齒輪傳動設(shè)計

齒輪傳動設(shè)計高速齒輪設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動，初選螺旋角β=14o，壓力角α=20o。起重機屬于一般工作機械，參考文獻【1】表10-6，選用7級精度。材料選擇。由文獻【1】表10-1，取大小齒輪材料均為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），齒面硬度55HRC。選小齒輪齒數(shù)z11=19，大齒輪齒數(shù)z12=i高xz11=5x19=95按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由文獻【1】式10-24計算小齒輪分度圓直徑確定公式中的各參數(shù)值試選KHt=2小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：TI=336940N?mm由文獻【1】表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1由文獻【1】圖10-20區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由文獻【1】表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2由文獻【1】式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zεαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.562oαat1=arcos[z11cosαt/(z11+2han*cosβαat2=arcos[z12cosαt/(z12+2han*cosβεα=[z11(tanαat1-tanα’)+z12(tanαat2-tanα’)]/2π=1.639εβ=φdz11tanβ/π=1.508Zε==0.721由文獻【1】式10-23可得螺旋角系數(shù)ZβZβ==0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由文獻【1】圖10-25e查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=σHlim2=1150MPa。由文獻式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60x960x1x(3x8x300x5)=2.074x109N2=N1/i高=2.074x109/5=0.415x109由文獻【1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.97、KHN2=0.98取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由文獻【1】式10-14得[σH]1==MPa=1115.5MPa[σH]2==MPa=1127MPa取[σH]1和[σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=[σH]1=1115.5MPa試算小齒輪分度圓直徑=51.90mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vV=2.61m/s齒寬b11寬b11==51.90mm計算實際載荷系數(shù)KH由文獻【1】表10-2差得使用系數(shù)KA=1.5根據(jù)v=2.61m/s、7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.08。齒輪的圓周力Ft11=2TI/d11t=15401.56N，KAFt11/b11t=363.16N/mm>100N/mm，查文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2。由文獻【1】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KHβ=1.510，則載荷系數(shù)KH=KAKVKHαKHβ=2.93由文獻【1】式10-12，可得按實際載荷系數(shù)計算得的分度圓直徑=58.94mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)=3.01mm按齒根彎曲強度設(shè)計由文獻【1】式10-20計算模數(shù)確定公式中的各參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=2由文獻式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε=13.40°由文獻【1】式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YβYβ=計算由當量齒數(shù)zv11=z11/cos3β=20.80，zv12=z12/cos3β=104.00。由文獻【1】圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.82，YFa2=2.19。由文獻【1】圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.55、Ysa2=1.81由文獻【1】圖10-24d查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為：σFlim1=σFlim2=800MPa由文獻【1】圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.9、KFN2=0.9.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由文獻【1】式10-14得=514.29MPa=514.29MPa=0.0085=0.0077因為小齒輪的大于大齒輪，所以取=0.0085試算模數(shù)=2.52mm調(diào)整模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vd11t=m1ntz11/cosβ=49.24mmv==2.48m/s齒寬bb11==49.24mm齒高h及寬高比b/hh==5.66mmb/h=8.70計算實際載荷系數(shù)KF由文獻【1】表10-2差得使用系數(shù)KA=1.5根據(jù)v=2.21m/s，7級精度，由文獻【1】圖10-8查得KV=1.09由Ft1=2TI/d11t=15329.39N，KAFt1/b11t=348.71N/mm>100N/mm，查文獻【1】表10-3得齒間載荷分布系數(shù)KFa=1.2由文獻【1】表10-4用插值法查得KHβ=1.510，結(jié)合b/h=10.01查文獻【1】圖10-13，得KFβ=1.44，則載荷系數(shù)KF=KAKVKFαKFβ=2.83由文獻【1】式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m1n==2.82mm對比次計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m1n大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近選取m1n=3mm；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d11=58.94mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即z11=d11cosβ/m1n=19.06。取z11=19，z12=i高z11=95幾何尺寸計算計算中心距=176.23mm模數(shù)從2.82mm圓整至3mm，中心距圓整為180mm。按圓整后的中心距修正螺旋角=18.19°計算小、大齒輪的分度圓直徑=60.00mm=300.00mm計算齒輪寬度=60mm，取b11=60mm,b12=55mm圓整中心距后的強度校核齒面接觸疲勞強度校核小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=336940N?mm載荷系數(shù)KH=2.94齒寬系數(shù)φd=1區(qū)域系數(shù)ZH=2.383材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε=0.681螺旋角系數(shù)Zβ=0.975=996.32MPa<[σH]滿足齒面接觸疲勞條件齒根彎曲疲勞強度校核小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=336940N?mm載荷系數(shù)KF=2.83計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε=0.658計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ=0.698齒形系數(shù)YFa1=2.81，YFa2=2.17。應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.56、Ysa2=1.83=355.53MPa<[σF]1=322.08MPa<[σF]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z11=19、z12=95，模數(shù)m=3，壓力角α=20°，螺旋角β=18.19°=18°11’24’’，變位系數(shù)x1=x2=0，中心距a=180mm，齒寬b11=60mm、b12=55mm。大小齒輪材料均選用40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火）。主動輪左旋，從動輪右旋。齒輪按7級精度設(shè)計。低速齒輪設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動，初選螺旋角β=14o，壓力角α=20o。起重機屬于一般工作機械，參考文獻【1】表10-6，選用7級精度。材料選擇。由文獻【1】表10-1，取大小齒輪材料均為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），齒面硬度55HRC。選小齒輪齒數(shù)z21=19，大齒輪齒數(shù)z22=i低xz21=76按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由文獻【1】式10-24計算小齒輪分度圓直徑確定公式中的各參數(shù)值試選KHt=2小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：TII=1601460N?mm由文獻【1】表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1由文獻【1】圖10-20區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由文獻【1】表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2由文獻【1】式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zεαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.562oαat1=arcos[z21cosαt/(z21+2han*cosβαat2=arcos[z22cosαt/(z22+2han*cosβεα=[z21(tanαat1-tanα’)+z22(tanαat2-tanα’)]/2π=1.646εβ=φdz21tanβ/π=1.508Zε==0.721由文獻【1】式10-23可得螺旋角系數(shù)ZβZβ==0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由文獻【1】圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=σHlim2=1150MPa。由文獻式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60x192x1x(3x8x300x5)=4.15x108N2=N1/i低=4.15x108/4=1.04x108由文獻【1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.97、KHN2=0.98取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由文獻【1】式10-14得[σH]1==MPa=1115.5MPa[σH]2==MPa=1127MPa取[σH]1和[σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=[σH]1=1115.5MPa試算小齒輪分度圓直徑=88.45mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vV=0.89m/s齒寬b21寬b21t==88.45mm計算實際載荷系數(shù)KH由文獻【1】表10-2差得使用系數(shù)KA=1.5根據(jù)v=0.85m/s、7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.02。齒輪的圓周力Ft21=2TII/d21t=38960.22N，KAFt21/b21t=473.91N/mm>100N/mm，查文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2。由文獻【1】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KHβ=1.523，則載荷系數(shù)KH=KAKVKHαKHβ=2.80由文獻【1】式10-12，可得按實際載荷系數(shù)計算得的分度圓直徑=98.95mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)=5.05mm按齒根彎曲強度設(shè)計由文獻【1】式10-20計算模數(shù)確定公式中的各參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=2由文獻式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε=13.14°＝1.736=0.684由文獻【1】式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YβYβ=計算由當量齒數(shù)zv21=z21/cos3β=20.80，zv22=z22/cos3β=83.20。由文獻【1】圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.82，YFa2=2.22。由文獻【1】圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.55、Ysa2=1.80由文獻【1】圖10-24d查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為：σFlim1=σFlim2=800MPa由文獻【1】圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.9、KFN2=0.9.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由文獻【1】式10-14得=514.29MPa=514.29MPa=0.0085=0.0078因為小齒輪的大于大齒輪，所以取=0.0085試算模數(shù)=4.23mm調(diào)整模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vd21t=m2ntz21/cosβ=82.79mmv==0.83m/s齒寬bb21==82.79mm齒高h及寬高比b/hh==9.52mmb/h=8.70計算實際載荷系數(shù)KF由文獻【1】表10-2差得使用系數(shù)KA=1.5根據(jù)v=0.72m/s，7級精度，由文獻【1】圖10-8查得KV=1.02由Ft1=2TII/d21t=38687.28N，KAFt1/b21t=467.29N/mm>100N/mm，查文獻【1】表10-3得齒間載荷分布系數(shù)KFa=1.2由文獻【1】表10-4用插值法查得KHβ=1.525，結(jié)合b/h=8.70查文獻【1】圖10-13，得KFβ=1.71，則載荷系數(shù)KF=KAKVKFαKFβ=3.14由文獻【1】式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)M2n==4.92mm對比次計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m1n大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近選取m1n=5mm；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d21=98.95mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即z21=d21cosβ/m1n=19.2。取z21=19，z22=i高z22=76。幾何尺寸計算計算中心距=244.78mm模數(shù)從4.92mm圓整至5mm，中心距圓整為250mm。按圓整后的中心距修正螺旋角=18.19°計算小、大齒輪的分度圓直徑=100.00mm=400.00mm計算齒輪寬度=100mm，取b21=100mm,b22=95mm圓整中心距后的強度校核齒面接觸疲勞強度校核小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=N?mm載荷系數(shù)KH=2.78齒寬系數(shù)φd=1區(qū)域系數(shù)ZH=2.383材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε=0.681螺旋角系數(shù)Zβ=0.975=1001.89MPa<[σH]滿足齒面接觸疲勞條件齒根彎曲疲勞強度校核小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TII=N?mm載荷系數(shù)KF=3.15計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε=0.658計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ=0.698齒形系數(shù)YFa1=2.81，YFa2=2.13。應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.56、Ysa2=1.78=406.28MPa<[σF]1=351.39MPa<[σF]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z21=19、z22=76，模數(shù)m=5mm，壓力角α=20°，螺旋角β=18.19°=13°11’24’’，變位系數(shù)x1=x2=0，中心距a=250mm，齒寬b21=100mm、b22=95mm。大小齒輪材料均選用40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火）。主動輪右旋，從動輪左旋。齒輪按7級精度設(shè)計開式齒輪設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動，初選螺旋角β=14o，壓力角α=20o。形式齒輪工作環(huán)境惡劣，參考文獻【1】表10-6，選用9級精度。材料選擇。由文獻【1】表10-1，取大小齒輪材料均為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），齒面硬度55HRC。選小齒輪齒數(shù)z31=19，大齒輪齒數(shù)z22=i開xz21=76按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由文獻【1】式10-24計算小齒輪分度圓直徑確定公式中的各參數(shù)值試選KHt=5小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：TIII=6089380N?mm由文獻【1】表10-7選取齒寬系數(shù)φd=0.5由文獻【1】圖10-20區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由文獻【1】表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2由文獻【1】式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zεαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.562oαat1=arcos[z21cosαt/(z21+2han*cosβαat2=arcos[z22cosαt/(z22+2han*cosβεα=[z21(tanαat1-tanα’)+z22(tanαat2-tanα’)]/2π=1.646εβ=φdz21tanβ/π=1.508Zε==0.721由文獻【1】式10-23可得螺旋角系數(shù)ZβZβ==0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由文獻【1】圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=σHlim2=1150MPa。由文獻式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nIIIjLh=60x48x1x(3x8x300x5)=1.04x108N2=N1/i開=4.15x108/4=2.59x107由文獻【1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.97、KHN2=1.33取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由文獻【1】式10-14得[σH]1==MPa=1115.5MPa[σH]2==MPa=1529.5MPa取[σH]1和[σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=[σH]1=1115.5MPa試算小齒輪分度圓直徑=297.45mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vV=0.75m/s齒寬b31t==148.73mm計算實際載荷系數(shù)KH由文獻【1】表10-2差得使用系數(shù)KA=1.5根據(jù)v=0.45m/s、9級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.03。齒輪的圓周力Ft31=2TIII/d31t=68320.21N，KAFt31/b31t=383.26N/mm>100N/mm，查文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.6。由文獻【1】表10-4用插值法查得9級精度、小齒輪為懸臂布置時，KHβ=3.92則載荷系數(shù)KH=KAKVKHαKHβ=9.69由文獻【1】式10-12，可得按實際載荷系數(shù)計算得的分度圓直徑=370.85mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)=18.94mm按齒面彎曲強度設(shè)計由文獻【1】式10-20計算模數(shù)確定公式中的各參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=5由文獻式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε=13.14°＝1.736=0.684由文獻【1】式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YβYβ=計算由當量齒數(shù)zv21=z21/cos3β=20.80，zv22=z22/cos3β=83.20。由文獻【1】圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.82，YFa2=2.22。由文獻【1】圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.55、Ysa2=1.80由文獻【1】圖10-24d查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為：σFlim1=σFlim2=800MPa由文獻【1】圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.9、KFN2=0.9.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由文獻【1】式10-14得=514.29MPa=514.29MPa=0.0085=0.0078因為小齒輪的大于大齒輪，所以取=0.0085試算模數(shù)=14.21mm調(diào)整模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vd31t=m3ntz31/cosβ=278.38mmv==0.70m/s齒寬bb31==139.19mm齒高h及寬高比b/hh==31.97mmb/h=4.35計算實際載荷系數(shù)KF由文獻【1】表10-2差得使用系數(shù)KA=1.5根據(jù)v=0.70m/s，9級精度，由文獻【1】圖10-8查得KV=1.03由Ft1=2TIII/d31t=43748.69N，KAFt1/b31t=235.73N/mm>100N/mm，查文獻【1】表10-3得齒間載荷分布系數(shù)KFa=1.6由文獻【1】表10-4用插值法查得KHβ=3.90，結(jié)合b/h=4.35查文獻【1】圖10-13，得KFβ