-传动零件的设计计算
齿轮传动设计计算实例.docx
各类齿轮传动设计计算实例例1设计铳床中的一对标准直齿圆柱齿轮传动。
C 知：传递功率P = 7.5kw .小齿轮转速 m=1450r/mm 、传动比< = 2.08.小齿轮相对轴乐为不对称布誉，两班制，毎年I •作300d （天），使用 期限为5a （年九解，（1）选择齿轮材料及粘度等级考應此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿而。
小齿轮选用4OCr,调质•齿而峡度为240〜260HBS ；大齿轮选用45钢,调质，齿而硬度为220HBS （表8.5）•因是机床用齿轮,由表8.10选7精度,要求齿山丙1糙度R a < 1.6〜3.2“” .（2）按齿面接触疲劳强度设讣因两齿轮均为钢制齿轮,所以山（8.28）式得2叫S 誹确定冇关参数如下：1） 齿数乙和齿宽系数Pd収小齿轮齿轮勺=30,则大齿轮齿数z 2=i Zl =2.08x30 = 62.4・圆整z 2 = 62 o 实际传动比i 0 = — = — = 2.067◎ 30传动比误基 = 2 08-2.067 = 0 6%<2-5% 町用。
i2.08齿数比u = /0 = 2.067由表8.9 取忆= 0.9 （因非对称布置及软齿而）2） 转矩T,P7 5T. =9.55xl06—= 9.55xl06x —/nw = 4.94xl04mm“I 14503） 載荷系数K由表8.6取K = 1.35I ）许用接触应力0〃］曲图 8. 33c 査得 o Hhmi = 775M/U o Hhml = 520M 內 由式（8.33）计算应力循环次数NzN u = 6叽5 = 60 x 14 50 x 1 x （16x 300 x 5）= 2.09xl09N"由图& 34査得接傩疲劳的寿命系数Z 灯i =0.89 , Z 附2 =0.93 通过齿轮和一般匚业齿轮,按一般可靠度要求选取A S Z/ =1.0-所以计算两轮的许用接触卜/故得笛胖689.81叭1.0MFd = 483・6MFd520x0.93心"6处竺怦=7643』站心仆心x (2.076 + l)〃吩59.40MV <Pd lt \pH F V 0.9x2.076x483 62I )许用弯曲应力\a F ]由式(8.34)由图& 35c 森得：= 290MPa 厂 2L0MPa由图8. 36査得试验齿轮的咸力修正系数 按一般可靠度选取安全系数 计算阳轮的许用弯曲应力[J =叽上/ f = 290X 2X 0.SS = 40&32M 〃1 h S N1.25[]=m = 210x2x09 Mpa = 302.4M 九 1 J - S N 1.2、将求得的各参数代入式(8.29〉2K1\F 严厂亠丫刖bnrzi= 2x1.35x4.94x2 x2 52x1.625咖55X 22 X 30= 82・76MFa<E[= 80 18MF% 订 2故轮齿齿根穹曲彼劳强度足够。
滚子链传动的详细设计计算
通常i≤7；推荐 i=2~3.5；当V＜ 2m/s且载荷平稳 时，i可达10
25
Zmin=
z2大时，节距(或 总长)磨损伸长率 许用值（△p/p） 减少，链传动的磨 损寿命降低，且传 动尺寸大。
张紧链抡的布置应 根据具体结构情况 确定，一般推荐配 置在链条松边靠近 小链轮处，且在链 边的外侧，以增加 小链轮的包角。张 紧链轮至少应有3 个齿与链条啮合。
量柱直径 Dr(上差为:0.01 下差为:0)
齿根圆极限偏差(上偏差为:0)下差： 链轮孔和根圆之间的径向圆跳动需小 于：
4.8 21 69 55 135 7.85 7.4575 7.3005 0.762 1.651 12.7 176.0739443 7870.297998 77.03582763 76.74099169
可保持小链轮上的 包角不小于120 °，且大小链轮不 会相碰。
183.073285
大轮 z2 34 12.7 7.92 14.38
137.641983
链号 p dr
05B
8
5
06B 9.525 6.35
08A 12.7 7.92
08B 12.7 8.51
10A 15.875 10.16
10B 15.875 10.16
优先 选用 齿数 17， 19， 21， 17 23， 25， 38， 57， 76， 95，
根据设计功率Pd和 小链轮转速n1。根 据《机械零件设计 手册》P577选用合 适的节距p。
验算小链轮轮觳孔径 dk≤dkmax
大轮孔径 dk2 初定中心距 a0（一般取a0max） a0max=35*p
72.70053351
61.19582763 4.575147059 2.39 60.90099169 61.19582763 12.07 55 54.62619932
计算过程及计算说明__一、传动方
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿轮传动的强度设计计算
1. 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。
齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。
用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。
分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。
齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。
实际使用和实验也证明了这一规律的正确。
因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。
强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即：⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算1）两圆柱体接触时的接触应力在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。
两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。
两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。
计算公式为：接触面半宽:最大接触应力:•F——接触面所受到的载荷•ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触）•E1、E2——两接触体材料的弹性模量•μ1、μ2——两接触体材料的泊松比2）齿轮啮合时的接触应力两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。
在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。
节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先在节点附近的齿根表面出现，因此，接触疲劳强度计算通常以节点为最大接触应力计算点。
参数直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮节点处的载荷为综合曲率半径为接触线的长度为，3）圆柱齿轮的接触疲劳强度将节点处的上述参数带入两圆柱体接触应力公式，并考虑各载荷系数的影响，得到：接触疲劳强度的校核公式为：接触疲劳强度的设计公式为：•KA——使用系数•KV——动载荷系数•KHβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数•KHα——接触强度计算的齿间载荷分配系数•Ft——端面内分度圆上的名义切向力，N；•T1——端面内分度圆上的名义转矩，N.mm；•d1——小齿轮分度圆直径，mm；•b ——工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽；•u ——齿数比；•ψd——齿宽系数，指齿宽b和小齿轮分度圆直径的比值（ψd=b/d1）。
齿轮传动设计计算实例(114)
解：
cos
mn 2a
z1
z2
4 30 60
2 190
0.9474
所以
1840
tan t
tan n cos
tan 20 cos1840
0.3640 0.9474
0.3842
d1
mn cos
z1
4 30 0.9474
mm 126.662mm
F2
2KT1 bm 2 z 2
YFa2YSa2
F1
YFa 2 YSa 2 YFa1YSa1
82.76 2.2881.734 MPa 2.52 1.625
80.18MPa＜ F 2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。
（4）计算齿根传动的中心距 a
a
m 2
z1
z2
2 2
db2 d 2 cos t 253.325 0.9335mm 236.479mm
例 3 试设计带式运输机减速器的高速级圆柱齿轮传动。已知输入功率 P 40kW ，小齿轮转速 n1 970r / min ，传动比 i 2.5 ，使用寿命为 10a（年）（设每年工作 300d（天）），单班制，电动机驱动，
（3）校核齿面接触疲劳强度
由式（8.45）
H 3.17Z E
KT u 1
bd 12 u
H
确定有关参数和系数：
1）分度圆直径
d1
mn z1 cos
3 24 cos1415
mm 74.29mm
机械设计课程设计内容及要求
机械设计课程设计1、机械设计课程设计的性质、任务及要求课程性质：考查课设计内容：二级齿轮减速器需完成的工作：1）二级齿轮减速器装配图1张2）零件图2张3）设计计算说明书1份设计时间：三周考核方式：检查图纸、说明书+ 平时考核+ 答辩要求：1）在教室里进行设计。
2）按照规定时间完成阶段性任务。
3）未经指导教师允许，不得用AutoCAD绘图。
4）按照规定的格式和要求的内容书写说明书。
2、课程设计的内容和步骤例图:1）传动装置的总体设计（周一）①选择电动机P电=P工/η建议同步转速取1000 rpm或1500rpm②分配传动比i总=i1i2i链对于二级圆柱齿轮减速器i1 =1.3~1.4 i2③各轴的传动参数计算P k= P k-1/ηk n k= n k-1/i k T k=9550*P k/n k2）传动零部件的设计计算（周二）包括:带传动的设计计算; 链传动的设计计算;齿轮传动的设计计算等,设计方法主要参照教科书。
（注意：齿轮传动的中心距应为尾数为0 或5 的整数，故最好选用斜齿传动。
3）装配草图的绘制（周三～下周一）①轴系零部件的结构设计初估轴的最小直径；轴的结构设计；轴上零件的选择（如键、轴承、联轴器等）。
②确定箱体尺寸按照经验公式确定箱体尺寸。
③主要轴系部件的强度校核（轴、轴承、键等）。
④确定润滑方式⑤绘制装配草图并确定减速器附件。
4）绘制装配图（0#或1#图纸）（周二～周五）5）绘制零件图（周一）6）编写设计计算说明书（周二）7）答辩（周三～周五）4、设计计算说明书的内容及次序设计任务书；目录（标题及页次）；1.电动机的选择计算1.1计算电动机功率工作机功率1.2确定工作机转速2.分配传动比2.1总传动比2.2减速器外各传动装置的确定2.3减速器传动比2.3.1减速器高速级传动比2.3.2低速级传动3.传动装置的运动与动力参数的选择和计算(计算减速器各轴的功率P、转速n和扭矩) 3.1电动机轴的参数3.2减速器高速轴的参数3.3减速器中间轴的参数3.4减速器低速轴的参数3.5………………………………4.传动零件的设计计算4.1减速器外部零件的设计计算4.1.1带传动的设计计算4.1.2链传动的设计计算4.1.3 ………………………………4.2减速器内部传动零件的设计计算4.2.1高速级齿轮的设计计算（1）齿轮轮的受力分析（2）齿轮的弯曲强度计算（3）齿轮的接触强度计算4.2.2低速级齿轮的设计计算（1）齿轮轮的受力分析（2）齿轮的弯曲强度计算（3）齿轮的接触强度计算5.轴的设计计算5.1高速轴的设计5.1.1高速轴的结构设计（1）初估直径（2）确定各轴段的尺寸。
四 齿轮传动的设计计算
齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级根据课本表12-3可得，大小齿轮都选用45钢，大齿轮正火处理，硬度为162~217HBS ，小齿轮调质处理，硬度为217~255HBS ,因为是普通减速器所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料，齿轮选8级精度，要求齿面粗糙度≤a R 3.2～6.3m μ。
2、按齿面接触疲劳强度设计1） 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式12-11求出1d 值。
确定有关参数与系数：d1≥76.432][d )1(13h u U KT σψ+ 2）转矩1T1T =9.55×1061n p N ·mm=9.55×1066505.7=110192 N ·mm 3）载荷系数K ：查表取K=1.24）齿数1z 和齿宽系数d ψ试选小齿轮的齿数1z 取为40，则大齿轮齿数2z =uz 1=40x3.7=148。
因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由课本表10.20选取d ψ=0.4。
有教材表12-3得【σh1】=520mpa,[ σh2]=470mpa 计算小齿轮分度圆直径d 1≥76.43×2][)1(13h du u KT σψ+=76.43×2^5207.34.0)17.3(1101922.13⨯⨯+⨯⨯=88.5mm 计算模数 m=mm mm z d 21.2405.8811== 由课本表10.3取标准模数m=2.5mm3、主要尺寸计算mm mm mz d 100405.211=⨯==mm mm mz d 3701485.222=⨯==齿轮宽度 mm mm d b d 401004.01=⨯==ψ经圆整后取 b=2B =50mm1B =55mm中心距 a=22d 1d += 2370100+ =235mm4、按齿根弯曲疲劳强度校核由课本式（10.24）得出F σ，如[]F F σσ≤则校核合格。
确定有关系数与参数：1）、齿形系数F Y查课本12-5得1F Y =2.35，2F Y =2.182）、应力修正系数S Y 查课本表12-6得==2171.1S S Y Y ， 1.80 3）许用弯曲应力[1F σ]根据齿轮材料和齿面硬度由表12-3查得MPa M F F 280 pa 3012lim 1lim ==σσ。
行星齿轮传动的设计计算
眠击 一 兰
：
叼
：
由减 速机 的基本 参数 可得 ：
输 扭 性９ ９ ＝ ４ ＝・Ｎ 入 矩 ９ ９ ４７ ’ ５ 斋 ４６ ｍ ４ ５
即 Ｍａ４ ．６Ｎ・ ＝ ４７ ｍ
对于行星传动中的轴承 ，有些位置在理论上 由 于不受力 、只受扭矩而寿命很长 ，选择时只要满足
普遍 式
ｂ ＋ ： ｂ ０ … … … … … … … … … … （） ８
加零 件 也很 多 ，结 构又 较 复杂 ，Ｉ ＭＴ机 构在 行 星轮 内设 置 介轮 ，使齿 轮 和介 轮之 间形成 油膜 ，结 构简 单 ，很值 得参 考 ，但油 膜 间隙加 工工 艺要求 较高 。 对 于 油 膜 机 构 的作 用 原 理 ，本 文 不做 详 细介 绍 ，在应 用 中 ，根 据设 计统计 结 果表 明 ，行 星轮 与 中间浮 环 的间隙取 行星 轴直 径 的 ０１％～ ． ％，当 ． ５ ０４ ５ 速度 较高 、直 径较 小 、负荷较 大 时取 大值 ，反之 取
则 该减 速机 的输 出扭矩 为 ２ １７４Ｎ・Ｉ ４ ． １。 ０ Ｔ
力相对于太阳轮都不是很大 ，但由于行星轮体积较 小 ，受空 间 的限制无 法选 择较 大 的轴承 ，所 以此轴
承一 般是 行星 减速 机 中寿命较 短 的 ，需 要认 真计算
校核
３ 行 星齿轮载荷均衡化机 构
在 多行 星齿 轮传 动 中 ，行 星齿 轮 的均 衡化 是个
ＣＦＨＩ
很 重要 的问题 ，解决不 好 ，将产 生 载荷集 中 ，或运
５ 结 语
以 上 是 对 行 星 齿 轮 传 动 中基 本 参 数 的设 计 计
算 ，这是 后面 进行行 星 减速机 详 细设计 的基 础和关
- 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)。
传动零件的设计计算
1设计高速级齿轮
1)选精度等级、材料及齿数
(1)确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮(或斜齿，如果选择斜齿，计算步骤参考书上例题10-2) o
(2)材料选择：小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBS二者材料硬度差为40HBS
(3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
⑷ 选小齿轮齿数(一般初选 20-25)乙二？，大齿轮齿数乙=i高X乙=? X? =?，圆整取Z2=? o
2)按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式10— 9a进行试算，即
确定公式各计算数值(公式中u=i高)
(1)试选载荷系数K t =1.3
(2)小齿轮传递的转矩T1
「=「出=? (N • mm)(注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”)
(3)由表10— 7选取齿宽系数'd =1
⑷ 由表10— 6查得材料的弹性影响系数：Z E=189.8
(5)由图10— 21d查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
由图10— 21c查得
大齿轮的接触疲劳强度极
(6)由式10-13计算应力循环次数
(7)由图10— 19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数
(8)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%安全系数为S=1，由式10— 12得
(9)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入［二H］中的较小值
(10)计算圆周速度V
(11)计算齿宽b
(12)计算齿宽与齿高之比b/h
模数
齿高
(13)计算载荷系数K
根据v=m/s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=
假设 K A F t /b ::: 100N / mm，由表 10-3 查得
由表10-2查得使用系数K=
由表10-4查得
由图10- 13查得
故载荷系数
(14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10- 10a得
(15)计算模数m
2)按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度的设计公式为
确定公式内的计算数值
(1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
⑵ 由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数
(3)计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%安全系数为S=1.4,由式10- 12得
(4)计算载荷系数
(5)查取齿形系数
由表10-5查得
Y
Fa1 = ? , Y F： 2 二?
(6)取应力校正系数
由表10-5查得
(7)计算大小齿轮的YFaYSa，并比较
［升］
(8)设计计算
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，可取由弯曲强度算得的模数 m=＞，并就近圆整为标准值详？ mm但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d i=mn来计算应有的齿数。
于是有
乙二di/m=，取乙二
大齿轮齿数Z2 - i高Z i - ? ?=?取Z2 = ?
3)几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算齿根圆直径
⑶计算中心距
(4)计算齿宽
取B i =?mm B2 二？mm
4)验算
合适
2 •设计低速级齿轮
1)选精度等级、材料及齿数
(1)确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。
(2)材料选择：小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBS二者材料硬度差为40HBS
(3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。
⑷选小齿轮齿数(一般初选 23-30)乙二？，大齿轮齿数乙=i低X乙二？X ? =?，圆整取Z4=?。
2)按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式10— 9a进行试算，即
确定公式各计算数值(公式中u=i 低)
(1)试选载荷系数K t =1.3
(2)小齿轮传递的转矩T3
T3=T n出=? (N • mm)(注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”)
(3)由表10— 7选取齿宽系数'd =1
⑷ 由表10— 6查得材料的弹性影响系数：Z E=189.8
(5)由图10— 21d查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极
(6)由式10-13计算应力循环次数
(7)由图10— 19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数
(8)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%安全系数为S=1，由式10— 12得
(9)试算小齿轮分度圆直径d at，代入k H］中的较小值
(10)计算圆周速度V
(11)计算齿宽b
(12)计算齿宽与齿高之比b/h
模数
齿高
(13)计算载荷系数K
根据v=m/s, 7级精度，由图10— 8查得动载荷系数Kv=
假设 K A F t /b ::: 100N / mm，由表 10 — 3 查得
由表10 — 2查得使用系数K=
由表10 — 4查得
由图10— 13查得
故载荷系数
(14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10— 10a得
(15)计算模数m
2)按齿根弯曲强度设计
由式10— 5得弯曲强度的设计公式为
确定公式内的计算数值
(1)由图10— 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
⑵ 由图10— 18查得弯曲疲劳寿命系数
(3)计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%安全系数为S=1.4,由式10— 12得
(4)计算载荷系数
(5)查取齿形系数
由表10-5查得
Y
Fa3 = ? , Y F 4 - ?
(6)取应力校正系数
由表10-5查得
(7)计算大小齿轮的YFaYsa，并比较
S]
(8)设计计算
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，可取由弯曲强度算得的模数 m=>,并就近圆整为标准值详？ mm但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=mn来计算应有的齿数。
于是有
乙=ds/m=，M 乙=
大齿轮齿数J二i低Z3二？？=? 取Z2二？
3)几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算齿根圆直径
⑶计算中心距
(4)计算齿宽
取B3 二？mm B4 =?mm
4)验算
合适。