机械设计 第九版 第10章
机械设计第十章-齿轮传动
§10-2 轮齿的失效形式断
失效形式
齿面点蚀 齿面胶合
跑合磨损 齿面磨损 磨粒磨损 跑合磨损、磨粒磨损。
措施：1.减小齿面粗糙度 2.改善润滑条件，清洁环境 3.提高齿面硬度
§10-2 轮齿的失效形式及设计准则
一、轮齿的失效形式
失效形式
轮齿折断 齿面点蚀 齿面胶合 齿面磨损 齿面塑性变形
HT250 HT300 HT350
250
170~241
300
187~255
350
197~269
QT500-5 QT600-2
500
147~241
600
229~302
ZG310-570 常化
580 320
156~217
ZG340-640 45 45 40Cr
调质后表 面淬火
650 350
169~229
严重 冲击
挖掘机、重型球磨机、橡胶揉合 机、破碎机、重型给水机、旋转 式钻探装置、压砖机、带材冷轧 机、压坯机等。
1.75
1.85 2.00
注：表中所列值仅适用于减速传动，若为增速传动，应乘以1.1倍 当外部的机械与齿轮装置间通过挠性件相连接时，KA可适当减小。
2.00
2.25 或更大
Kv 1.8
Kβ——齿向载荷分布系数
表10-2 使用系数KA
原动机
载荷 状态
工作机器
发电机、均匀 蒸汽机、 运转的蒸汽机、 燃气轮机 燃气轮机
多缸 单缸 内燃机 内燃机
发电机、均匀传送的带式输送机
均匀 或板式输送机、螺旋输送机、轻
平稳
型升降机、包装机、通风机、均 匀密度材料搅拌机。
1.0
机械设计第九版课后答案濮良贵第10单元课后习题10-8答案
d1 mntz1 / cos 1.949 23 / cos14mm 46.199mm
d n 46.199 11460 m/s 27.66m/s 60 1000 60 1000
1 1
②齿宽 b
b d d1 0.6 46.199mm 27.72mm
据得知，如果 7 级精度不能满足，即更正为 6 级精度） ③齿轮的圆周力。
Ft1 2T1 / d1t 2 1.084 105 / 54.36 N 3989 N KAFt1 / b 1.25 3989 / 32.616 /mm 152.88 N/mm >100N/mm 查表 10-3 得齿轮间载荷分配系数 KH 1.2 。
③齿高 h 及宽高比 b/h
h 2han * cn * mnt 2 1 0.25 1.949mm 4.385mm b/h 27.72 / 4.385 6.322
2）计算实际载荷系数 FK 。 ①根据 27.66m/s ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV 1.29 。 ②由 FT1 2T / d1 2 1.084 10 5 / 46.199 N 4693 N
- 2 -
重庆科技学院 14 级能源与动力工程-1191
④由表 10-4 用外插法查得 7 级精度、 小齿轮悬臂布置时， 得齿向载荷分布系数 KH 1.348 。 由此，得到实际载荷系数
KH KAKVKHKH 1.25 1.32 1.2 1.348 2.669
3）由式（10-12） ，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1 t 3
1)确定公式中的各参数值。
2KHtT1 u 1 ZHZEZZ d u H
机械习题答案
2)受轴向载荷 FΣy 作用：
每个螺栓所受的工作拉力 F2=FΣy/8，方向向上。
3)受倾覆力矩 M 作用：
⑴若 M≥0：螺栓 1 和 8 所受的工作载荷最大，其值 F3 为 F3 = Ml1 (4l12 + 4l22 ) ⑵若 M＜0：螺栓 4 和 5 所受的工作载荷最大，其值 F3 为 F3 = Ml1 (4l12 + 4l22 )
FT F
Fmax
垂直对称线右侧的两个螺栓受载最大，所受的最大作用力 Fmax 为： Fmax=（F2+FT2-2FFTcos135°）1/2 =(25002+7075.472-2×2500×7075.47×cos135°)1/2=9018.19 N
4. 螺栓直径 do 和 d: 按栓杆的剪切强度设计
1)FΣ向 x 和 y 轴分解，得水平分力 FΣx 铅垂
l
b h
分力 FΣy
l2 l2
x
2)FΣx 向接全面简化，得作用在接合面上的横
l1
l1
向载荷 FΣx 和顺时针倾覆力矩 M1=FΣx×h 3)FΣy 向接合面对称中心简化，得轴向载荷 FΣy
1
2
3
4x
8
7
6
5
和逆时针倾覆力矩 M2=FΣy×l
4)螺栓组的受力情况：
2．屈服极限σs: Q235(属中碳钢),4.6 级别
P.84.表 5-9
σs=240 Mpa
3. 安全系数S: 松螺栓联接 P.84.表 5-10
S=1.2～1.7
4. 许用应力[σ]: [σ]=σs/S=240/(1.2～1.7)=141.18～200 MPa 5. 螺纹小径 d1: d1=(4F/π[σ])1/2=18.88～22.47mm
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析
第三章 机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa，精车，弯曲，βq=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==dD，067.0453==dr，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k=-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=qβ，则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力MPa20m=σ，应力幅MPa20a=σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
濮良贵机械设计第九版第十章答案
第十章齿轮传动 习题答案10-1 试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示各力的作用位置与方向）。
[解] 受力图如下图：补充题：如图（b ），已知标准锥齿轮mm N 1042,3.0,50,20,5521⋅⨯=====T Φz z m R ，标准斜齿轮24,63==z m n ，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，β应为多少？并计算2、3齿轮各分力大小。
[解]（1）齿轮2的轴向力：()222222222sin tan 5.012sin tan 2sin tan δαz Φm T δαdm T δαF F R t a -=== 齿轮3的轴向力：βz m T ββz m T βd T βF F n n t a sin 2tan cos 2tan 2tan 33333333=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=== 3232,20,T T αF F a a =︒==()βz m T δαz Φm T n R sin 2sin tan 5.01233222=-∴即()2235.01sin tan sin z Φm δαz m βR n -=由5.22050tan 122===z z δ 928.0sin 2=∴δ371.0cos 2=δ ()()2289.0503.05.015928.020tan 2465.01sin tan sin 223=⨯⨯-⨯⨯︒⨯⨯=-=∴z Φm δαz m βR n即︒=231.13β （2）齿轮2所受各力：()() 3.765kN N 10765.3503.05.01510425.01223522222=⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯=-==z Φm T dm T F R t0.508kNN 10508.0371.020tan 10765.3cos tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t r kN 272.1N 10272.1928.020tan 10765.3sin tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t akN 420cos 10765.3cos 322=︒⨯==αF F t n齿轮3所受各力：kN 408.5N 10408.5231.13cos 2461042cos 2cos 22353232333=⨯=︒⨯⨯⨯==⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==βz m T βz m T d T F n n tkN 022.2N 10022.2321.12cos 20tan 10408.5cos tan 3333=⨯=︒︒⨯⨯==βαF F n t rkN 272.1N 10272.1321.12cos 20tan 10408.5tan 10408.5tan 33333=⨯=︒︒⨯⨯⨯⨯==βF F t akN 889.5N 10889.5321.12cos 20cos 10765.3cos cos 3333=⨯=︒︒⨯==βαF F n t n10-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知54,26min,r 1450,kW 5.72111====z z n P ，寿命h 12000=h L ，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。
机械设计第十章课后习题答案详解
10-1证明当升角与当量摩擦角符合时，螺纹副具有自锁性。
当时，螺纹副的效率所以具有自锁性的螺纹副用于螺旋传动时，其效率必小于 50%。
10-2解由教材表10-1、表10-2查得，粗牙，螺距，中径螺纹升角，细牙，螺距，中径螺纹升角对于相同公称直径的粗牙螺纹和细牙螺纹中，细牙螺纹的升角较小，更易实现自锁。
10-3解查教材表10-1得粗牙螺距中径小径螺纹升角普通螺纹的牙侧角，螺纹间的摩擦系数当量摩擦角拧紧力矩由公式可得预紧力拉应力查教材表 9-1得 35钢的屈服极限拧紧所产生的拉应力已远远超过了材料的屈服极限，螺栓将损坏。
10-4解（1）升角当量摩擦角工作台稳定上升时的效率：（ 2）稳定上升时加于螺杆上的力矩（ 3）螺杆的转速螺杆的功率（ 4）因，该梯形螺旋副不具有自锁性，欲使工作台在载荷作用下等速下降，需制动装置。
其制动力矩为10-5解查教材表9-1得 Q235的屈服极限，查教材表 10-6得，当控制预紧力时，取安全系数由许用应力查教材表 10-1得的小径由公式得预紧力由题图可知，螺钉个数，取可靠性系数牵曳力10-6解此联接是利用旋转中间零件使两端螺杆受到拉伸 ,故螺杆受到拉扭组合变形。
查教材表 9-1得，拉杆材料Q275的屈服极限，取安全系数，拉杆材料的许用应力所需拉杆最小直径查教材表 10-1，选用螺纹（）。
10-7解查教材表 9-1得，螺栓35钢的屈服极限，查教材表 10-6、10-7得螺栓的许用应力查教材表 10-1得，的小径螺栓所能承受的最大预紧力所需的螺栓预紧拉力则施加于杠杆端部作用力的最大值10-8解在横向工作载荷作用下，螺栓杆与孔壁之间无间隙，螺栓杆和被联接件接触表面受到挤压；在联接接合面处螺栓杆则受剪切。
假设螺栓杆与孔壁表面上的压力分布是均匀的，且这种联接的预紧力很小，可不考虑预紧力和螺纹摩擦力矩的影响。
挤压强度验算公式为：其中；为螺栓杆直径。
螺栓杆的剪切强度验算公式其中表示接合面数，本图中接合面数。
机械设计基础第10章连接(键、花键-六)
§10－1 螺纹 §10－2 螺旋副的受力分析、效率和自锁 §10－3 机械制造常用螺纹（略） §10－4 螺纹连接的基本类型及螺纹紧固件 §10－5 螺纹连接的预紧与防松
§10－6 螺栓连接的强度计算 §10－7 螺栓的材料和许用应力 §10－8 提高螺栓连接强度的措施 §10－9 螺旋传动 （略） §10－10 滚动螺旋简介（略） §10－11 键连接和花键连接
在重型机械中常采用切向键 ——一对楔键组成。
窄面 工作面
d 潘存云教授研制
斜度1：100
装配时将两楔键楔紧，键的窄面是工作面，所产生 的压力沿切向方向分布，当双向传递扭矩时，需要 两对切向键分布成120~130 ˚ 。
二、平键联接的强度校核 1. 类型的选择 应根据各种平键的特点及具体应用情况来选择。 考虑：扭矩大小、对中性要求、轴上位置等情况。 2 . 尺寸的选择 键是一种标准件，主要尺寸：长L、宽b、高h b×h____按轴的直径由标准选取。表10－9 P156 L_____参照轮毂宽度B从标准中选取 一般： L=B－(5～10) mm 3. 材料的选择 键的材料常用45钢：σB≥ 600 MPa的碳素钢
MPa
表10-11 花键连接的许用挤压应力[σp ]和许用压强[p ]
连接工作方式
工作条件
[σp ] 或[p ] 齿面未经热处理 齿面经热处理
不良
35~50
40~70
静连接[σp ]
中等 良好
潘6存0云~教1授0研0制 80~120
100~140 120~200
动连接[p ] (空载下移动)
动连接[p ] (在载荷下移动)
二、平键联接的强度校核
1. 类型的选择 2 . 尺寸的选择 3. 材料的选择
第十章 机械设计之间歇运动机构
பைடு நூலகம்ω1
2α1 90° 90° 2φ2
ω2
为减少冲击，进入或退出啮合时，槽中心线与拨销中 心连线成90°角。故有： 2α1=π －2φ2 =π －(2π /z) = 2π (z-2)/2z 代入上式
k =1/2-1/z ∵ 将2α1代入得：
k>0 ∴ 槽数 z≥3
可知：当只有一个圆销时，k=1/2-1/z < 0.5 即槽轮的运动时间总是小于其静止时间。 如果想得到k≥0.5的槽轮机构，则可在拨盘上多装几个 圆销，设装有n个均匀分布的圆销，则拨盘转一圈，槽 轮被拨动n次。故运动系数是单圆柱销的n倍，即: k= n(1/2-1/z) ∵
da =mz 与齿轮不同 P=π m h=0.75m a=m a1=(0.5~0.7)a α＝20° b=(1~4)m h1=h’ ≈h/cosα rf =1.5 mm r1 =2 mm 一般取 L=2p
α
o1
h
60°~80 °
r1 rf
齿槽角
§10－2 槽轮机构（马尔它机构）
一、槽轮机构的组成及其工作特点
r
s=Lcosφ=Lcos(π /z) h≥s-(L-R-r) d1≤2(L-s) d2≤2(L-R-r) b=3~5 mm 经验确定 r0=R-r-b
2 h
b
§10－3 不完全齿轮机构
1.工作原理及特点 工作原理：在主动齿轮只做出一个或几个齿，根据运 动时间和停歇时间的要求在从动轮上做出与主动轮相 啮合的轮齿。其余部分为锁止圆弧。当两轮齿进入啮 合时，与齿轮传动一样，无齿部分由锁止弧定位使从 动轮静止。 优点：结构简单、制造容易、工作可靠、从动轮运动 时间和静止时间的比例可在较大范围内变化。 缺点：从动轮在开始进入啮合与脱离啮合时有较大 冲击，故一般只用于低速、轻载场合。 2.类型及应用 类型：外啮合不完全齿轮机构、内啮合不完全齿轮机构
- 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)。
耐磨性及强度较好，常用于大尺寸齿轮
常作为低速、轻载、不太重要的场合的齿 轮材料 适用于高速、轻载、且要求降低 非金属材料 噪声的场合
制造齿轮的锻钢可分为:
(1)热处理后直接切齿 适用：强度、速度及精度要求不高 优点：便于切齿，刀具磨损慢 热处理：正火、调质(淬火+高温回火 ) 精度：7～8级
正火：加热至自由铁素 体全部转变为奥氏体的 终了温度以上30~50℃， 从炉中取出在空气中或 喷水、喷雾或吹风冷却
(2)切齿+表面硬化+精加工 适用：高速、重载及精密机器所用齿轮 优点：高硬度 热处理：表面淬火、渗碳、氮化、氰化 精度：4～5级 合金钢：韧性、耐冲击、耐磨及抗胶合的性能提升，适用 高速、重载，又要求尺寸小、质量小的齿轮
(二)齿轮材料选用的ห้องสมุดไป่ตู้则
飞行器→质量小、功率大、可靠性高→合金钢 矿山机械→功率很大、工作速度较低、环境中粉尘含 量极高→铸钢或铸铁
按齿面 硬度分
10-2轮齿的失效形式及设计准则
(一)失效形式 1.轮齿折断 一般发生在齿根处，有过载突然断裂 和疲劳折断两种。 防折断措施： (1)采用正变位齿轮，增大齿根强度 (2)增大齿根过渡圆角半径，消除加工刀痕 (3)增大轴及支承的刚度，使受载均匀 (4)热处理，使轮齿芯部韧性足够 (5)喷丸、滚压，表层强化
H
Fn ZE L
1 2
“+”
﹣综合曲率半径 1 1 1
曲率半径相同，外接触 和内接触哪种应力大？
L﹣接触线长度
单对接触时，接 触线长度与齿宽 的关系是什么？
“-”
ZE﹣弹性影响系数 Z E
1
2 1 12 1 2 ( ) E1 E2
弹性模量与应力 的关系是什么？
M Fn cos h 6 Fn cos h F0 2 bs W bs 2 6 Ft 代入 Fn cos
引入
K F K A K v K Fα K Fβ
h 6 cos K F Ft1 6h cos K F Ft1 F0 2 m b s cos bm ( s ) 2 cos m KFt1 齿形系数，与齿制、变位系 YFa 数和齿数有关，与模数无关 bm
一、对齿轮材料性能的要求 齿轮的齿体应有较高的抗折断能力，齿面应有较强的 抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶合能力，即要求：齿面硬、 芯部韧。 二、常用齿轮材料 钢材的韧性好，耐冲击，通过热处理和化学处理可改 善材料的机械性能，最适于用来制造齿轮。 锻钢 常用齿 轮材料 铸钢 铸铁 含碳量为0.15 % ~0.6%的碳素钢或合金，一 般用齿轮用碳素钢，重要齿轮用合金钢
约束 初选
求解
设计
扭矩、齿宽系数、材料、许用应力 载荷系数、齿数、变位系数
直径
公式使用方法：先设计→修正初选值→再校核
(四)齿轮传动的强度计算说明
1)弯曲强度计算，大、小齿轮[σF] 、YFa、Ysa 值不同
K F Ft1 F YFaYsaY [ F ] bm F 1
K F Ft1 [ F ] Y bm YFaYsa
0.75
﹣直齿圆柱齿轮的重合度
T1 : N mm
两个修正系数 取值范围是什么？
代入并整理
设计公式
代入的目的 是什么？
[ F ] : N/mm 2
2 K FT1Y YFaYsa m3 2 d z1 [ F ]
公式使用方法：先设计→修正→再校核
(三)齿面接触疲劳强度计算 赫兹应力→占齿面接触应力主要部分→作为疲劳强度 计算基础应力
无论小轮大轮，框中计算值相同 小轮
YFa1Ysa1
大轮
F 2
YFa2Ysa2
取较小者
2)接触强度计算
K H T1 u1 1 Z H Z E Z [ H ]1 小轮 H1 3 d1d1 u1
z2 u1 1 z1
z1 u2 1 z2
大轮 H2
K H T2 1 u2 Z H Z E Z [ H ]2 3 d2 d2 u2
10-1概述
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用范围 广泛，型式多样，圆周速度可达200m/s，传递功率可高达 数十万千瓦。 (1)传动效率高 可达99％，为常用的机械传动中最高 (2)结构紧凑 与带传动、链传动相比，在同样的使用条件下，齿轮 传动所需的空间一般较小 (3)工作可靠，寿命长 设计制造合理正确，维护良好的寿命可达20年 (4)传动比稳定 平均值和瞬时值都稳定 (5)价格较贵 齿轮的制造及安装精度要求高
(1)如大、小齿轮精度等级不同时，按精度等级较低者取值 (2)KHα为齿面接触疲劳强度计算的齿间载荷分配系数，KFα 为齿根弯曲疲劳强度计算的齿间载荷分配系数 (3)也可用于灰铸铁和球墨铸铁齿轮的计算 (4)锥齿轮取1
(四)齿向载荷分布系数Kβ
轴承相对于齿轮不对称配臵→受载轴弯曲变形→齿轮 偏斜→载荷分布不均匀 改善措施 增大轴承及支座的刚度 对称配臵轴承 限制轮齿的宽度 避免悬臂布臵 鼓形齿
等截面悬臂梁
危险截面
30°相切线法 确定危险截面
拉应力 (初始裂纹) σc0
压应力
Fnsinγ →压应力σc0
σF0
τF0
Fn
Fncosγ
弯曲应力σF0 剪应力τF0
Fn sin Fn cos h Fn cos bs bs 2 / 6 bs
0.364
6
1
根据悬臂梁模型可得齿根 理论弯曲应力σF0
Kβ﹣齿向载荷分布系数
(一)使用系数KA KA→原动机和工作机的特性对载荷的影响 KA 应通过实践确定 表中的KA值可供参考
蒸汽机、燃气轮机
(二)动载系数Kv 制造及装配的误差、弹性变形→瞬时传动比非定值→ 角加速度→动载荷 双对齿、单对齿啮合转换→啮合刚度变化→动载荷 Kv→动载荷的影响
(三)齿间载荷分配系数Kα 啮合中有两对(或多对)齿同时工作时→载荷共担→制造 误差和接触部位差别→载荷不相等
下标的含义 n：normal t：tan r：radius
Pr Fr v 0
4. 几何关系
2T1 Ft Ft Fr Ft tan Fn d1 cos
(二)齿根弯曲疲劳强度计算
齿顶圆压力角 分度圆压力角
齿顶啮合→力臂最大→两齿分担→应力不是最大 单对啮合的最高点→应力最大 计算方法：载荷作用于齿顶+一对轮齿承载+修正系数→偏安全
2.齿面磨损
齿面摩擦或啮合面间落入磨料性物质，会使齿轮逐渐 磨损而致报废。 措施：
(1)减小齿面粗糙度
(2)改善润滑条件，清洁环境
(3)提高齿面硬度
3.齿面点蚀
过程：接触应力当超过疲劳极限，产生微裂纹、裂纹扩展、 微粒剥落
位臵：首先出现在节线处
硬度：齿面越硬，越抗点蚀，闭式软齿面常因点蚀失效， 开式磨损较快，很少出现点蚀 粘度：合理限度内，越高越好；喷油润滑不宜采用高粘度
按类 型分
直齿圆柱齿轮传动 斜齿圆柱齿轮传 锥齿轮传动 人字齿轮传动 开式传动：裸露、灰尘、易磨损，低速传动 半开式传动：简单防护罩，大齿轮浸入油池 闭式传动：全封闭、润滑良好 动力齿轮 传动齿轮 软齿面齿轮：齿面硬度≤350HBS 硬齿面齿轮：齿面硬度＞350HBS
分 类
按装臵 型式分
按使用 情况分
H1 H2
大小轮应力相同， 一般算小轮
与[σH]1和[σH]2中的 较小者比较
3)载荷系数的确定
2 K FT1Y YFaYsa m3 2 d z1 [ F ]
2 K HT1 u 1 Z H Z E Z 2 d1 3 ( ) d u [ H ]
K F K A K v K Fα K Fβ
实际弯曲应力=理论弯曲应力×修正系数
“stress”
K F Ft1 F F0YsaY YFaYsaY [ F ] bm
Y ﹣重合度系数
校核公式
Ysa ﹣应力修正系数，依据齿数和变位系数查表
Y 0.25
b d d1 d mz1
2T1 Ft1 mz1
可根据变位系数 计算，也可查表
H
Fn ZE L
K H T1 u 1 H Z H Z E Z [ H ] 3 d d1 u
校核
校核说明：已知载荷系数、扭矩、齿宽系数、直径、 齿数、变位系数、材料，求接触应力并与许用应力比较。
将d1变换到等式的左边
2 K HT1 u 1 Z H Z E Z 2 d1 3 ( ) d u [ H ]
10-4齿轮传动的计算载荷
实际传动中由于原动机、工作机性能的影响以及制造误 差的影响，载荷会有所增大。在齿轮强度计算中，应修正名 义载荷，得到计算载荷
Fca KFn
Fn ﹣公称法向载荷 Fca﹣计算载荷 K为载荷系数，K＝KA Kv Kα Kβ KA ﹣使用系数 Kv ﹣动载系数 Kα﹣齿间载荷分配系数
名义载荷×修正系数 齿根 弯曲疲劳→折断 “Flexible” 齿面 接触疲劳→点蚀 “Hertz”
设计准则
σF≤[σF] 弯曲应力≤许用值
σH≤[σH]
接触应力≤许用值
(一)轮齿的受力分析
直齿圆柱齿轮强度计算1
1. 润滑良好→只考虑Fn 2. Fn分解→Ft、Fr 3. 分解后的功率分析
Pt Ft v Ft v
第10章 齿轮传动
10-1概述 10-2轮齿的失效形式及设计准则 10-3齿轮材料及选用原则
10-4齿轮传动的计算载荷
10-5直齿圆柱齿轮传动的强度 10-6齿轮传动精度、设计参数与许用应力选 10-7斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-8直齿锥齿轮传动的强度计算 10-9齿轮的结构设计 10-10齿轮传动的润滑