洛阳理工学院毕业设计（论文）
3.3齿轮结构的设计
3.3.1传动比的确定
初选齿轮3的齿数为Z3=20,则齿轮2的齿数Z2=Z3／u =20／0.429=46.62,圆整取Z2=47 实际传动比为u=Z3／Z2=20／47=0.426 则齿轮的传动比误差为|u理－u实|／u理
=|0.429－0.426|／0.429=0.699%＜5%，在允许范围内。
3.3.2 齿轮工作载荷的计算
由于马达的最大输出功率是：
P1=pq=17.2×106×35.625×10-3／60=1.02125×104w≈10.2kw P—马达的工作压力（pa) q—马达的最大流量（L/min) P1—马达的功率（kw)
假设从马达到变速器的传递效率是η=90% 则齿轮3的功率是P3=Pη=10.2×90%=9.18kw 齿轮3的转矩T3=9.55×106×P1／n1
=9.55×106×9.18／1954≈4.49×104N·mm=44.9N·m
3.3.3齿轮的设计
计算公式：d?32KTu?1ZEZHZ?2()???H?du
1、确定计算参数
T3=9.55×106×9.18／1954 =4.49×104N·mm≈45N·mm 按齿数Z2=47，Z3=20，查图6—15得 ε
α
3=0.6
α
ε
α
α
2 =0.799
α
则ε=ε3+ε2=0.66+0.799=1.399
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因是直齿轮 ε
β
=0 ， 故 ε
γ
=ε
α
=1.399
据表6—7可得，假设kA Ft／b＜100 N／mm，则kα=1.2
据表6—6可得，因载荷有轻微冲击，且有液压装置驱动，所以kA=1.35 据表6—9可得，由于齿轮不对称布置，取齿宽系数Ψd=1 据图6—11可得，查得Kβ=1.08 试选kvt=1.05
由公式k=kA kV kαkβ=1.35×1.05×1.2×1.08≈1.84 由表6—8可得，查得ZE=189.8MPa 由表6—10可得，查得齿轮接触疲劳强度极限
ΣHlim=510+12.7HRC=（510+12.7×52）MPa＝1170MPa 计算应力循环次数
假设该玉米联合收获机每天工作8小时，预期使用寿命10年，每年工作260天
N3=60nⅡrh=60×1954×（10×260×8）=2.44×109 N2=60nⅠrh=60×106×(10×260×8)=1.32×108
由图6—23，查得ZN3=1.0，ZN2=1.15 (不允许初选点蚀） 由表6—11可得，取安全系数SH =1， 由图6—24可得，工作硬化系数Zw=1 许用接触应力：
??????SH?HlimZN2Zw2?H2SHH3??HlimZN3Zw3?1170?1.0?1.0MPa?1170MPa1.01170?1.15?1?MPa?1345.5MPa1
取小值[σ]H3代入 由图6—16查得Zε=0.84 2、计算
d?3?32KT3u?1ZEZHZ?2()???H?du22?1.84?4.49?1040.426?1?189.8?2.5?0.84?????mm10.4261170??
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?40mm洛阳理工学院毕业设计（论文）
重新校核原设动载系数，齿轮速度为：
60?100060?1000vz34.09?20??0.818100100v???d3?n3???40?1954?4.09m/s
查图6—8可得kv=1.11，与原假设kvt=1.05相差较大，修正
d3?3kvd3t?kvt31.11?40?42mm1.05
求的模数为：
m=d3／z3 =42／20=2.1mm
按表6—3取标准模数m=2.5mm，由此求得齿轮3的分度圆直径为：
d3=mz=2.5×20mm=50mm d2=mz2=2.5×47=117.5mm
齿宽
b =ψd d3=1×50=50mm
则大齿轮的齿宽b2=50mm，小齿轮的齿宽b3=55mm 校核原设kAFt／b＜100N／m
Ft=2T3／d3=2×4.5×104／50=1800N
KAFt／b=1.35×1800／50=48.6N／m＜100N／m
符合假设
3、校核齿根弯曲疲劳强度
按照下面公式进行校核
σF=2KT1YFaYSaYε≤[σ]F bd1m
查图6—21可得应力修正系数YFa2=2.27 YFa3=2.53 查图6-21得应力修正系数YSa2=1.7 YSa3=1.55 查表6-10得弯曲疲劳强度极限（大小齿轮硬度相同） σ
Flim=720MPa
取SF=1.25（表6-11） YX=1（由图6-26，因m<5） 查图6-25可得YN3=0.9 YN2=0.95
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???F2???F3比较：
SF???FlimYN3YX?SF????FlimYN2YX720?0.95?1MPa?547.2MPa1.25720?0.9?1?MPa?518.4MPa1.25 ?YFa1YSa1???F1YFa4YSa4??2.6?1.58?7.9?10?3518.42.23?1.75?7.2?10?3541.44
???F4系数Yε=0.75
大齿轮较弱，应该按照大齿轮校核弯曲疲劳强度，查图6-22德重合度
?F4?2KT4YFa4YSa4Y?bd4m2?2.7216?120?103??2.23?1.75?0.7560?175?2.5?72.8MPa????F4?541.55MPa
所以弯曲疲劳强度足够。
3.4齿轮中心距的确定
由于齿轮3和齿轮4做成双联滑移齿轮，所以齿轮1和齿轮4的中心距应和齿轮2和齿轮3的中心距相等，即a23=a14
齿轮2和齿轮3 的中心距为：
a23=（d2+d3)／2=(117.5+50)／2=83.75mm 齿轮1和齿轮4的中心距为：
a14=（d1+d4)／2=(57.5+197.5)／2=127.5mm 3-1
显然a23≠a14所以要进行修改，由于a23＜a14，考虑齿轮强度问题，只能增加齿轮2和齿轮3的齿数（模数不变），从而改变两齿轮的分度圆直径。假设修改后齿轮2和齿轮3的分度圆直径是d2、d3则
a23=a14=(d2+d3)／2=127.5mm 3-2
由于传动比不能改变，所以: u23=d3／d2=0.426
有公式3-1、3-2可得：d2=178.8mm d3=76.2mm
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由于模数不变，m=2.5,所以修正后的齿轮齿数为： Z2=d2／m=178.8／2.5=71.52 Z3=d3／m=76.2／2.5=30.48 都去整后得： Z2=72 Z3=30
则实际传动比 u23= Z3／Z2=30／72=0.412 传动比误差为
(u理-u实)／u理=（0.429-0.412）／2=3.96%﹤5% 在允许范围内。
则齿轮2和齿轮3的实际中心距为： a23=(d2+d3)／2=（ Z2+Z3）m／2 =(72+30)×2.5／2=127.5=a14 满足要求。
3.5齿轮几何参数的确定
齿轮几何参数的计算公式和结果见表3-1
表3-1 齿轮的几何尺寸
(mm)
数据 序号 名称 符号 公式 齿轮1 1 模数 m 2 压力角 α 3 齿数 z 21
齿轮2 齿轮3 齿轮4 2.5 20° 23 72 30 79