河北工程大学毕业设计
查文献[3]图10-13得KF??1.37；查文献[3]表10-3得KHa?KFa?1.4 所以 载花系数 K =KAKvKHaKH?=2.089 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1?d1t3K(7)计算模数 mn?d1cos??1.768mm 圆整为2mm Z1Kt?43.73mm
2.1.5 按齿根弯曲强度设计
mn?32KT1Y?cos2?YFaYSa?dZ12?a[?F]
2.1.6 确定计算参数
(1)计算载荷系数
K =KAKvKFaKF?=2.021
(2)由纵向重合度??=2.397，查文献[3]图10-28得螺旋角影响系数Y?=0.8846 (3)计算当量齿数 Zv1?(4)查取齿形系数
由文献[3]表10-5查得齿形系数YFa1?2.599； YFa2?2.148 应力校正系数YSa1?1.595； YSa2=1.822
(5)由文献[3]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FE1?500MPa； ?FE2?380MPa
(6)由文献[3]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1?0.85；KFN2?0.90 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则
[?F]1?
Z1?26.27 同理 Zv2=140.12 2cos?KFN1?FE1?303.57MPa； 同理[?F]2=244.285MPa S河北工程大学毕业设计
(8)计算大、小齿轮的
YFaYSa，并加以比较 [?F]YFa1YSa1YY=0.01365 Fa2Sa2=0.01602 [?F]1[?F]2所以,大齿轮的数值大 2.1.7 模数设计计算
mn?32KT1Y?cos2?YFaYSa?dZ?a[?F]21=1.1832mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1?43.73mm来计算应有的齿数。于是有
Z1?d1cos?=21.21 取圆整为Z1=21 则Z2=uZ1=111 mn2.1.8 计算中心距
a=
(Z1?Z2)mn?136.04mm 圆整为 137 mm
2cos?2.1.9 按圆整的中心距修正螺旋角
??arccos(Z1?Z2)mn?15.52716??15?31'38\
2a因β值改变不多，故参数?a、K?、ZH等不必修正。 2.1.10 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1?Z1mn?43.59mm 同理 d2=230.41mm cos?2.1.11 计算齿轮宽度
b=?dd1=54.923mm 圆整后取B2?55mm B1=60mm
2.2 高速齿轮组的结构设计
**?Cn)mn?43.59-2×(1+0.25)×2=38.59mm 齿根圆直径为 df1?d1?2(ha
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df2?320mm
*mn?43.59?2?1?2?47.59mm 齿顶圆直径为 da1?d1?2han da2?234.41mm
2.3 低速齿轮组的设计与强度校核
2.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；
(3)材料选择。由文献[2]表10—1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
(4)初选小齿齿数Z3=24，大齿轮齿数为Z4=3.5 ?Z3=84。 2.3.2 按齿面接触强度设计
d3t?32KtT2(u?1)ZHZE2()
?d?au[?H]确定公式内的数值
(1)试选 载荷系数Kt=1.6，由文献[2]图10—30选取节点区域系数 ZH=2.433 (2)由文献[2]图10—26查得 ?a3=0.771 ?a4=0.980 所以 ?a =1.751 (3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 ?d=0.5×(1+u)× ?a=0.5(1+3.5)×0.4=0.9 (4)查文献[2]表10—6得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa
(5)由文献[2]图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为
?Hlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 ?Hlim4=550MPa
(6)计算应力循环次数
N4=60njLh=60×77.628×1×(2×8×300×10)=2.235×108
同理 N3=7.825×108
查得接触疲劳寿命系数 KHN3=0.97 KHN4=1.096
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(7)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则 [?H]3 = KHN3?Hlim3/S=554.3MPa [?H]4 = KHN4?Hlim4/S=574MPa 所以 [?H]==564.15MPa 2.3.3 齿轮数据计算
(1)小齿轮分度圆直径 所以 d3t?32KtT2(u?1)ZHZE2()=65.753mm
?d?au[?H](2)计算圆周速度 v=
?d3tnⅡ60X1000=0.935m/s
(3)计算齿宽b及模数mnt b=?dd3t=59.178mm mnt=
d3tcos??2.658mm Z3 h=2.25×mnt=5.980mm 螺旋角β= b/h=9.895 (4)计算纵向重合度??
??=0.318?dZ1tanβ=1.713 (5)计算载荷系数 K
已知使用系数KA=1，根据v=0.935m/s ，7级精度，由文献[2]图10-8查得动载系数
Kv=1.042；由文献[2]表10-4查得KH??1.12?0.18?d2?0.23*10?3b?1.279
查文献[2]图10-13得KF??1.216；查文献[2]表10-3得KHa?KFa?1.4 所以 载荷系数 K =KAKvKHaKH?=1.866 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
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d3?d3t3K(7)计算模数 mn?Kt?69.21mm
d3cos??2.798mm 圆整为3mm Z32.3.4 按齿根弯曲强度设计
mn?32KT2Y?cos2?YFaYSa?dZ?[?F]23a
2.3.5 确定计算参数
(1)计算载荷系数
K =KAKvKFaKF?=1.774
(2)由纵向重合度??=1.713，查得螺旋角影响系数Y?=0.8846 (3)计算当量齿数
Zv3?Z3?25.492 同理 Zv4=89.222
cos2?(4)查取齿形系数
由文献[2]表10-5查得齿形系数YFa3?2.610； YFa4?2.202 应力校正系数YSa3?1.592； YSa4=1.779
(5)由文献[2]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE3?500MPa；
?FE4?380MPa
(6)由文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN3?0.90；KFN4?0.95 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则
[?F]3?KFN3?FE3?321.43MPa； 同理[?F]4=257.86MPa SYFaYSa，并加以比较 [?F](8)计算大、小齿轮的