盐城工学院机械工程系毕业设计说明书
4 动力计算
4.1 齿轮的计算
4.1 .1 确定齿轮齿数和模数（查表法）
可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据上面计算的传动比和初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再减得大齿轮的齿数。
用查表法求Ⅰ轴和Ⅱ轴上的齿轮的齿数和模数
常用传动比的适用齿数（小齿轮）（见参考书1第20页）。 选取时应注意：
不产生根切。一般取Zmin≥18～20；
保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥2m,一般取δ＞5mm则 Zmin≥6.5+2T/m。
同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过3～4个齿。
防止各种碰撞和干涉。
三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4。
所以，可以假设其中最小的齿轮2齿数为20，而且由上可知，齿轮2和齿轮5之间的传动比为3.1，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动比为3.15，当时的齿数之和为82。可得大齿轮齿数为62。
齿轮模数的估算
按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮各参数都已经知道后方可确定,所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。
齿轮弯曲疲劳的估算：
m?≥323Nmm [1] znj其中N--------------计算齿轮传递的额定功率N=η×Nd 齿轮点蚀的估算：
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数控车床主传动机构设计
A≥3703N[1]
mmnj其中nj为大齿轮的计算转速,A为齿轮中心距。 由中心距A及齿数z1、z2求出模数：
mj?2Az1?z2 [1]
根据估算所得m?和mj中较大得值,选取相近的标准模数 以齿轮2和齿轮5为例
nj=i轮带×n=1500×0.534=801 r/min
N=5.5×0.95=5.225kw
m?≥3235.225≈1.509
62?1500?0.534A≥3703 mj?5.225≈69.133mm
1500?0.5342?69.133≈1.686
20?62 所以,根据 mj选取,为了保证模数一定满足要求,假设齿轮2和齿轮5的模数为3
由此可知,输入轴1和传动轴2之间的中心距为
m?(z2?z5)3?(20?62) A===123mm
22 同理且根据1轴和2轴之间的距离始终为123mm,可得出1轴和2轴之间其余的齿轮的齿数和模数
分别为 z1=35 m1=3
z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 m6=3
4．1. 2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核
以齿轮8和9为例,
设计时采用最高转速，即齿轮10的转速为1800r/min,已知该组齿轮传递的功率
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为5.5KW,已知传动比为i89≈0.2576,假设齿轮对称布置,使用寿命为8年,每年以300工作日计,两班制,中等冲击,齿轮单向回转。
1、齿轮的材料、精度和齿数选择 因传递功率不大、转速不高、材料按 表7-1选取，都采用55钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
齿轮精度用6级，软齿表面粗糙度为Ra1.6。
软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，，取齿轮8的齿数为17，则齿轮9为17/0.2576=66
2、设计计算
（1）、设计准则 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）、按齿面接触疲劳强度设计
d1t?3
ZHZEZ?2KT1(u?1)[?H]?du [2]
6p9.55?10?5.5?666TN.mm?113290N.mm 1=9.55?10??n1800?17由图7-6选取材料的接触疲劳极限应力为:
?H2lim?580MPa,?H2min?560MPa
由图7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为:
?F1lim?230MPa,?F2lim?210MPa
应力循环次数N由式(7-3)计算
N1?60?1800?17?16?300?8/66=1.07?109
N11.07?109?17??2.76?108 N2?u66
由图7-8查得接触疲劳强度寿命系数ZN1?1,ZN2?1.02 由图7-9查得弯曲疲劳寿命系数YN1?1,YN2?1,
由表7-2查得接触疲劳安全系数SHmin?1,弯曲疲劳安全系数SFmin?1.4,又
YST=2.0,试选Kt?1.3
由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力
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[?m]??H1limSHlimZN1?580MPa [2]
[?H2]??H1linSHlimZN2?571MPa [2]
??F1???F1limYSTYN1?230?2?1?328MPaSFlim1.4 [2]
??F2???F2limYSTYN2?300MPaSFlim将有关值代入式子 得
[2]
d1t?3则V1??83ZHZEZ?2KT1(u?1)3?2.5?189.8?0.90?2?1.3?113290=?=59.17 [2] ?57166[?H]?du??2?d1tn160?1000?1.m/s
查图7-10得Kv?1.09;由表7-3查得KA?1.25;由表7-4查得K??1.05;取
K??1;则KH?KAKVK?K??1.25?1.09?1.05?1?1.431 修正d1?d1t31.431[2]
?59.17?1.03?60.95mm1.3m?d1/z1?60.95/17?3.58mm 由表7-6取标准模数m?3.5 3．校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得YFS1?4.2 YFS2?4.0 取Y??0.7
由式（7-12）校核大小齿轮的弯曲强度
?F1?
2KTI?dZ12mYY?3FS1?2?1.43?1132904.2?0.7?76.87MPa???F1?1?1723.53[2]
[
?F2??F1YFS24.0?76.87??73.20MPa?[?F2]YFS14.2 [2]
所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。
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求得齿轮8和9的齿数和模数分别为z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5
其中齿轮8的齿数为17，有可能会发生根切现象，所以要修正齿轮，用变位修正法求得8齿轮的变位系数为+0.218。用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。
列出各齿轮的齿数、模数、和变位系数
编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 模数 3 3 3 3 3 3 3 3．5 3．5 3 齿数 35 20 51 47 62 31 56 17 66 41 齿形角 ? 20 变位系数 +0.5 +0.8 0 -0.5 0 0 0 +0.218 0 +0.169 20? 20? 20? 20 20 20 ? 20 ? 20 ???? 20 齿轮材料为55钢,热处理为齿部G58±0.2,深0.5
4．1. 3 齿轮的精度设计；
齿轮精度设计的方法及步骤：1、确定齿轮的精度等级；
2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定； 3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号； 4、确定齿坯公差和表面粗糙度； 5、公法线平均长度极限偏差的换算； 6、绘制齿轮零件图。 以齿轮9为例：齿数为66，模数为3.5,变位系数为0。 确定齿轮的精度等级
由于该齿轮是主轴箱内的齿轮，对传动精度和稳定性的要求都比较高，主要要求
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的是传动平稳性精度等级。据圆周速度v??dn60?1000对于如此要求高的齿轮采用6级精度。
???3.5?66?34060000?4.11m/s
齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定
该齿轮属中等精度，且为批量生产查表12-3选定?F\i、?FW、?f\i、F? 组成检验方案。根据d1?mz1?3.5?66?231mm及b1?27mm 查表12-13、表12-14、表12-15可得公差值：
Fp?45第Ⅰ公差组 Fr?36 F??25 第Ⅱ公差组 ff?9 ±fpt?11 ?fpb?10 第Ⅲ公差组 F??9
计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号
计算齿轮副的最小极限侧隙jnmin 由表12-10按油池润滑和v?4.11m/s查得
jn1?0.01?mn?0.01?3.5?0.035
[6] jn2?2a(?1?t1??2?t2)sin?
根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为
?1?11.5?10?6/?c ， ?2?10.5?10?6/?c。
m(z1?z2)3.5(66?17)??145.25mm [6]
22145.250.031?0.038mm 所以，jn2?120确定齿厚极限偏差代号
传递的中心距a?齿厚上偏差 由式（12-15）
?ftan??j?j?f2b1?f2b2?2.104F2?nn1n2E'ss???a2cos?n?? ???? [6]
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