课程设计齿轮传动设计

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ϕ=0.8～1.0；

5)螺旋角β=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=u•z1=

4.785∗24=114.84,取z2=115；

3)选择斜齿圆柱齿轮，取压力角α=20°；

4)初选螺旋角β=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

d1T≥√2K Ht T1

Φ

d •u+1

u

•(Z H Z E ZεZβ

[σH]

)

2

3

1)确定公式中的各参数值

a)试选载荷系数K Ht=1.3

b)计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55*106•P

n1

=9.55*106*4.496/1450(N•mm)=2.96*104N•mm

c)取齿宽系数Φ

d

=1.0

d)由图10.20查得区域系数Z H=2.433；

e)由表10.5查得材料的弹性影响系数Z E=189.8MPa 1 2

f)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε

αt=arctan(tanαn/tanβ)=arctan(tan20°/tan14°)=20.562°

αat1=arccos[z1cosαt/(z1+2h an∗cosβ)]

=arccos[24*cos20.562°/(24+2*1*cos14°)]=29.974°αat2=arccos[z2cosαt/(z2+2h an∗cosβ)]

= 22.963°

εα=[z1(tanαat1−tanαt′)+z2(tanαat2−tanαt′]/2π

=[24*(tan29.974°-tan22.963°)+115*(tan22.963°-tan20.562°)]/2π=1.474

εβ=ϕd z1tanβ/π=1*24*tan14°/π=1.905

Zε=√4−εα

3(1−εβ)+εβ

εα

=√4−1.474

3

∗(1−1.905)+1.905

1.474

=0.728

g)螺旋角系数Zβ=√β=√cos14°=0.985

h)计算接触疲劳许用应力[σH]

由图10.25c,d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

σHlim1=500MPa，σHlim2=375MPa

应力循环次数分别为

N1=60n1jL h=60*1450*1*(2*8*300*8)=3.341*109

N2=N1u⁄=3.341∗1094.785

⁄=6.98∗108

由图10.23查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90，K HN2=0.95

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

[σH]1=K HN1σHlim1

s

=450MPa

[σH]2=K HN2σHlim2

s

=356MPa

取较小值为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH]=[σH]2=356MP a 2)试算小齿轮分度圆直径

d1t≥√2K Ht T1

Φ

d

•

u+1

u

•(

Z H Z E ZεZβ

[σH]

)

2

3

=43.178mm 2.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v

v=

πd1t n1

60∗1000

=

π∗43.178∗1450

60∗1000

m/s=3.28m/s

ii.齿宽b=ϕd d1t=43.178mm

2)计算实际载荷系数K H

i.由表10.2查得使用系数K A=1.0

ii.根据v=3.28m/s，7级精度，由图10.8查得动载系数K v=1.10

iii.齿轮的圆周力F t1=2T1

d1t

⁄=2∗2.96∗10443.178

⁄ N=1.371∗103N

K A F t1 b =

1.0∗1.371∗103

43.178

N mm

⁄=31.752N/mm<100N/mm

查表10.3得齿间载荷分配系数K Hα=1.4

iv.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，

K Hβ=1.419

则载荷系数为K H=K A K V K HαK Hβ=2.225 3)按实际载荷算得的分度圆直径为

d1=d1t√K H K Ht

3

=51.65mm

即相应的齿轮模数m n=d1cosβ

z1

⁄=51.648∗cos14°/24 mm=2.088mm

3.2.4按齿根弯曲疲劳强度设计1.试算齿轮模数，即

m nt≥√2K Ft T1YεYβCOS2β

ϕd Z12

•(

Y Fa Y sa

[σF]

)

3

1)确定公式中各参数值

a)试选载荷系数K Ft=1.3

b)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε

βb=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan14°cos20.562°)=13.140°

εαv=εαcos2β

b

⁄=1.554

Yε=0.25+0.75ε

αv

⁄=0.733

c)弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ

Yβ=1−εβ

β

120°

=1−1.905∗

14°

120°

=0.778

d)计算Y Fa Y sa

[σF]

小齿轮和大齿轮的当量齿数z v1=z1

cos3β

⁄=24cos314°

⁄=26.27

z v2=z2cos3β

⁄=115cos314°

⁄=125.890

查图10.17得齿形系数Y Fa1=2.62, Y Fa2=2.17

由图10.18查得应力修正系数Y sa1=1.6, Y sa2=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

σFlim1=380MPa，σFlim2=320MPa

由图10.22查得弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，K FN2=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

[σF]1=K FN1σFlim1

s

=

0.85∗380

1.4

MPa=230.71MPa

[σF]2=K FN2σFlim2

s

=

0.88∗320

1.4

MPa=201.14MPa