 0.535
20 弯曲疲劳强度基本值
σFE
Yx
图16.2-28，模数mn<5
1
25 计算弯曲应力
σF
F t
b
KA KV KF KF YFs Y
mn
389
26 最小安全系数
SFmin
参考表14-1-100
1.40
27 许用弯曲应力
σFP
FE YNT Yrect Z Rrect YX S F min
623
28 安全系数
SF
齿轮1弯曲强度满足要求
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
齿轮强度校核计算
分度圆压力角a/α n
度
20
输入扭矩 N·M T
407 输入转速
转/分
n
法向模数
Mn
3 螺旋角
β
输 小齿轮齿数
Z1
14 大齿轮齿数
Z2
入 小齿轮变位系数
X1
0.5 大齿轮变位系数
X2
数 小齿轮节圆直径
d1
48.021 大齿轮节圆直径
d2
据 小齿轮宽度
b1
33 大齿轮宽度
b2
端面重合度(按尾表算) εa
21 计算寿命系数
YNT
22 齿根圆角敏感系数 YδRelT
图A 渗碳淬火钢，心部硬度>30HRc
2 10 6 NL
0 .115
表16.2-48，齿根圆角qs>1.5
1050 0.831
1
23 齿根表面状况系数 YRrelT 表14-1-112，齿根表面粗糙度Ra≤2.6μm
1
24 抗弯尺寸系数
1193
1.9195 满足要求
3.95
0.535
0.704256
Yβ=
0.76
图14-1-109/
1050 0.831
1 1 1
419 1.4 623
2.08
满足要求 弯曲疲劳强度校核
1 2
z1 tan at1 ta
齿宽 b
端面模数 mt
mt
mn cos
分度圆直径 d 齿顶高 ha 齿顶圆直 中心距 a 端面压力 基圆直径
FE YNT Yrect Z Rrect YX F
2.24
齿轮2弯曲强度满足要求
以上校核计算按照机械工业出版社《机械设计手册》【齿面接触疲劳强度与齿根弯曲疲劳强度校核 计算】进行
注：绿色为输入 值，红色为计算值
齿数 Z
模数 m 压力角 α 螺旋角 β 变为系数 χ
齿顶高系 数 h*an
SHmin 参考表14-1-100较高可靠度低档选取
1 1.25
15 计算接触应力
σH
ZH ZE Z
Ft bd1
u 1 u
KA
KV
KH
KH
1469
16 许用应力 17 安全系数
σHP SH
HLim Z NT Z LVR ZW Z X S H min
HLim Z NT Z LVR ZW Z X H
小齿 轮
大齿 轮
14
3
20
29
55
3
20
29
0.5
1
0.0759
1
820 29 55
0.0759 188.653
28.5 1.466 22.59448
16951 2.06
齿轮2 1
1.000
1 1
2.201
189.8
0.93521105 1550
15000000 0.962 1 1
1 1.25
777
d
mt
ห้องสมุดไป่ตู้
z1
mn 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