【VIP專享】第四章-直齒圓柱齒輪傳動課件

1、第四章齒輪傳動設(shè)計張淑敏第四章 齒輪傳動設(shè)計第一節(jié) 概述一 、齒輪傳動的優(yōu)缺點：1、優(yōu)點：速比精確、傳動平穩(wěn)、承載能力大、適用范圍廣、效率高9899.5%、壽命長、結(jié)構(gòu)緊湊。功率：很?。◣譝）很大（幾萬KW）；速度：很小很大尺寸：很小很大；適用場合：廣2、缺點：需要專門的加工設(shè)備；軸間距較大時需多及傳動。二、分類 : 按工作條件分： 開 式： 敞開，潤滑不良、易磨損； 半開式： 防護(hù)罩，潤滑、密封不完善； 閉 式： 封閉箱體，潤滑密封好。三、基本參數(shù)齒數(shù)Z；模數(shù)m；壓力角；分度圓d；系數(shù)傳動比i；齒寬b；中心距a；齒數(shù)比u=Z大/Z小四、基本要求 傳動準(zhǔn)確、平穩(wěn) 足夠的承載能力和預(yù)期的壽命：要

2、有合適的輪廓曲線機(jī)械原理 適當(dāng)?shù)闹圃炀葯C(jī)制工藝 尺寸、材料、結(jié)構(gòu)有關(guān)- 本門課程解決的問題第二節(jié) 齒輪傳動的失效形式及計算準(zhǔn)則一、失效形式： 失效形式、 部位 原因 防止措施1.輪齒折斷 根部 受周期性彎曲變應(yīng)力 單向傳動：脈動變應(yīng)力 雙向傳動：對稱變應(yīng)力Fn輪齒折斷(2)類型及原因 疲勞折斷：變應(yīng)力、應(yīng)力集中。 過載折斷：過載、沖擊、磨損。 齒根整體折斷直齒，b較小時局部折斷斜齒，制造、安裝誤差或偏載，b較大時(3)防止措施 ：齒根彎曲應(yīng)力小于許用值 減小應(yīng)力集中 根部強(qiáng)化處理 增大支承剛度 增加輪齒芯部韌性提高安裝精度避免輪齒偏載2、齒面點蝕閉式、潤滑良好 （1）部位：節(jié)線處靠近根部 （

3、2）原因： 一對齒嚙合 相對滑動速度低、不易形成油膜 （3）防止措施：齒面疲勞強(qiáng)度計算 合理潤滑 提高齒面硬度主動從動3、齒面磨損 （1）部位：輪齒工作面 （2）原因： 齒面潤滑不良 磨料落入工作面 （3）防止措施： 盡量采用閉式 傳動改善潤滑條件 提高齒面硬度和光潔度4、齒面膠合高速、重載、潤滑不良（1）部位：齒面沿相對滑動方向，膠合線 （2）原因： 瞬時溫度高，產(chǎn)生“咬焊”， 并沿相對滑動方向撕破 冷膠合：低速、重載的重型齒輪傳動 （3）防止措施： 采用抗膠合油，加極壓添加劑主動輪從動輪5、塑性變形（塑性變形輪齒失去正確形狀振動和噪音） （1）產(chǎn)生原因 軟齒面齒輪，重載，摩擦力作用。（2)

4、類型 滾壓塑變：摩擦力作用，沿運(yùn)動速度方向 產(chǎn)生塑性變形 錘擊塑變：過大沖擊產(chǎn)生塑性變形（3）防止措施 采用高屈服極限的材料，提高齒面硬度和光潔度。二、計算準(zhǔn)則： 閉式傳動：軟齒面組合（軟硬齒面組合） HBS350 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，按齒根彎曲 疲勞強(qiáng)度校核 。 注意：硬度差HBS =3050 硬齒面組合： HBS350 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計， 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核。 注意：硬度一樣 開式（半開式）傳動： 磨損后輪齒折斷，不會發(fā)生齒面點蝕，僅按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算，適當(dāng)增大模數(shù)。第三節(jié) 齒輪常用材料及許用應(yīng)力一、齒輪對材料的要求： 在保證強(qiáng)度的前提下，使其能夠得到給定的精度和表面質(zhì)量

5、 1、足夠的硬度（承載能力；抗點蝕能力、抗膠合能力增加,但脆易折斷。） 2、足夠的強(qiáng)度和韌性（保證一定的壽命和抗沖擊性）。 3、良好的加工工藝性和熱處理性 4、經(jīng)濟(jì)性二、常用材料及熱處理（表6-1 ）三、齒輪材料的選擇原則1）不同的工作條件選用不同的齒輪材料，同時考慮齒輪尺寸大小、毛坯成型方式及熱處理和制造工藝。2)鋼制齒輪。正火碳鋼用于載荷平穩(wěn)或輕度沖擊下工作的齒輪；調(diào)質(zhì)鋼用于中等沖擊載荷下工作的齒輪。合金鋼用于高速、重載及在沖擊載荷下工作的齒輪。硬齒面適合重載、高速、結(jié)構(gòu)尺寸受限制的場合。軟齒面適合中載、中速、結(jié)構(gòu)尺寸不受限制的場合。3）鑄鐵及球墨鑄鐵適合低速、工作平穩(wěn)、功率較小和尺寸與重

6、量無嚴(yán)格要求的場合。4）非金屬材料1、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力H1im齒面接觸疲勞極限，查圖 6-6 。四、齒輪材料的許用應(yīng)力SHlim最小安全系數(shù)，查表6-3。ZN壽命系數(shù)，查圖6-8a。與齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N有關(guān)。N=60nJLh ，式中： n-齒輪的轉(zhuǎn)速；J-齒輪每轉(zhuǎn)一周同側(cè)齒廓嚙合次數(shù)；Lh-齒輪的工作壽命（小時）。分析中間齒輪接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的特點？2、齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力 F1im-齒根彎曲疲勞極限， FE-考慮尺寸影響（應(yīng)力校正系數(shù)）的疲勞極限查圖6-7。當(dāng)應(yīng)力為對稱循環(huán)時乘以0.7；當(dāng)齒輪為雙向運(yùn)轉(zhuǎn)時乘以0.8。 SFlim安全系數(shù)，查表6-3； YN壽命系數(shù)，查圖6-8b。 Y

7、ST應(yīng)力校正系數(shù)，一般為2。1im（F、H)-特定參數(shù)的試驗齒輪，應(yīng)力的性質(zhì)為脈動循環(huán)，失效概率為1%時的齒輪材料的疲勞極限。第四節(jié) 齒輪傳動的計算載荷 考慮載荷波動，載荷沿齒寬方向的不均勻性和輪齒齒廓曲線誤差等情況下齒輪所承受的實際載荷 T1c=KT1 T1 -名義載荷 ；T1c -計算載荷；K-載荷系數(shù)K=K AK V k KK A -使用系數(shù) 表6-4；K V -動載荷系數(shù) 圖6-9；K - 齒間載荷分布系數(shù) 表6-6；K-齒向載荷分布系數(shù) 表6-5 制造安裝誤差造成 Pb1Pb2單齒對雙齒對變換 K V -動載荷系數(shù) 圖6-9；K - 齒間載荷分布系數(shù) 表6-6；K-齒向載荷分布系數(shù)

8、表6-5轉(zhuǎn)矩輸入、軸的彎曲變形、齒輪支撐位置K-齒向載荷分布系數(shù) 表6-5FnKFnb轉(zhuǎn)矩輸入、軸的彎曲變形、齒輪支撐位置第五節(jié) 標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算一、受力分析（一）力的大小 T1=9.55106 （N.mm）Ft=2T1/d1Fr=FttanF n=Ft / cos第五節(jié) 標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算一、受力分析（二）、力的方向F t1 =-Ft2主動輪的Ft1與轉(zhuǎn)向相反，從動輪的Ft2與轉(zhuǎn)向相同F(xiàn)r1 =-Fr2 指向各自的輪心Fn =Ft1/cos 沿嚙合點的 公法線方向Fr2Ft2Fn（一）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算二、標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動強(qiáng)度計算r1r2LHmax赫茲理論彈性

9、影響系數(shù)以Fnca取代Fn， Fnca=K Fn =KFt/cos d =b/d1 Ft=2T1/d1 （ZH- 節(jié)點區(qū)域系數(shù)）校核 式設(shè)計式使用 公式注意事項1） H H 的含義：在設(shè)計壽命內(nèi)不會發(fā)生齒面疲勞點蝕即，(有足夠的齒面接觸強(qiáng)度)。2） b= d d 1 （ b2= b 、 b1 = b2+510 。）但一對大小齒輪嚙合時其參加嚙合的齒寬b相同。計算時無論大小齒輪取值相同。3） Z E 、Z H 是綜合參數(shù)，與是大或小齒輪無關(guān)。4） d 1 是小齒輪的直徑；T1 -小齒輪上的轉(zhuǎn)矩。 d 1 、T1是公式推倒過程中出現(xiàn)的。 無論大小齒輪取 值相同。5） u=Z大/Z小1是綜合參數(shù)，與

10、是大或小齒輪無關(guān)6）H1=H27） H 與材料、熱處理方式有關(guān)， H1 不一定等于 H2 兩齒輪的接觸強(qiáng)度不一定相等。8） H是周期性變化的，從齒根到齒頂，但永遠(yuǎn)是壓應(yīng)力。9） d 1 X；即mZ1 X ；說明齒面接觸強(qiáng)度只與d的大小有關(guān)，與m無直接關(guān)系。模數(shù)m不能由接觸強(qiáng)度確定。（m由彎曲強(qiáng)度確定） 10）又點蝕主要出現(xiàn)在HB350的軟齒面齒輪， 公式d 1 只適合于軟齒面齒輪的設(shè)計、硬齒面齒輪的校核 齒面接觸強(qiáng)度：不僅要滿足小輪的強(qiáng)度，還要滿足大輪的強(qiáng)度。例1：有一齒輪傳動，其齒面接觸應(yīng)力：H=400MPa問： H1=400MPa H2=400MPaH1=400MPaH2=300MPaH1

11、=500MPaH2=400MPa H1=300MPaH2=300MPa二、標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動強(qiáng)度計算（二）齒根彎曲強(qiáng)度計算1、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算依據(jù)：懸臂梁、載荷作用在齒頂。bsFtFnbhFSFFnF2F1FatFtFnFnABBAFChFAOBSFFCFnFncosFFnsinF 計入載荷系數(shù)K；應(yīng)力修正系數(shù)FFS得：MPa齒形系數(shù)YFa并將分子分母同除以m后得：令：YFaYFS =YF 得：校核式引進(jìn)齒寬系數(shù)d =b/d1 查表6-11 ； Ft=2T1/d1； d1=mz1 得：設(shè)計式Y(jié)F圖6-16分析公式：1）彎曲強(qiáng)度的含義：在設(shè)計的壽命時間內(nèi)不會發(fā)生齒根折斷失效。2）齒寬b不能

12、太大（載荷分配不均）；輪齒的彎曲強(qiáng)度主要取決于模數(shù)m，m，輪齒彎曲強(qiáng)度。3）一對互相嚙合的齒輪 其k，m， F t ，b相同。4）YF（圖616）是一個無量綱的量，與m 的大小無關(guān),只與輪齒形狀有關(guān)（Z、x）。當(dāng)Z1 Z2 時， YF 1YF25）當(dāng)Z1 Z2（標(biāo)準(zhǔn)齒輪）時 F1 F2。 2 212 16）在無限壽命條件下，材料相同、熱處理方式相同時F1 與F2 ？兩齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度不一定相等 大者強(qiáng)度低。 7）輪齒折斷通常發(fā)生在硬齒面齒輪（HBs350）齒根彎曲強(qiáng)度計算，適合硬齒面齒輪的設(shè)計，軟齒面齒輪的校核。例2已知：一對齒輪= 350MPa,= 300MPa,= 320MPa,這對齒輪

13、的齒根彎曲強(qiáng)度是否夠？= ?( Z1 = 23, Z2 = 71)強(qiáng)度條件：22= 350MPa,= 300MPa,例3= 300MPa= 320MPa1= 360MPa= 300MPa2=300MPa= 230MPa3三、參數(shù)選擇1)齒數(shù)Z Z1 Z2 重合度承載能力平穩(wěn)性 Z1（在d1一定時）m結(jié)論:在滿足彎曲強(qiáng)度的前提下(閉式傳動）盡量取較大的Z1（2040）個齒。刀具磨損刀具壽命加工工時摩擦膠合m da 毛坯尺寸 重量 相對滑動量 毛坯尺寸齒間距切削量 F齒根彎曲強(qiáng)度 就傳動方式而言m= d1/ Z1取標(biāo)準(zhǔn)值，優(yōu)選第一系列對于傳遞動力的齒輪m1.5 2開式傳動：以磨損失效為主，所以Z要小，m要大 （磨損壽命） Zmin17 ；Z1=17 20閉式傳動： Z1=（2040）3）齒數(shù)比U ：常用35；一般U7。2）模數(shù)m四、設(shè)計計算基本步驟1）閉式傳動硬齒面：初選K（表6-7）；由公式F F ， 設(shè)計出m，選擇Z1；計算出d1；修正K，再計算d1，最后驗算齒面接觸強(qiáng)度。軟齒面：初選K;以齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計出d1 ，修正K;選擇齒數(shù)Z1計算出m，取標(biāo)準(zhǔn)m。最后校核齒根彎曲強(qiáng)度。2）開式傳動：只按齒根彎曲強(qiáng)度計算出模數(shù)m后將m放大1015%；取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)即可。例4已知：傳動功率P11kW