1樓：
漸開線圓柱齒輪傳動設計報告
一、設計資訊
設計者 name=上官飛
設計單位 comp=中國石油大學
設計日期 date=2012/5/19
設計時間 time=9:15:22
二、設計引數
傳遞功率 p=16(kw)
傳遞轉矩 t=318.30(n·m)
齒輪1轉速 n1=480(r/min)
齒輪2轉速 n2=80.00(r/min)傳動比 i=6
原動機載荷特性 sf=輕微振動
工作機載荷特性 wf=均勻平穩
預定壽命 h=12000(小時)【按一年300工作日，8小時計算】三、佈置與結構
結構形式 cons=閉式
齒輪1佈置形式 cons1=對稱佈置
齒輪2佈置形式 cons2=對稱佈置
四、材料及熱處理
齒面齧合型別 gface=軟齒面
熱處理質量級別 q=ml
齒輪1材料及熱處理 met1=45《調質》
齒輪1硬度取值範圍 hbsp1=217～255齒輪1硬度 hbs1=236
齒輪1材料類別 metn1=0
齒輪1極限應力類別 mettype1=6
齒輪2材料及熱處理 met2=45《調質》
齒輪2硬度取值範圍 hbsp2=217～255齒輪2硬度 hbs2=236
齒輪2材料類別 metn2=0
齒輪2極限應力類別 mettype2=6
五、齒輪精度
齒輪1第ⅰ組精度 jd11=7
齒輪1第ⅱ組精度 jd12=7
齒輪1第ⅲ組精度 jd13=7
齒輪1齒厚上偏差 jdu1=f
齒輪1齒厚下偏差 jdd1=l
齒輪2第ⅰ組精度 jd21=7
齒輪2第ⅱ組精度 jd22=7
齒輪2第ⅲ組精度 jd23=7
齒輪2齒厚上偏差 jdu2=f
齒輪2齒厚下偏差 jdd2=l
六、齒輪基本引數
模數(法面模數) mn=5
端面模數 mt=5.20150
螺旋角 β=16(度)
基圓柱螺旋角 βb=15.0115876(度)齒輪1齒數 z1=19
齒輪1變位係數 x1=0.00
齒輪1齒寬 b1=50(mm)
齒輪1齒寬係數 φd1=0.506
齒輪2齒數 z2=114
齒輪2變位係數 x2=0.00
齒輪2齒寬 b2=60(mm)
齒輪2齒寬係數 φd2=0.101
總變位係數 xsum=0.000
標準中心距 a0=345.89956(mm)實際中心距 a=345.89956(mm)齒數比 u=6.00000
端面重合度 εα=1.61079
縱向重合度 εβ=0.87738
總重合度 ε=2.48817
齒輪1分度圓直徑 d1=98.82845(mm)齒輪1齒頂圓直徑 da1=108.82845(mm)齒輪1齒根圓直徑 df1=86.
32845(mm)齒輪1齒頂高 ha1=5.00000(mm)齒輪1齒根高 hf1=6.25000(mm)齒輪1全齒高 h1=11.
25000(mm)齒輪1齒頂壓力角 αat1=31.867434(度)齒輪2分度圓直徑 d2=592.97068(mm)齒輪2齒頂圓直徑 da2=602.
97068(mm)齒輪2齒根圓直徑 df2=580.47068(mm)齒輪2齒頂高 ha2=5.00000(mm)齒輪2齒根高 hf2=6.
25000(mm)齒輪2全齒高 h2=11.25000(mm)齒輪2齒頂壓力角 αat2=23.118337(度)齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=7.
84692(mm)齒輪1分度圓弦齒高 hh1=5.14412(mm)齒輪1固定弦齒厚 sch1=6.93524(mm)齒輪1固定弦齒高 hch1=3.
73779(mm)齒輪1公法線跨齒數 k1=3
齒輪1公法線長度 wk1=38.39083(mm)齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=7.85379(mm)齒輪2分度圓弦齒高 hh2=5.
02403(mm)齒輪2固定弦齒厚 sch2=6.93524(mm)齒輪2固定弦齒高 hch2=3.73779(mm)齒輪2公法線跨齒數 k2=15
齒輪2公法線長度 wk2=222.96464(mm)齒頂高係數 ha*=1.00
頂隙係數 c*=0.25
壓力角 α*=20(度)
端面齒頂高係數 ha*t=0.96126
端面頂隙係數 c*t=0.24032
端面壓力角 α*t=20.7385715(度)七、檢查專案引數
齒輪1齒距累積公差 fp1=0.05323齒輪1齒圈徑向跳動公差 fr1=0.04377齒輪1公法線長度變動公差 fw1=0.
03153齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.01812齒輪1齒形公差 ff1=0.01444
齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.01953齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0
齒輪1齒向公差 fβ1=0.01514
齒輪1切向綜合公差 fi'1=0.06767齒輪1徑向綜合公差 fi''1=0.06127齒輪1基節極限偏差 fpb(±)1=0.
01694齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01878齒輪1軸向齒距極限偏差 fpx(±)1=0.01514齒輪1齒向公差 fb1=0.
01514
齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01514齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00757齒輪1齒厚上偏差 eup1=-0.
07247齒輪1齒厚下偏差 edn1=-0.28989齒輪2齒距累積公差 fp2=0.11734齒輪2齒圈徑向跳動公差 fr2=0.
07201齒輪2公法線長度變動公差 fw2=0.04911齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.02136齒輪2齒形公差 ff2=0.
02061
齒輪2一齒切向綜合公差 fi'2=0.02518齒輪2一齒徑向綜合公差 fi''2=0
齒輪2齒向公差 fβ2=0.00630
齒輪2切向綜合公差 fi'2=0.13796齒輪2徑向綜合公差 fi''2=0.10081齒輪2基節極限偏差 fpb(±)2=0.
01998齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.02421齒輪2軸向齒距極限偏差 fpx(±)2=0.00630齒輪2齒向公差 fb2=0.
00630
齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315齒輪2齒厚上偏差 eup2=-0.
08544齒輪2齒厚下偏差 edn2=-0.34177中心距極限偏差 fa(±)=0.04195八、強度校核資料
齒輪1接觸強度極限應力 σhlim1=450.0(mpa)齒輪1抗彎疲勞基本值 σfe1=320.0(mpa)齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σh]1=555.
8(mpa)齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σf]1=560.5(mpa)齒輪2接觸強度極限應力 σhlim2=450.0(mpa)齒輪2抗彎疲勞基本值 σfe2=320.
0(mpa)齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σh]2=555.8(mpa)齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σf]2=560.5(mpa)接觸強度用安全係數 shmin=1.
00彎曲強度用安全係數 sfmin=1.40
接觸強度計算應力 σh=508.4(mpa)接觸疲勞強度校核 σh≤[σh]=滿足
齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σf1=92.2(mpa)齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σf2=83.5(mpa)齒輪1彎曲疲勞強度校核 σf1≤[σf]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強度校核 σf2≤[σf]2=滿足九、強度校核相關係數
齒形做特殊處理 zps=特殊處理
齒面經表面硬化 zas=不硬化
齒形 zp=一般
潤滑油粘度 v50=120(mm^2/s)有一定量點饋 us=不允許
小齒輪齒面粗糙度 z1r=rz＞6μm(ra≤1μm)載荷型別 wtype=靜強度
齒根表面粗糙度 zfr=rz＞16μm (ra≤2.6μm)刀具基本輪廓尺寸
圓周力 ft=6441.465(n)
齒輪線速度 v=2.484(m/s)
使用係數 ka=1.100
動載係數 kv=1.082
齒向載荷分佈係數 khβ=1.000
綜合變形對載荷分佈的影響 kβs=1.000安裝精度對載荷分佈的影響 kβm=0.000齒間載荷分佈係數 khα=1.100
節點區域係數 zh=2.415
材料的彈性係數 ze=189.800
接觸強度重合度係數 zε=0.801
接觸強度螺旋角係數 zβ=0.980
重合、螺旋角係數 zεβ=0.786
接觸疲勞壽命係數 zn=1.30000
潤滑油膜影響係數 zlvr=0.95000工作硬化係數 zw=1.00000
接觸強度尺寸係數 zx=1.00000
齒向載荷分佈係數 kfβ=1.000
齒間載荷分佈係數 kfα=1.100
抗彎強度重合度係數 yε=0.716
抗彎強度螺旋角係數 yβ=0.883
抗彎強度重合、螺旋角係數 yεβ=0.632壽命係數 yn=2.45205
齒根圓角敏感係數 ydr=1.00000
齒根表面狀況係數 yrr=1.00000
尺寸係數 yx=1.00000
齒輪1複合齒形係數 yfs1=4.32598齒輪1應力校正係數 ysa1=1.55758齒輪2複合齒形係數 yfs2=3.91731齒輪2應力校正係數 ysa2=1.79337
2樓：匿名使用者
初定模數和齒數，在手冊上查取各類引數，用齒面接觸強度計算，用齒根彎曲強度校核，最後核算疲勞壽命。如果校核不通過，那就繼續返回去修改齒數和模數，直至合適為止。
3樓：匿名使用者
沒人幫你算的，親！！！找個齒輪廠訂做就好了。用他們軟體一按各種資料就出來了。
4樓：
建議參考手冊，誰有空幫你計算啊，步驟：
1.根據圖表先確定模數，然後根據安裝空間確定齒數。
2.計算各引數，初步校核齒強度，然後微調引數（模數，齒數）。
3.再校核強度。直到滿足條件。
設計斜齒輪時候螺旋角怎麼確定 10
5樓：愛死了昨天權
斜齒輪的螺旋角是根據設計的需要來定，一般來說，高速輕載的齒輪採用較大的螺旋角；低速過載的齒輪採用較小的螺旋角。根據設計的需要一般在5度到35度之間，因為螺旋度太小了，齒輪齧合的運動平穩性也降低了。
如果螺旋角太大，則對軸承和主軸產生很大的分力，大角度的螺旋角齒輪在加工的時候也是很麻煩的，會受到機床本身的制約。
斜齒輪的重合度圖示問題,機械原理關於斜齒輪重合度的問題
直齒輪的一個齒,是整體進入齧合 整體脫離齧合的,而斜齒輪的一個齒,是逐漸進 內入齧合容 逐漸脫離齧合的。圖示中,畫紅線的齒,都是實際齒對應的位置,而斜齒最左側位置的齒,是為了講解斜齒輪重合度時所 畫出 的齒。是指這個齒在a 的後端面脫離齧合時,已經比直齒輪多齧合了s而已。注意 a 後端面與b 和實際...
斜齒輪正確齧合的條件是什麼？斜齒輪正確齧合條件
1 模數和壓力角相等。2 螺旋角滿足以下條件 外齧合 1 2，內齧合 1 2。斜齒輪基本引數。1 螺旋角 它指的是斜齒輪的輪齒與軸線之間的夾角。螺旋角是斜齒輪所特有的特徵，在正齒輪即直齒齒輪中不存在。一般來說平時所指的斜齒輪的螺旋角，指的是分度圓柱面上的螺旋角。螺旋角越大，則重合越度大，越有利於運動...
斜齒輪傳動一般用什麼軸承，支承斜齒圓柱齒輪軸兩端的滾動軸承應選用什麼軸承
斜齒輪傳動屬軸向推力比較大,所以一般選用圓錐滾子軸承 30000型,gb t297 1994 軸承蓋與軸承之間的配合間隙調整用薄銅皮 一般圓錐滾子軸承，成對使用，這種軸承能承受大的軸向載荷，但使用有些麻煩，設計時必須通過尺寸鏈計算來設計墊片的厚度範圍。在裝配時需要選用墊片的方法來調整軸承的遊隙。但也...