机械设计

高速级的齿轮副的中心距为 a=100mm。 压力角的选择 由机械原理可知，增大压力角，轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。 我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为 α =20o。 故本设计的压力角选为 α =20o。 齿数的选择 若保持齿轮传动的中心距不变，增加齿数，除能增加重合度、改善传动的平稳性外，还可以减小模数，降低齿高，因而减少金属切

知齿面接触强度设计公式为 311121 )1(39。 2)( iiKTZZZddHPEH    （ 31） ①计算载荷系数 K 由 [1]表 查得使用系数 1AK ，由 [1]P134 得 vK ， K ，K ，则   KKKKK VA ； ② 由前面知 mmNmNT  2 6 0 1 39。 1 ， i ； ③由 [1]表 选取齿宽系数

择蜗杆转动类型 根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆。 选择材料 考 虑到蜗杆传动功率不大，速度也不是很高，故选择 45 钢；为了转动效率更高，耐磨性更好，所以蜗杆旋齿面要求淬火，硬度大约 4555HRC。 蜗轮用铸磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。 为了节约贵重有色金属，仅仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 蜗轮齿面接触疲劳强度计算 根据设计的 原则

《机械原理》课程设计报告 8 cBAO4O243525DC8 五．导杆机构的运动分析 曲柄位置“ 1”，“ 8”速度分析，加速度分析（列矢量方程，速度图，加速度图）。 A、速度分析 因构件 2 和 3 在 A 处的转动副相连，故 VA2=VA3= sml AO /  其方向垂直于 O2A，指向与ω 2 的转向一致。 取构件 3 和 4 的重合点 A3， A4 进行速度分析。 列速度矢量方程

o s .5227c o s33   mmmzd n 3 5 o s .521 3 5c o s44   齿轮宽度： mmdb d   圆整为 45mm 圆整后取 mmB 454  ； mmB 503 。 重合度确定    ， 查表得 5 8 2 6  a a 3    zd 所以 9 9 1 8  13

4n n tB d m m         12m a x ( , ) 5 2 6 .4B B B m m （ 42） 外侧有效高度 根据 [1]中式 88，得： 39。 1 δ 9 1 . 2 4 1 9 . 1 0nth d m m    11150h H mm 39。 1 1 1m in ( , ) 1 9 .1 0h h h m m 内侧有效高度

料为 Cr40 （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） 选小齿轮齿数为 241z ，大齿轮 齿数 5 z ，取832z。 （ 5） 选取螺旋角。 初选螺旋角 14。 按机械设计 [2]式（ 1024）试算，即 2HEHd1t31t )][(12  ZZZZuuTKd  （ 51） （

HEd1t1t )][ σ ZZ(u 1uφ T2Kd  初选载荷系数 Kt=。 小齿轮的转矩 mmNT  267701 ③查《机械设计》表 67 知 d ④齿数比 u ⑤取 Z1=30，则 Z2=uZ1=*90=，取 Z2=86 初选螺旋角 12 则： o 21     ZZa ⑥有 12 查《机械设计》图 620 的区域系数

 7）计算模数 m。  zdm 由式（ 105）得弯曲强度的设计公式为 机械设计课程设计 17 （ 1）确定公式内的各个计算数值 1）由图 1020c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度 MPaFE 5001  ； 大齿轮的弯曲疲劳强度 MPaFE 3802  ； 2 ）由图 1018 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 FNK FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数

. 5 0 . 3 ) 2 . 8 2 6 5 0 3md m m       （ 10） 计算圆周速度 11 3. 02 /60 10 00mdnV m s （ 11） 修正载荷系数 按 1 / 1 0 0 0 .6 9 /mv z m s 查得 39。  1td ≥  3 21 22 .9 2 (1 0 .5 )EF R RZ KTu 