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1、3高速级齿轮设计3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数3.1.1压力角选定直齿圆柱齿轮，属于一般用途的齿轮传动，压力角取20。3.1.2精度选择带式输送机为一般工作机器（通用减速器），参考表10-6E21，选用7级精度。3.1.3材料选择由表10-1E2，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮 材料为45号钢（调质），齿面硬度为240HBS。硬度差为40HBS。3.1.4齿数选择闭式齿轮传动，试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2为：z =u - z（3-1）2 1式中：z小齿轮齿数；u I轴与II轴之间的传动比。故由式3-1，得大齿轮齿数z2：z =4.83 X
2、20=96.62取 z2=97。3.2按齿面接触疲劳强度设计3.2.1试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径d可由下式近似计算：+W-z(x（1）确定公式中的各参数值试选K =1.3。小齿轮传递的转矩T1为:T = 9.55 x 106 十 N - mm1ni式中：P I轴的输入功率，单位：kW； n iI轴的转速，单位：r/min。故由式3-3,得小齿轮传递的转矩T：(3-3)PT = 9.55 x106 N - mm = 2.381x 104 N - mm1n1因为小齿轮相对支承非对称布置，所以由表10-72,可查得齿宽系数d=1。由图10-202，可查得区域系数Zh=2.5。 H由表10-
3、52，可查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 E接触疲劳强度用重合度系数Zc为:|4 Z =&3(3-4)端面重合度，按下式计算:rz cos5a = arccos-4a1z + 2h*1 arz cosJa = arccosTa 2z + 2h*2 az (tan a tan a) + z (tan a tan a) 1a12a2a2兀式中：z小齿轮齿数；z2大齿轮齿数；h *齿顶高系数；aa压力角，单位：。故由式3-4、3-5，得接触疲劳强度用重合度系数Z&：(3-5)a = arccosal20cos 2020 + 2 x 1=31.32o97 cos 2097 + 2
4、x120 x(tan 31.32 - tan 20)+97 x (tan 22.97 - tan 20 )8 = 1.703aa = arccosa 2=22.97or4 -1 703Z =3= 0.875计算接触疲劳许用应力2 。H由图10-25dM,可查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:c= 600MPaH lim1c= 550MPaH lim2齿轮循环应力次数N为:N = 60njLh(3-6)式中：nI轴的转速，单位：r/min；齿轮转过一圈的应力变化次数，因为电机单向转动，所以j=1；Lh齿轮工作时间，设工作制度为二班制，一天按照8小时为一班,题目要求使用期限为10年，每年按30
5、0天工作时间计算,贝U L 二 2 x 8 x10 x 300 二 48000，单位：h。 h故由式3-6，得齿轮循环应力次数N：N = 60 x 960 x1x 2 x 8 x 300 x 10 = 2.7648 x1091N = 27648 x 109 = 5.7 x 10824.85齿轮接触疲劳许用应力b 为：HK GQ = HN_H4im MPaH S(3-7)式中：Khn 皿。齿轮接触疲劳寿命系数，由图10-232，可查得Khn1=0.90，安全系数，这里取S=1。OHlim故由式3-7，得两齿轮的接触疲劳许用应力o ：H齿轮接触疲劳极限，单位：MPa。 0.90 x 600La二二
6、 540MPaH 110.95 x 550a=522.5MPaH 2取。人和S 2中较小者作为该处轮副的接触疲劳许用应力，即:H 1H 2。=。2=522.5MPaHH 2(2) 由式3-2,近似得小齿轮分度圆直径d1:二 36.103mm3.2.2调整小齿轮分度圆直径(1)计算实际载荷系数kh前的数据准备 圆周速度v为：(3-8)兀d n.v 二 i m / s 60x1000式中：d1 小齿轮分度圆直径，这里为d，单位：mm；n I轴的转速，单位：r/min。故由式3-8，得圆周速度v：=1.814 m / s兀 x 36.103 x 960/m / s60 x 1000 齿宽b为:b =
7、 d mm(3-9)d式中：d齿轮分度圆直径，这里为d1t，单位：mm； 力齿宽系数。d 故由式3-9，得小齿轮齿宽b1:b = 1x 36.103mm = 36.103mm1t(2)实际载荷系数Kh为：K = K -K -K -K(3-10)HA V H 卩 Ha式中：K 使用系数，由表10-2，可查得KA=1；K 动载系数，根据v=1.814m/s,7级精度，由图1082,可查得K =1.08；vvKHr齿向载荷分配系数，根据7级精度、小齿轮相对支承非对称布置, HP由表10-42，用插值法可查得K中=1.416。HPk fKh齿间载荷分配系数，可由下式计算齿轮圆周力Ft1和上二，再结 H
8、at1b合表10-32可查得KHa：F = N(3-11)t1 d1式中：T1 小齿轮传递的转矩，单位：Nmm；dlt小齿轮分度圆直径，单位：mm；b齿轮齿宽，这里为小齿轮齿宽b1t，单位：mm。故由式3-11，得齿轮圆周力Ft1:Ft12T=1N = 1319 Nd1K F 1x1319根据一= N / mm = 36.534N / mm 2 K TYFt 1 C -z2d 1/ Y yFa saI Q 、F(3-14)(1)确定公式中的各参数值试选KHt=1.3。弯曲疲劳强度用重合系数Y&为:Y 二 0.25 +C0.75(3-15)式中：& 端面重合度，按照4.2.1 (1)中计算所得&
9、 =1.703。aa故由式3-15，得弯曲疲劳强度用重合系数兀：0 75Y 二 0.25 + 二 0.69C1.703 计算下式：(3-16)Y YFa_sabF式中：YpaYsa齿形系数，由图 10-172，可查得 YFa1=2.85，YFa2=2.2o应力修正系数，由图10-182,可查得Y尸1.55, Y 2=2.2。-弯曲疲劳许用应力，可由下式计算得出：(3-17)式中：Kn弯曲疲劳寿命系数，由图10-222，可查得Kfn1=0.85,KFN2=88。弯曲疲劳安全系数，这里取S=1.4；齿根弯曲疲劳极限，由图10-24W，可查得耳=500MPa，=380MPaoFlimlFlim2故由
10、式3-17，得弯曲疲劳许用应力b :Fa = 0.85 X 500 MPa = 303.57MPa f 11.4a = 0.88 X 380 MPa = 238.86MPa F 21.4故由式3-16，得:Y Y2.85 X1.55Fa1 和=0.0144a i 303.57F 1Y YKT =F 2釜2 = 0166Y Y因为大齿轮的Fa sa大于小齿轮,0 F-sa所以取Y Y _Fasa = Fa2_ Q FY YFa 2 sa 2 = 0.0166Q F 2(2)由式3-14，近似得小齿轮模数m：2 K TYmm = 1.21mm3.3.2调整齿轮模数(1) 计算实际载荷系数Kf前的数
11、据准备 圆周速度v为:(3-18)兀dn.v = i m / s60X1000式中：n jI轴的转速，单位：r/min；d齿轮分度圆直径，这里为小齿轮，可由式3-13得：d - 1.21 x 20mm = 24.2mm故由式3-18，得圆周速度v：兀 x 24.2 x 960./v 1.27 m / s60 x1000 齿宽b1t可由式3-9得：fb - 1x 24.2mm - 24.2mm1tb 计算宽高比十h全齿高h为：h - (2h* + c*)m mm(3-19)a式中：h *齿顶高系数；ac*顶隙系数；m齿轮模数，这里为m，。故由式3-19，得全齿高全齿高h：h - (2 x 1 + 0.25) x 1.21mm - 2.7225mmb所以宽高比士为:h24.22.7225
