6高速级齿轮的传动设计

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1、五、高速级齿轮的传动设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 ）选定齿轮类型：按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2 ）选定齿轮精度等级：输送机为一般工作机械，速度不高，又因有轻微振动，故选用8级精度。3 ）齿轮材料的选择：为防止小齿轮过早失效，采用软、硬齿面组合较为合理，其失效形式以齿面 点蚀为主。由所引用表5-6（彭文生等，机械设计），选择小齿轮材料为45号钢, 调质处理，齿面硬度为229286 HBS。大齿轮材料为45号钢，正火，硬度为 169 217 HBS。4 ）齿轮的齿数选择：选小齿轮齿数z = 25， z = i z = 4.040 x 25 = 101。1 2 12 1齿

2、数比u = 4.040。255）初选螺旋角：初选螺旋角p = 15(109ZE2、按齿面接触疲劳强度设计KT u 土 1 1p u d1 ）确定公式内的各项数值Q载荷系数K：“载荷系数K = K K K K，单通常可近似的取K = 1.3 1.7。当原动机为A B p a电动机等，工作机载荷平稳，且齿轮支撑对称布置时应取小值。”（彭文生等，机 械设计），试选载荷系数K = 1.4。弹性系数Z :E由表5-7 （彭文生等，机械设计）选取材料的弹性影响系数z = 189 .8MPaE（大小齿轮均采用锻造）。转矩T :I经前面计算的t = 25.576N - mIQ齿宽系数*:d“当为软齿面时，齿轮

3、相对于轴承对称布置时,* = 0.81.4 ”（彭文生等, d机械设计）,试选齿宽系数*d9齿面许用接触应力oHPoHPHlim式中：一齿轮的接触疲劳极限。oHlim查图5-33 （彭文生等，机械设计），o = 550MPa ， o = 390MPa。HlimlHlim2s 接触强度的最小安全系数。“一般传动取S= 1.0 - 1.2 ”彭文生等,HlimHlim机械设计），取S = 1.2。HlimZ 一接触疲劳强的计算的寿命系数，“一般Z = 1 ”（彭文生等，机械设计）。NZ 工作硬化系数，大齿轮的z由图5-36查取，小齿轮的z应略去”（彭文生等，机械设计），得Z =1。w2oHP1o5

4、50= Hlim1一1 = 458 .333MPaS N 1.2HlimoHP2o390= Hlim2 -Z Z =1 X 1 = 325MPaS N w 1.2Hlim9齿数比u：101=4.040252）计算几何尺寸:9计算小齿轮分度圆直径d :(109Z)E2 KT u 土 11 -( 109 x 189.8 丫X 14 X 25-576 X= 44.981I o hp1 丿(458 .333 丿4.0409计算模m:nd cos 卩 44.981 x cos15 -1-z1=1.738mm ， 取标准模数 m = 2mm 。25计算中心距a:m (z + z )122 X * 101

5、) = 130 .445mm2cos 卩2 x cos15 o为便于箱体加工和校验，取a = 130mm。9按标准模数和中心距校正分度圆直径d：d1 cos 卩 cos15 o2 x 25=51 .763mmd = 2a 一 d = 2 x 130 一 51.763 = 208 .237mm2 19计算齿宽b:b =申 d = 1 x 51 .763 = 51 .763mm，取b = 52mm2d 12b = b + (5 10mm ) = 51.763 + (5 10) = (56.763 61.763)mm ，1 2取 b = 59mm。13、按齿根弯曲疲劳进行校核:1900KT厂Y aF

6、SFPbm 2 zn 11）确定公式内的各项数值:9载荷系数K：载荷系数K = 1.4。转矩 T = 25 .576N -miT = 101 .278N - m n9齿宽b:齿宽 b = 59mm ， b152mm 。9标准模数m法面模数m = 2mm。9齿数z:齿数攵 z = 25 ， z = 1011 29齿形系数yfSFS1查图5-38 （彭文生等，机械设计）得，y = 4.3， Y = 3.95。FS2Q许用弯曲应力oFPFlimNOFP SFlim式中:O一齿轮齿根的弯曲疲劳极限。查图5-32 （彭文生等，机械设计）,FlimFlim1=330MPa ， oFlim2=220MPaS

7、弯曲强度的最小安全系数。“一般传动取S= 1.3 1.5 ”（彭文生等，FlimFlim机械设计），取S = 1.5。FlimY 弯曲疲劳强的计算的寿命系数，“一般Y = ”（彭文生等，机械设计）。NFP1O330= Flim1x 1 = 220 MPaN 1.5SFlimFP2o220Flim2 -Y =x 1 = 146 .667 MPaN 1.5SFlim2）按齿根弯曲疲劳进行校核:1900KT1900 x 1.4 x 25.576o =片 Y=x 4.3 = 49.583MPa oF1 b m2zFS159 x 22 x 25FP11 n 11900KT1900 x 1.4 x 101

8、 .278o =于Y =x 3.95 = 50.653MPa oF2 b m2z FS152 x 22 x 101FP22 n 2所以弯曲疲劳强度合格。4、齿轮的结构设计：图3大齿轮结构草图1 ）小齿轮1由于直 径小，采用齿轮轴结构； 齿轮2采用孔板式结构， 结构尺寸按经验公式和后 续设计的中间轴配合段直 径计算，见表4;大齿轮 2结构草图如图3。高速 级齿轮传动的尺寸归于 表5。表 4 大齿轮结构设计名称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径d由中间轴设计而定d = d2430轮毂直径D3D = 1.6d348轮毂宽度LL = （1.2 1.5）d = 36 4552 （取为与齿宽b相等）2

9、腹板最大直径D0D a d 一 （10 14 ）m0an板孔分布圆直径d1D = （D + D ）/2103板孔直径D2D a （0.25 0.35）（D 一 D ）203腹板厚度CC = （0.2 0.3）B13表 5 高速级齿轮传动尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2齿数z1z225101传动比i124.04分度圆直径d1d251 .763208 .237齿顶圆直径d = d + 2h * ma11and = d + 2h * ma22an55.763212.237中心距m （z + z ）a = n 12cos 卩130齿宽b =申d2d 1b = b + （5 10mm ）1 25952