齿轮的设计计算

齿轮的设计计算计算和说明结果1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按方案a，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由《机械设计》P191表10-1：小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为236HBS大齿轮选用45钢，正火处理，硬度为190HBS两者材料的硬度差为46HBS.4）选小齿轮的齿数为Z1=24，大齿轮的齿数Z2=4.01×24=96.24取Z2=972按照齿面接触强度初步设计齿轮主要尺寸由设计计算公式进行试算，即3211)(1.32.2HEdtZuuKTd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数tK=1.32)计算小齿轮传递的转矩mNnPT.44.25833.32375.8955095501113）选择齿宽系数d根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械设计》教材P205表10-7选齿宽系数d＝14）选择弹性影响系数ZE查《机械设计》教材P201表10-6选ZE=189.821MPa选用直齿圆柱齿轮传动，为7级精度硬度差合适选小齿轮的齿数为Z1=24大齿轮的齿数Z2=97Z1,Z2互为质数载荷系数tK=1.3小齿轮传递的转矩mNT.44.2581选齿宽系数d＝1ZE=189.821MPa5）确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限由《机械设计》教材P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5801lim同理可以查《机械设计》教材P209图10-21c确定大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5302lim6）计算应力循环次数设每年工作300天8111045.7830082133.3236060hjLnN8121086.101.4NN7）确定接触疲劳寿命系数由《机械设计》教材P207图10-19查得96.01HNK98.02HNK8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，MPaSKLimHNH8.55658096.0111MPaSKLimHNH4.51953098.0222（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值。mmZuuKtTdHEdt79.881.32.23211aMPH5801limaMPH5302lim应力循环次数N1=81045.7N2=81086.1接触疲劳寿命系数96.01HNK98.02HNK接触疲劳许用应力MPaH8.5561MPaH4.5192mmdt79.8812）计算圆周速度vsmndvt/503.110006033.32379.88100060113)计算齿宽bmmdbtd79.8879.881.14）计算齿宽与齿高之比b/h模数mmzdmtt700.32479.8811齿高h=2.25mt=2.25x3.700=8.325mm67.10325.879.88hb5）计算载荷系数。根据v=1.504（m/s），7级精度，由《机械设计》教材P194图10-8查得动载系数Kv=1.06直齿轮1FHKK由《机械设计》教材P193表10-2查得使用系数KA=1由《机械设计》教材P196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，427.1HK由67.10hb，427.1HK查机械设计教材P198图10-13得356.1FK;故载荷系数513.1HHVAKKKKK6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mmKKddtt396.933117）计算模数mmmzdm89.324470.9311圆周速度V=1.503m/s计算齿宽b=88.79mm齿宽与齿高之比67.10hb载荷系数513.1K分度圆直径mmd396.931计算模数m=3.89mm3按照齿根弯曲强度设计齿轮主要尺寸弯曲强度的设计公式3211)(2FSaFadYYzKTm（1）确定公式内各计算数值1）由《机械零件设计手册》查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP2151；大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP20022）由《机械设计》教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数95.01FNK91.02HNK3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4MPaSKFEFNF89.1454.121595.0111MPaSKFEFNF0.1304.120091.02224)计算载荷系数K437.1FFVAKKKKK5)查取齿形系数。由机械设计教材P200表10-5查得65.21FaY174.22FaY6)查取应力校正系数。由机械设计教材P200表10-5查得58.11SaY787.12SaY7)计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较。02870.089.14558.165.2111FSaFaYY02988.00.130787.1174.2222FSaFaYY大齿轮的数值大。（2）设计计算弯曲疲劳强度极限：aFEMP2151aFEMP2002弯曲疲劳寿命系数95.01FNK91.02HNK弯曲疲劳许用应力MPaF89.1451MPaF0.1302弯曲疲劳许用应力437.1K齿形系数65.21FaY174.22FaY应力校正系数58.11SaY787.12SaY378.302988.02411044.258437.12323m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.378并就近圆整为标准值m=3按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=93.396mm，算出小齿轮的齿数313396.9311mdz大齿轮的齿数Z2=4.01x31=124.31，取Z2=124。这样设计出的齿轮既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmzd9333111mmmzd372312422（2）计算中心距mmdda5.232237293221（3）计算齿轮宽度mmdbd939311取大齿轮的齿轮宽度B2=93mm小齿轮的齿轮宽度B1=100mm5齿轮结构设计小齿轮采用齿轮轴结构因为对于大齿轮，大齿轮齿顶圆直径mmmmzda378323124222378.3m小齿轮的齿数311z大齿轮的齿数Z2=124分度圆直径mmd931mmd3722中心距mma5.232小齿轮的齿轮宽度B1=100mm大齿轮的齿轮宽度B2=93mm小齿轮采用轮轴结构大齿轮采用腹板式结构齿全高h=2.25m=2.25*3=6.75mm其齿顶圆的直径大于160mm而又小于500m故大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径d=50)(mm轮毂直径1D=1.6d=1.6×50=80)(mm轮毂长度)(932mmBL轮缘厚度δ0=(3～4)m=9～12(mm)取0=10mm轮缘内径2D=2ad-2h-20=378-2×6.75-2×10=344.5mm取2D=345mm腹板厚度c=0.32B=0.3×93=27.9mm取c=28mm腹板中心孔直径0D=0.5(1D+2D)=0.5(80+345)=212.5(mm)腹板孔直径0d=0.25（2D-1D）=0.25（345-80）=66.25(mm)取0d=66(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.5×3=1.56齿轮传动的润滑方式通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定，齿轮的的圆周速度小于12m/s时，故常采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑的方式7绘制齿轮零件图轴孔直径d=50)(mm轮毂直径1D=80)(mm轮毂长度)(93mmL轮缘厚度δ0=10mm轮缘内径2D=345mm腹板厚度c=28mm腹板中心孔直径0D=212.5(mm)腹板孔直径0d=66(mm)齿轮倒角n=1.5采用浸油润滑方式