齿轮传动设计

一、转矩与功率

式中：P──齿轮传递的功率（kW）；T──传递的转矩（N.m）；n──齿轮的转速(r/min)。

二、传动比i计算

式中：n1、n2分别为两齿轮的转速（r/min）。

三、圆柱齿轮传动简化设计计算公式

式中：K──载荷系数，。载荷平稳、精度高、速度较低、齿轮对称于轴承布置、斜齿轮时，应取小值；反之，取大值。T1──小齿轮传递的额定转矩（N.m）。齿宽系数：，；齿数比：，z1、z2分别为小齿轮、大齿轮的齿数；YFS──复合齿形系数；

──许用接触应用（N/mm2），。为试验齿轮的接触疲劳极限应用（N/mm2），为接触强度计算的最小安全系数，一般大小 1.1。──许用弯曲应力（N/mm2），，为齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，为抗弯强度计算的最小安全系数，一般应大小1.4。

四、齿轮疲劳强度校核公式

或或

式中：mn──法面模数（mm）；b──齿宽（mm）；d1──小齿轮分度圆直径（mm）；Ft──分度圆上的圆周力（N）；KA──使用系数；KV──动载系数；KHβ、KFβ──齿向载荷分布系数；KHα、KFα──齿间载荷分配系数；──计算接触应力（N/mm2）；ZE──材料弹性系数，

（）；ZH──节点区域系数；──接触强度计算的重合度与螺旋角系数；─

─许用接触应力（N/mm2）；──试验齿轮的接触疲劳极限应力（N/mm2）；ZNT──接触计算的寿命系数；ZLVR──润滑油膜影响系数；ZW──工作硬化系数；ZX──接触强度计算的尺

寸系数；SHlim──接触强度最小安全系数；──计算弯曲应力（N/mm2）；YFS──复合齿形

系数；──抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数；──许用弯曲应力（N/mm2）；─

─齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值（N/mm2）；YNT──抗弯强度计算的寿命系数；──相

对齿根圆角敏感系数；──相对齿根表面状况系数；YX──抗弯强度计算的尺寸系数。五、校核计算公式中各系数

（1）分度圆上的圆周力F t（N）

计算公式：

式中：T──传递的转矩，N.m；d──分度圆直径，mm。

（2）使用系数K A

使用系数是考虑由于原动机和工作机的载荷变动、冲击、过载等对齿轮产生的外部附加动载荷影响的系数。可按表1选取。

表1使用系数K

2. 当外部机械与齿轮装置之间有挠性联接时，通常KA值可适当减小。

（3）动载系数K V

动载系数是考虑齿轮传动在啮合过程中，大、小齿轮啮合振动所产生的内部附加动载荷影响的系数。可按下式计算确定：

式中：K1、K2按表2选取。

表2系数K1、K2

（4）齿向载荷分布系数K Hβ、K Fβ

齿向载荷分布系数是考虑沿齿向载荷分布不均匀影响的系数。对于通过测量和检查能够掌握轮齿的情况，并作相就的修形。或对齿轮结构作特殊处理、或经过仔细跑合，能使载荷沿齿向均匀的，

可取：

。一般情况下，可按表3～表6所列公式计算。

表3调质齿轮KHβ、KFβ的计算公式（装配时不作检验调整）

表5硬齿面齿轮KHβ、KFβ的计算公式（装配时不作检验调整）

表6 硬齿面齿轮KH β、KF β的计算公式（装配时检验调整）（5）齿间载荷分配系数K Hα、K Fα

齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀的影响的系数。由表7选取计算。表7 齿间载荷分配系数K Hα、K Fα

（6）节点区域系数Z H

节点区域系数是考虑节点啮合处法面曲率与端面曲率的关系下的力转换计算公式：

式中：

──分度圆端面压力角；

──节圆端面压力角；

──基圆柱螺旋角。

（7）材料弹性系数Z E （

）

材料弹性系数是考虑配对齿轮的材料弹性模量E 和泊松比v 对接触应力影响的系数。按下式计算：

式中：E1、E2──小、大齿轮的弹性模量（N/mm2）； v1、v2──小、大齿轮的泊松比。

某些材料配对时的ZE 值从表8中选取。

①

表8材料弹性系数Z E（

）

（8）接触强度计算的重合度与螺旋角系数

接触强度计算的重合度与螺旋角系数

，

为接触强度的重合度系数，它是考虑端

面重合度

和纵向重合度

对齿面接触应力影响的系数；

为接触强度计算的螺旋角系数，

它是考虑螺旋角对齿面接触应力影响的系数。计算公式为

当

时，按

代入上式计算。

（9）试验齿轮的接触疲劳极限应力

（N/mm2）

是指某种材料的齿轮经长期持续的重复载荷作用后，齿面保持不破坏的极限应力。如图1所示。图中ML、MQ、ME分别表示材料质量、热处理质量达到最低要求、中等要求和很高要求时的取值线。

（10）接触计算的寿命系数Z NT

当考虑齿轮寿命为有限寿命时，齿轮的接触疲劳极限可以提高的系数。按图2选取。

图2接触计算的寿命系数Z NT

（11）润滑油膜影响系数Z LVR

润滑油膜影响系数是考虑到齿面间的润滑状况对齿面接触强度影响的系数，软齿面和硬齿面分别按图3、图4选取。

图3软齿面齿轮的Z LVR图4硬齿面齿轮的Z LVR

（12）工作硬化系数Z W

工作硬化系数ZW是考虑经光整加工硬齿面小齿轮对大齿轮的硬化作用，从而提高齿轮接触疲劳强度影响的系数。对于硬度范围为130≤HBS≤470的调质钢或结构钢大齿轮与齿面光滑（Ra≤1μm或Rz≤6μm）的硬化小齿轮啮合时，按图5选取；其它情况取ZW=1。

图5工作硬化系数Z W

（13）接触强度计算的尺寸系数Z X

接触强度计算的尺寸系数是考虑到当计算齿轮的模数大于试验齿轮时对接触疲劳强度影响的系数，按图6选取。

图中：

a──调质钢、正火钢疲劳强度；静强度所有材料；

b──短时间液体或气体氮化、长时间气体氮化钢；

c──渗碳淬火、感应或火焰淬火表面硬化钢图6接触强度计算的尺寸系数ZX

（14）最小安全系数S Hlim、S Flim

最小安全系数是考虑齿轮工作可靠性的系数。取值可参考表9。

（15）复合齿形系数Y FS

复合齿形系数是考虑齿形以及齿根过渡曲线处的应力集中效应对齿根应力影响的系数。可按图7和图8选取。

图7外齿轮的复合齿形系数YFS

图8外齿轮的复合齿形系数YFS

（16）抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数

旋角对弯曲应力影响的系数。两系数的计算公式为

当时，按代入上式计算。当时，按计算。

（17）齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值（N/mm2）

是用齿轮材料制成的无缺口试件，在完全弹性范围内经受脉动载荷作用时的名义弯曲疲劳极限。

式中：YST――试验齿轮的应力修正系数，YST＝2.0。

――试验齿轮的弯曲疲劳极限，它是指某种材料的齿轮经常期持续的重复载荷作用后，齿根保持不破坏时的极限应力，按图9查取。

图9齿根弯曲疲劳极限及基本值对于在对称循环载荷下工作的齿轮，应将从图中查出的值

乘以0.7，对于双向动转工作的齿轮，所乘系数可稍大于0.7。

（18）抗弯强度计算的寿命系数YNT

YNT是考虑齿轮只要求有限寿命时，齿轮的齿根弯曲疲劳强度可以提高的系数。按图10查得。

图10抗弯强度计算的寿命系数YNT

图中的NL为应力循环次数。对于非稳定变载荷下工作的齿轮，NL为当量应力循环次数。

（19）相对齿根圆角敏感系数

相对齿根圆角敏感系数是考虑所计算齿轮的材料、几何尺寸等对齿根应力的敏感度与试验齿轮不同面引进的系数，按表10查得。

（20）相对齿根表面状况系数

相对齿根表面状况系数是考虑所计算齿轮的齿根表面状况与试验齿轮不同而引进的系数。

①疲劳强度计算时

齿根表面粗糙度RZ≤16μm（或Ra≤2.6μm）时

=1.0

齿根表面粗糙度RZ>16μm（或Ra>2.6μm）时

=0.9

②静强度计算时=1.0

（21）抗弯强度计算的尺寸系数YX

抗弯强度计算的尺寸系数YX是考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮的模数，由于尺寸效应使齿轮的弯曲疲劳极限降低的系数，按图11查取。

图11抗弯强度计算的尺寸系数YX

六、外啮合变位斜齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式

；

或

，

七、圆柱齿轮极限偏差、公差计算公式

──分度圆螺旋角

八、齿厚极限偏差

国际中规定了14种齿厚极限偏差，按偏差数值由小到大顺序依次用字母C、D、E、…S表示。每个代号

代表齿距极限偏差的倍数。如下表21所示。

公法线平均长度上偏差

公法线平均长度公差

九、中心距极限偏差值（）

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； 5)螺旋角； 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，齿数比，即大齿轮齿数 ,取； 3)选择斜齿圆柱齿轮，取压力角°； 4)初选螺旋角. 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 ≥ 1)确定公式中的各参数值 a)试选载荷系数=1.3 b)计算小齿轮传递的转矩

=9.55*?=9.55**4.496/1450(N?mm)=2.96*N?mm c)取齿宽系数=1.0 d)由图10.20查得区域系数=2.433； e)由表10.5查得材料的弹性影响系数=189.8 f)计算接触疲劳强度用重合度系数 =arctan(tan/tan)=arctan(tan20/tan14)=20.562° =arccos =arccos[24*cos20.562/(24+2*1*cos14)]=29.974 =arccos = 22.963 = =[24*(tan29.974-tan22.963)+115*(tan22.963-tan20.562)]/2 =1.474 ==1*24*tan14/=1.905 = g)螺旋角系数===0.985 h)计算接触疲劳许用应力由图10.25c,d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 =500MPa，=375MPa 应力循环次数分别为 =60=60*1450*1*(2*8*300*8)=3.341*

机床主传动系统设计

机床主传动系统设计多轴箱是组合机床的重要专用部件。它是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装于进给滑台，可完成钻扩铰镗孔等加工工序。通用主轴箱采用标准主轴，借助导向套引导刀具来保证被加工孔的位置精度。 5.1大型主轴箱的组成大型通用主轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等组成。有箱体、前盖、后盖、上盖、侧盖等为箱体类零件；主轴、传动轴、手柄轴、传动齿轮、动力箱或电动机齿轮等为传动类零件；叶片泵、分油器、注油标、排油塞、油盘和防油套等为润滑及防油元件。 5.2多轴箱通用零件 1．通用箱体类零件箱体材料为HT200，前、后、侧盖等材料为HT150。多轴箱的标准厚度为180mm，前盖厚度为55mm，后盖厚度为90mm。 2．通用主轴 1)滚锥轴承主轴 2)滚针轴承主轴 3)滚珠轴承主轴：前支承为推力球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受单方向的轴向力，适用于钻孔主轴。 3．通用传动轴通用传动轴一般用45＃钢，调质T235；滚针轴承传动轴用20Cr钢，热处理S0.5～C59。 4．通用齿轮和套多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。 5.3通用多轴箱设计 1．多轴箱设计原始依据图

1) 多轴箱设计原始依据图图5－1.原始依据图 2) 主轴外伸及切削用量表5－1.主轴参数表 3) 被加工零件：箱体类零件，材料及硬度，HT200，HB20～400 2．主轴、齿轮的确定及动力的计算 1) 主轴型式和直径、齿轮模数的确定主轴的型式和直径，主要取决于工艺方法、刀具主轴联结结构、刀具的进给抗力和切削转矩。钻孔采用滚珠轴承主轴。主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸尺寸可初步确定。传动轴的直径也可参考主轴直径大小初步选定。齿轮模数m （单位为mm ）按下列公式估算： (30~m ≥=≈1.9（《组合机床设计简明手册》p62）

齿轮齿条传动机构设计规划介绍

齿轮齿条传动机构的设计和计算 1. 齿轮1，齿轮2与齿轮3基本参数的确定由齿条的传动速度为500mm/s,可以得到齿轮3的速度为500m/s,即 ,/5003s mm V =又()160 d 3 33n V π= ，取,25,25.3202131mm B B mm m Z Z =====，由此可得()265d 31mm mZ d ===，由（1）与（2）联立解得m in /r 147n 32==n ，取4i 12=则由4i 2 1 1212=== n n z z 得80m in,/58821==z r n 2. 齿轮1齿轮2与齿轮3几何尺寸确定齿顶高 ()()mm x h m h h h n an a a a 525.57.0125.3321=+?=+===* 齿根高 ()()mm x c h m h h n n an f f f 79.17.025.0125.3h 321=-+?=-+===** 齿高 mm h h h h f a 315.7h 321=+=== 分度圆直径 mm mz d mm mz d 84.26512cos /8025.3cos /,46.6612cos /2025.3cos /d 0220131=?===?===ββ 齿顶圆直径 mm h d d mm h d d a a a a a 34.2772,51.772d 2221131=+==+== 齿根圆直径 mm h d d mm h d d f f f f f 26.2622,88.622d 2221131=-==-== 基圆直径 mm d d mm d d b b b 8.249cos ,45.6220cos 46.66cos d 220131===?===αα 法向齿厚为 mm m x s s n n n n n n 759.625.3364.07.022tan 22s 1321=??? ? ????+=??? ??+===παπ

直齿圆柱齿轮设计步骤知识讲解

直齿圆柱齿轮设计 1.齿轮传动设计参数的选择齿轮传动设计参数的选择： 1）压力角α的选择 2）小齿轮齿数Z1的选择 3）齿宽系数φd的选择齿轮传动的许用应力精度选择压力角α的选择由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16 o～18 o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。小齿轮齿数Z 1 的选择若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z 1 =20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z 1 =17~20。为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z 1≥17。Z 2 =u·z 1 。齿宽系数φ d 的选择

由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为所以对于外捏合齿轮传动φ a 的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定再用上式计算出相应的φ d 值表：圆柱齿轮的齿宽系数φ d 装置状况两支撑相对小齿轮作对称布置两支撑相对小齿轮作不对称布置小齿轮作悬臂布置 φd0.9～1.4（1.2～1.9）0.7～1.15（1.1～1.65）0.4～0.6 注：1）大、小齿轮皆为硬齿面时φ d 应取表中偏下限的数值；若皆为软齿面或仅大齿轮为软齿面时φ d 可取表中偏上限的数值； 2)括号内的数值用于人自齿轮，此时b为人字齿轮的总宽度； 3)金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时，φ d 可小到0.2； 4)非金属齿轮可取φ d ≈0.5～1.2。齿轮传动的许用应力齿轮的许用应力[σ]按下式计算式中参数说明请直接点击疲劳安全系数S 对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=S H =1。但是，如果一旦发生断齿，就会引起严重的事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度的计算时取S=S F =1.25~1.5.

齿轮传动设计计算例题详解精选.

齿轮传动设计计算的步骤（1）根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。（2）分析失效形式，根据设计准则，设计m或d1；（3）选择齿轮的主要参数；（4）计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11；（5）根据设计准则校核接触强度或弯曲强度；（6）校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等；（7）绘制齿轮零件工作图。

以下为设计齿轮传动的例题：例题试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n 1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。解：（1）选择材料与精度等级小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。（2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×106 n1 P =9.55×106×95510 =105N ·mm ②载荷系数K 查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψ d 取z 1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψ d =1。 ④许用接触应力【 σ H 】由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得S H =1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得 11 =Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得 MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得

齿轮传动设计

齿轮传动设计- 图文一、转矩与功率式中：P──齿轮传递的功率（kW）；T──传递的转矩（N.m）；n──齿轮的转速(r/min)。二、传动比i计算式中：n1、n2分别为两齿轮的转速（r/min）。三、圆柱齿轮传动简化设计计算公式齿轮类型直齿轮斜齿轮式中：K──载荷系数，接触强度弯曲强度。载荷平稳、精度高、速度较低、齿轮对称于轴承布置、，斜齿轮时，应取小值；反之，取大值。T1──小齿轮传递的额定转矩（N.m）。齿宽系数：；齿数比：，z1、z2分别为小齿轮、大齿轮的齿数；YFS──复合齿形系数；。为试验齿轮的接触疲劳极限应用 ──许用弯曲应力为抗弯强度计 ──许用接触应用（N/mm2），（N/mm2），（N/mm2），为接触强度计算的最小安全系数，一般大小1.1。，为齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，算的最小安全系数，一般应大小1.4。四、齿轮疲劳强度校核公式项目强度条件齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度或×计算应力N/mm2 许

用应用N/mm2 安全系数式中：mn──法面模数（mm）；b──齿宽（mm）；d1──小齿轮分度圆直径（mm）；Ft──分度圆上的圆周力（N）；KA──使用系数；KV──动载系数；KHβ、KFβ──齿向载荷分布系数；KHα、KFα──齿间载荷分配系数； ──计算接触应力（N/mm2）；ZE──材料弹性系数，（）；ZH──节点区域系数；──接触强度计算的重合度与螺旋角系数；─ ─许用接触应力（N/mm2）；──试验齿轮的接触疲劳极限应力（N/mm2）；ZNT──接触计算的寿命系数；ZLVR──润滑油膜影响系数；ZW──工作硬化系数；ZX──接触强度计算的尺寸系数；SHlim──接触强度最小安全系数；系数； ──计算弯曲应力（N/mm2）；YFS──复合齿形 ──许用弯曲应力（N/mm2）； ───相 ──抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数； ─齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值（N/mm2）；YNT──抗弯强度计算的寿命系数；对齿根圆角敏感系数； ──相对齿根表面状况系数；YX──抗弯强度计算的尺寸系数。五、校核计算公式中各系数（1）分度圆上的圆周力Ft（N）计算公式：式中：T──传递的转矩，N.m；d──分度圆直径，mm。（2）使用系数KA 使用系数是考虑由于原动机和工作机的载荷变动、冲击、过载等对齿轮产生的外部附加动载荷影响的系数。可按表1选取。表1 使用系数KA 原动机工作特性均匀平稳轻微振动中等振动强烈振动工作机工作特性均匀平稳 1.00 1.10 1.25 1.50 轻微振动 1.25 1.35 1.50 1.75 中等振动1.50 1.60 1.75 2.0 强烈振动1.75 1.85 2.0 2.25 注：1. 对于增速传动，建议取表中数值的1.1倍。 2. 当外部机械与齿轮装置之间有挠性联接时，通常KA值可适当减小。（3）动载系数KV

直齿圆柱齿轮传动轴的轴承组合设计原版

直齿圆柱齿轮传动轴的轴承组合设计设计计算说明书5 学号：姓名：杜荣荣 b=80mm m=3mm n已知：=137r/min P= z=101 2l=65mm L=160mm a=80mm c=100mm 、计算受力1p52.44= N?mm =95510×T=955×10×n1372d=mz=3×101=303mm 1x T174270.122F=== N t d3031F=Ftanα=×tan20°= N ?tr2、选择轴的材料用45钢，调质。由表12-2查得C=107~118。 3、估算轴径 p2.5=112×= ，由轴径选择键A8×7=取C=112，dC×57 GB/T1096-33min n1372003。考虑键槽的影响，则d=×=。min4、结构设计（1）为便于轴承部件的装拆，机体采用剖分式结构。因传递的功率小, 齿轮减速器效率高, 发热小,估计轴不会长，轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如图所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从d处开始设计。min（2）=65mm，轴段①长度ld就是轴段①的直径，d=1min1(3) 轴段②的直径由密封圈确定，密封圈选用毛毡圈中的轴径为35mm的，则轴段②的直径d=35mm，l=。毛毡圈按标准画法画。22(4) 轴承类型选深沟球轴承，轴段③上安装轴承，查轴承手册，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm。故轴段③的直径d=40mm，考虑到齿轮中心线3到轴承中点距离a=80mm，故 l=53mm。3(5) 轴段④上安装齿轮，为方便齿轮的安装，d应略大于d，可取 d=44mm。齿443轮左端用套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段④的长度l 应比吃轮毂略短，4因齿轮宽度b=80mm，故取l=78mm。由d选择键A12×8×70 GB/T1096- 2003，44t=。 (6) 齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段⑤的直径。按公式h=~d= ~，取 4d=50mm，l=5mm。55(7) 轴段⑦的直径d=d=40mm，考虑到齿轮中心线到轴承

机械基础(齿轮传动的设计)

课程设计实训报告课程名称: 《机械基础》设计题目:齿轮传动的设计系别: 机电工程系专业班级: 机电一体化技术3班学生姓名: 张波学号: 20093121325 指导老师: 张传亮设计时间: 2010年12月河南质量工程学院

河南质量工程职业学院《机械基础》课程设计任务书

目录 1 方案的选择与确定 (2) 1.1 齿轮参数的选择 (3) 1.2设计和计算及说明 (3) 2轴的设计 (7) 2.1选择轴的材料 (7) 2.2轴的最小直径的估算： (7) 2.3轴的结构设计 (8) 2.4轴的结构工艺性 (9) 2.5提高轴疲劳强度的结构措施 (10) 3小结 (11) 4参考文献 (12) 1 方案的选择与确定

根据任务要求，选择齿轮传动设计，设计带式输送机的一级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动，该减速器由电动机驱动，齿轮传递的功率为20 KW，低速轴=200r/min，传动比i = 3.5，单向传动，长期使用，齿轮与轴的材料均转速n 2 为45钢。 1.1 齿轮参数的选择 1.1.1 齿数z 对于软齿面的闭式传动，在满足弯曲疲劳强度的条件下，宜采用较多齿数，=20～40。因为当中心距确定后，齿数多，则重合度大，可提高传动的一般取Z 1 平稳性。对于硬齿面的闭式传动，首先应具有足够大的模数以保持齿根弯曲强度， =17～20。为减小传动尺寸，宜取较少齿数，但要避免发生根切，一般取Z 1 1.1.2、模数m 模数影响齿轮的抗弯强度，一般在满足齿轮弯曲疲劳强度的条件下，一去较小模数，以增大齿数，减小切齿量。 1.1.3 齿宽系数Ψd 之比，增大齿宽系数，可齿宽系数是大齿轮齿宽b和小齿轮分度圆直径d 1 减小齿轮传动装置的径向尺寸，降低齿轮的圆周速度。但是齿轮越大，载荷分布越不均匀。为便于装配和调整，常将小齿轮宽加大5～10 mm ，但设计计算时按大齿轮齿宽计算。 1.2设计和计算及说明 1.2.1.选择齿轮精度等级。表1.1齿轮传动常用精度等级及其应用

齿轮齿条传动机构设计说明

齿轮齿条传动机构的设计和计算 1. 齿轮1，齿轮2与齿轮3基本参数的确定由齿条的传动速度为500mm/s,能够得到齿轮3的速度为500m/s,即 ,/5003s mm V =又()160 d 3 33n V π= ，取,25,25.3202131mm B B mm m Z Z =====，由此可得()265d 31mm mZ d ===，由（1）与（2）联立解得m in /r 147n 32==n ，取 4i 12=则由4i 2 1 1212=== n n z z 得80m in,/58821==z r n 2. 齿轮1齿轮2与齿轮3几何尺寸确定齿顶高 ()()mm x h m h h h n an a a a 525.57.0125.3321=+?=+===* 齿根高 ()()mm x c h m h h n n an f f f 79.17.025.0125.3h 321=-+?=-+===** 齿高 mm h h h h f a 315.7h 321=+=== 分度圆直径 mm mz d mm mz d 84.26512cos /8025.3cos /,46.6612cos /2025.3cos /d 0220131=?===?===ββ 齿顶圆直径 mm h d d mm h d d a a a a a 34.2772,51.772d 2221131=+==+== 齿根圆直径 mm h d d mm h d d f f f f f 26.2622,88.622d 2221131=-==-== 基圆直径 mm d d mm d d b b b 8.249cos ,45.6220cos 46.66cos d 220131===?===αα 法向齿厚为 mm m x s s n n n n n n 759.625.3364.07.022tan 22s 1321=??? ? ????+=??? ??+===παπ

带式输送机传动装置一级圆柱直齿轮减速器设计

大学机械设计课程设计计算说明书题目：带式运输机传动系统一级直齿圆柱齿轮减速器学生：泽坤学号： 200978030225 学校：大学专业：汽车制造与装配技术指导教师：王成明霞响军

目录第1章概述 (3) 1.1 设计的目的 (3) 1.2 设计的容和任务 (3) 1.2.1设计的容 (4) 1.2.2 设计的任务 (4) 1.3 设计的步骤 (5) 第2章传动装置的总体设计 (5) 2.1 拟定传动方案 (5) 2.2选择原动机——电动机 (6) 2.2.1选择电动机类型和结构型式 (6) 2.2.2确定电动机的功率 (6) 2.2.3确定电动机的转速 (8) 2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 (8) 2.3.1计算总传动比 (9) 2.3.2合理分配各级传动比 (9) 2.4算传动装置的运动和动力参数 (9) 2.4.1 0轴（电机轴）输入功率转速转矩 (10) 2.4.2 1轴（高速轴）输入功率转速转矩 (10) 2.4.3 2轴（低速轴）输入功率转速转矩 (10) 2.4.4 3轴（滚筒轴）输入功率转速转矩 (110) 第3章传动零件的设计计算 (12) 3.1 减速箱外传动零件——带传动设计 (132) 3.1.1带传动设计要求： (132) 3.1.2 V带传动设计计算 (132) 3.2 减速器传动零件—--齿轮设计 (165) 3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (165) 3.2.2 按齿面接触强度设计 (176) 3.2.3 按齿根弯曲强度计算 (18) 3.2.4、齿轮几何尺寸计算 (210) 3.3 轴的设计——输入轴的设计 (220) 3.3.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 (220) 3.3.2初步设计输入轴的结构 (221) 3.4轴的设计——输出轴的设计 (22) 3.4.1初步确定轴的最小直径 (242) 3.4.2初步设计输出轴的结构 (23)

齿轮传动设计全参数的选择

齿轮传动设计参数的选择： 1）压力角α的选择 2）小齿轮齿数Z1的选择 3）齿宽系数fd的选择齿轮传动的许用应力精度选择压力角α的选择由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16 o～18 o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。小齿轮齿数Z1的选择若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚

随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。不过在一定的齿数围，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=2040。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z1=1720。为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z1≥17。Z2=u·z1。齿宽系数d的选择由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为所以对于外捏合齿轮传动a的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定再用上式计算出相应的d值

齿轮传动机构设计

齿轮机构设计本章以渐开线直齿圆柱齿轮传动为主线阐述圆柱齿轮传动的运动设计和承载能力设计。运动设计主要包括啮合原理及啮合特点、基本参数和几何尺寸计算等内容承载能力设计主要包括设计计算准则、齿轮失效、力分析和强度计算等内容。在此基础上简明介绍直齿锥齿轮传动设计及齿轮润滑设计。基本要求: 1 了解齿轮传动的特点、应用及类型2 理解齿廓啮合基本定律掌握渐开线齿廓的形成及其性质并能在后续相关内容中运用熟练掌握渐开线圆柱齿轮的基本参数、标准齿轮的几何尺寸计算能够正确计算掌握范成法切齿原理、标准齿轮和变位齿轮切制特点以及变位齿轮的尺寸变化。 3 深入理解直齿轮传动运动设计应满足的六个条件及重合度、不根切最少齿数、无侧隙啮合方程等内容并正确运用重合度等公式进行计算掌握圆柱齿轮传动的几何尺寸计算及中心距变动系数、齿顶高变动系数等概念了解标准齿轮传动、高度变位齿轮传动及角度变位齿轮传动的特点。4 理解斜圆柱齿轮齿廓曲面的形成、基本参数与螺旋角的关系、当量齿轮及当量齿数的概念理解平行轴斜齿轮传动运动设计的条件并正确运用其几何尺寸公式进行计算了解交错轴斜齿轮传动的特点。 5 了解齿轮精度选择的方法五种失效形式的特点、生成机理及予防或减轻损伤的措施掌握齿轮材料选择要求、常用钢铁材料选用及其热处理特点。 6 熟练掌握齿轮传动的受力分析特别是平行轴斜齿轮轴向

力的大小和方向的确定直齿锥齿轮传动轴向力与径向力的关系理解几个载荷修正系数的意义及其影响因素减小其影响的方法7 熟练掌握直齿圆柱传动的齿面接触疲劳强度计算和齿根弯曲疲劳强度的计算基本理论依据推导公式的思路公式中各个参数和系数的意义掌握其确定方法参考示范例题掌握齿轮传动设计的步骤正确地进行直齿轮传动的强度设计计算了解平行轴斜齿轮传动和直齿锥齿轮传动的当量齿轮的意义掌握平行轴斜齿轮传动和直齿锥齿轮传动强度计算特点。8 掌握齿轮四种结构形式的特点和选择并能画出齿轮零件的工作图掌握齿轮传动润滑油种类、粘度及润滑方式的选择。7.1 概述7.1.1 优缺点及分类齿轮传动机构的特点齿轮机构是现代机械中应用最广泛的传动机构用于传递空间任意两轴或多轴之间的运动和动力。齿轮传动主要优点传动效率高结构紧凑工作可靠、寿命长传动比准确。齿轮机构主要缺点制造及安装精度要求高价格较贵不宜用于两轴间距离较大的场合。齿轮传动机构的分类按轴的相对位置平行轴齿轮传动机构①相交轴齿轮传动机构、交错轴齿轮传动机构②按齿线相对齿轮体母线相对位置直齿、斜齿、人字齿、曲线齿按齿廓曲线渐开线齿、摆线齿、圆弧齿按齿轮传动机构的工作条件闭式传动、开式传动、半开式传动③lt 按齿面硬度软齿面≤350HB、硬齿面gt350HB 说明①平行轴齿轮传动机构又称为平面齿轮传

机械传动系统设计实例

机械传动系统设计实例设计题目：V带——单级斜齿圆柱齿轮传动设计。某带式输送机的驱动卷筒采用如图14-5所示的传动方案。已知输送物料为原煤，输送机室内工作，单向输送、运转平稳。两班制工作，每年工作300天，使用期限8年，大修期3年。环境有灰尘，电源为三相交流，电压380V。驱动卷筒直径350mm，卷筒效率0.96。输送带拉力5kN，速度2.5m/s，速度允差±5%。传动尺寸无严格限制，中小批量生产。该带式输送机传动系统的设计计算如下：

例9-1试设计某带式输送机传动系统的V 带传动，已知三相异步电动机的额定功率P ed =15 KW, 转速n Ⅰ=970 r/min ，传动比i =2.1，两班制工作。 [解] （1）选择普通V 带型号由表9-5查得K A =1.2 ，由式 (9-10) 得P c =K A P ed =1.2×15=18 KW ，由图9-7 选用B 型V 带。（2）确定带轮基准直径d 1和d 2 由表9-2取d 1=200mm, 由式 (9-6)得 ()6.41102.012001.2)1(/)1(12112=-??=-=-=εεid n d n d mm ，由表9-2取d 2=425mm 。（3）验算带速由式 (9-12)得 11π970200π 10.16100060100060 n d v ??= ==?? m/s ，介于5～25 m/s 范围内，合适。（4）确定带长和中心距a 由式(9-13)得

)(2)(7.021021d d a d d +≤≤+， )425200(2)425200(7.00+≤≤+a ，所以有12505.4370≤≤a 。初定中心距a 0=800 mm ，由式(9-14)得带长 2 122 1004)()(2 2a d d d d a L -+++=π， 2 (425200)2800(200425)2597.62 4800 π -=?+ ++ =?mm 。由表9-2选用L d =2500 mm ，由式(9-15)得实际中心距 2.7512/)6.25972500(8002/)(00=-+=-+=L L a a d mm 。（5）验算小带轮上的包角1α 由式(9-16)得 012013.57180?--=a d d α 000042520018057.3162.84120,751.2 -=-?=> 合适。（6）确定带的根数z 由式(9-17)得 00l α ()c P z P P K K = +?，由表9-4查得P 0 = 3.77kW,由表9-6查得ΔP 0 =0.3kW;由表9-7查得K a =0.96; 由表9-2查得K L =1.03， 47.403 .196.0)3.077.3(18 =??+= z ，取5根。（7）计算轴上的压力F 0 由表9-1查得q =0.17kg/m,故由式(9-18)得初拉力F 0 2c 0α 500 2.5 (1)P F qv zv K = -+

齿轮机构及其设计(全部习题参考答案)

第5章齿轮机构及其设计 5.1 已知一对外啮合正常齿标准直齿圆柱齿轮123, 1941m mm z ===，z ，试计算这对齿轮的分度圆直径、齿顶高、齿根高、顶隙、中心距、齿顶圆直径、齿根圆直径，基圆直径、齿距、齿厚和齿槽宽。解： ()1212121219357,413123133,1.253 3.753.7530.75,0.55712390572363, 12323129572 3.7549.5,1232 3.75115.557cos2053.563,123cos20a f a a f f b b d mm d mm h mm h mm c mm a mm d mm d mm d mm d mm d mm d =?==?==?==?====?+==+?==+?==?==?==??==??=－－－115.58339.425mm p ==mm π 5.2 已知一正常齿标准直齿圆柱齿轮20,540m mm z α=?==，，试分别求出分度圆、基圆、齿顶圆上渐开线齿廓的曲率半径和压力角。解：分度圆上：0.554010020sin 100sin 2034.20r mm r mm αρα=??====?=o 基圆上： 100cos2093.9700 b b b r r cos mm ααρ=?=??==? = 齿顶圆上：1 1005105cos (/ )26.5 sin 105sin26.546.85a a b a a a a r mm r r r mm αρα-=+=====?=o 5.4 在某项技术革新中，需要采用一对齿轮传动，其中心距144a mm =，传动比2i =。现在库房中存有四种现成的齿轮，已知它们都是国产的正常齿渐开线标准齿轮，压力角都是20°，这四种齿轮的齿数z 和齿顶圆直径a d 分别为： 1a12a23a34a424,=104mm;47,196mm; 48,250mm; 48,200mm. z d z d z d z d ======= 试分析能否从这四种齿轮中选出符合要求的一对齿轮来。解：根据传动比要求，显然齿轮2不合适。又

变位齿轮设计

齿轮机构及其设计 > 变位齿轮变位齿轮的意义（1）避免根切现象.切削z

（2）刀具的分度线(中线)与被加工齿轮分度圆相切位置远离轮坯中心一段径向距离xm(m为模数，x 为径向变位系数，简称变位系数)。这样加工出来的齿轮成为正变位齿轮。xm>0，x>0。（3）刀具的分度线靠近轮坯中心移动一段径向距离xm，刀具分度线与轮坯分度圆相割。这样加工出来的齿轮称为负变位齿轮。xm<0，x<0。变位齿轮的基本参数和几何尺寸基本参数：比标准齿轮多了一个变位系数x 几何尺寸（与相同参数的标准齿轮

的尺寸比较）：正变位负变位分度圆直不变不变径基圆直径不变不变齿顶圆直变大变小径齿根圆直变大变小径分度圆齿不变不变距分度圆齿变大变小厚分度圆齿变小变大槽宽顶圆齿厚变小变大根圆齿厚变大变小无侧隙啮合方程变位齿轮传动的中心距与啮合角符合无侧隙啮合要求的变位齿轮传动的中心距a'是这样确定的：

（1）首先由无侧隙啮合方程求得啮合角α': (2)再由求得中心距a' 此中心距a'与标准中心距a之间的差值用ym表示（y称为中心距变动系数）：则可推导得：可见:当x1+x2=0 时, α'=α,a'=a 当x1+x2>0 时, α'>α,a'>a 当xx1+x2<0 时, α'<α,a'0时,如果保证无侧隙安装,而且还要满足隙, 则两轮的齿顶高应各减小。称为齿顶高降低系数,其值为: 这时,齿轮的齿顶高为: