第12章齒輪傳動

齒輪傳動是機械傳動中最主要的一類傳動,型式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達數(shù)十萬千瓦，圓周速度可達150m/s。單級閉式傳動的傳動比為5－8，傳動效率可達99%。本章主要介紹最常用的漸開線齒輪傳動。第12章齒輪傳動1

1.熟悉齒輪傳動的特點及應用；*2.掌握不同條件下齒輪的失效形式和設計準則；

3.掌握齒輪常用材料及齒面硬度的確定原則；*4.掌握齒輪傳動的受力分析、強度計算及其理論依據(jù)、力學模型、各參數(shù)的意義及選擇、會用計算公式；

5.了解齒輪傳動的精度、潤滑，斜齒圓柱齒輪和圓錐齒輪強度計算公式推導與直齒圓柱齒輪強度計算公式的不同處?；疽?失效形式、受力分析、強度計算重點內容：難點內容：強度計算312.1.1優(yōu)缺點

主要優(yōu)點：1.效率高；2.工作可靠，壽命長；3.瞬時傳動比為常數(shù)；4.結構緊湊；5.功率和速度范圍很廣。缺點：1.精度低時，振動和噪聲較大；2.生產(chǎn)成本較高，制造和安裝要求高；3.不適用于中心距大的傳動。12.1概述412.1.2分類齒輪傳動的分類按軸的布置方式分平行軸齒輪傳動，相交軸齒輪傳動，交錯齒輪傳動按齒線方向分直齒，斜齒，人字齒，曲線齒按傳動工作條件分閉式傳動，開式傳動，半開式傳動按齒廓曲線分漸開線齒，擺線齒，圓弧齒按齒面硬度分軟齒面（≤350HB），硬齒面（>350HB）512.1.3基本要求齒輪傳動的基本要求：1.傳動平穩(wěn)；2.承載能力高。12.2.1主要參數(shù)基本齒廓－見表12.2為基本齒條的齒廓。模數(shù)-見表12.3

中心距－見表12.4為薦用中心距系列

傳動比與齒數(shù)比：12.2齒輪傳動的主要參數(shù)角注1為主動輪，角注2為從動輪6

減速傳動：i>1,且u=i

；

增速傳動：i<1,且變位系數(shù)：x為正，正變位；x

為負，負變位。高度變位齒輪傳動:等變位角度變位齒輪傳動：正傳動與負傳動712.2.2精度等級的選擇

GB10095—88和GB11365—89中規(guī)定有12個精等級，每個精度等級都有三個公差組：第Ⅰ公差組：運動準確性精度；轉一轉為周期的誤差；（實際轉角與理論轉角不等）第Ⅱ公差組：傳動平穩(wěn)性精度；一轉內重復多次的誤差（瞬時傳動比變化-振動、沖擊、噪音）；第Ⅲ公差組：載荷分布均勻性精度。齒向線精度等級的選擇，見表12.5，12.6。812.3.1齒輪折斷1.發(fā)生部位：齒根部。2.發(fā)生場合：它是硬齒面閉式齒輪傳動和開式齒輪傳動的主要失效形式。12.3齒輪傳動的失效形式齒輪傳動的失效形式主要有輪齒折斷和齒面損傷兩大類。93.折斷實際表現(xiàn)101）按折斷原因分：疲勞折斷和過載折斷；1）疲勞折斷：5.產(chǎn)生過程或原因分析循環(huán)作用的彎曲應力及應力集中造成的.4.分類：2）按折斷形式分：全齒折斷和局部折斷。11疲勞折斷折斷產(chǎn)生過程動畫演示126.措施：1）增大過渡曲線曲率半徑；2）降低表面粗糙度值；3）減少加工損傷；4）采用強化處理。3）全齒折斷：直齒在沿齒寬均勻受載時.4）局部折斷：斜齒及受載不均（包括直齒）.2）過載折斷：短時過載及沖擊載荷造成的.131.點蝕實際表現(xiàn)12.3.2齒面接觸疲勞磨損（點蝕）14點蝕產(chǎn)生過程動畫演示155.潤滑油對點蝕擴展的影響：加速裂紋擴展.2.發(fā)生場合：潤滑良好的閉式傳動常見的失效形式。

4.常見類型：1）收斂性點蝕—軟齒面σH＜接觸疲勞極限.2）擴展性點蝕—軟齒面σH＞接觸疲勞極限或硬齒面因材料的脆性不易碾平而碎裂-出現(xiàn)大凹坑.1.點蝕的發(fā)生部位：靠近節(jié)線的齒根面上。3.產(chǎn)生原因：交變的接觸應力反復作用，在節(jié)線附近產(chǎn)生小裂紋及潤滑油滲入…16點蝕產(chǎn)生過程動畫演示17

點蝕的后果：破壞齒面的準確形狀，影響傳動質量，嚴重時不能正常工作.提高齒面抗點蝕能力的措施：1）提高齒面硬度和降低表面粗糙度值；2）采用大的變位系數(shù)，以增大綜合曲率半徑；3）采用粘度較高的潤滑油；4）減小動載荷等。181.齒面膠合實際表現(xiàn)12.3.3齒面膠合192.產(chǎn)生過程：重載高速--瞬時高溫-油膜破裂-粘著

-軟齒被撕裂帶走齒面留下溝痕.低速重載-冷焊.

3.發(fā)生場合：4.防止或減輕膠合的措施：1)采用角度變位；2）減小m和h，降低相對滑動速度；3）采用極壓（抗膠合）潤滑油；4）采用抗膠合性能好的材料；5）相同材料時，兩輪有硬度差；6）提高硬度及降低表面粗糙度值。高速重載或低速重載齒輪傳動.203.

減輕或防止磨粒磨損的主要措施：1）提高齒面硬度；2）降低表面粗糙度值；3）降低滑動系數(shù)；4）注意潤滑油的清潔與更換；

2.后果：

正常齒形被損壞，噪聲增大，沖擊大，最后導致折斷。1.發(fā)生工況：它是開式齒輪傳動的主要失效形式12.3.4齒面磨粒磨損21齒面塑性流動實際表現(xiàn)12.3.5齒面塑性流動22齒面受摩擦力方向分析ω1ω223產(chǎn)生原因：較軟齒輪，重載時摩擦力作用.后果：形成凹槽或凸脊，破壞正確齒形.它是低速重載、頻繁啟動和過載時齒面齒輪傳動的主要失效形式。措施：提高齒面硬度；采用大粘度潤滑油等.2412.3.6計算準則1.閉式傳動，失效形式—點蝕，折斷，膠合，進行接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算。2.開式傳動，失效形式—折斷，磨損，只進行彎曲疲勞強度計算.2512.4齒輪材料及其熱處理12.4.1齒輪材料1.齒輪材料應具備的條件：齒面要硬，齒芯要韌，加工工藝及熱處理工藝性好，價格低。262.常用齒輪材料調質鋼鍛鋼滲碳鋼鋼氮化鋼

1.金屬鑄鋼鑄鐵銅合金

2.非金屬3.齒輪材料的選擇原則

1）功能要求；2）工藝要求；3）經(jīng)濟性要求.2712.4.2齒輪熱處理

相互嚙合的一對齒輪齒面硬度的選擇：調質、正火軟齒面。整體淬火、表面淬火、滲碳、滲氮、碳氮共滲 硬齒面。常用熱處理方法：28本次課程內容1.作業(yè)問題2.復習上次課3.講述：§12-6、§12-7

重點：齒輪傳動受力分析及強度計算4.作業(yè)：12912.6圓柱齒輪傳動的載荷計算Fn2Fn1嚙合線主動從動30ααω1ω1FtFtFrFrFnFn12.6.1直齒圓柱齒輪傳動的受力分析分度圓上分解Fn

各力的大?。?/p>

力的方向：如圖①用集中力代替分布力；②法向力Fn垂直齒面（忽略摩擦力）；圓周力徑向力法向力ω1ω13112.6.2斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析力的大?。?/p>

力的方向：軸向力的方向按主動輪左（右）手法則確定32FrFnFtFa斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析F′33⊙×××××Fr1Fr2Ft1Ft2Fr1Fr2Ft2Ft1直齒圓柱齒輪嚙合點受力分析2-從動1-主動34⊙×Fr1Fr2Ft1Ft2Fa1Fr1Fr2Ft2Ft1⊙Fa1×Fa2Fa2斜齒圓柱齒輪嚙合點受力分析1-主動2-從動3512.6.3計算載荷計算載荷：名義載荷乘以載荷系數(shù)K后即為計算載荷。1、使用系數(shù)KA

用以考慮動力機和工作機的運轉特性、聯(lián)軸器的緩沖性能等外部因素引起的動載荷而引入的系數(shù)。見表12.936表12.9使用系數(shù)KA動力機工作特性工作機工作特性均勻平穩(wěn)輕微沖擊中等沖擊嚴重沖擊均勻平穩(wěn)1.001.251.501.75輕微沖擊1.101.351.601.85中等沖擊1.251.501.752.0嚴重沖擊1.501.752.0≥2.25372．動載系數(shù)KV

考慮齒輪副在嚙合過程中因嚙合誤差（基節(jié)誤差、齒形誤差、輪齒變形）和運轉速度而引起的內部附加動載荷而引入的系數(shù)。圖示，是基圓齒距不等時對嚙合的影響38影響動載荷大小的主要因素：齒輪的圓周速度、質量、精度等級。齒輪的圓周速度越高，精度越低，質量越大，動載荷越大。分析：由于誤差的影響而使Pb1≠Pb2,此時ω1恒定，ω2則忽大忽小，從而產(chǎn)生附加動載荷。

對重要傳動，可采用修緣齒—削頂，使兩輪基圓齒距，接近相等39圓周速度動載系數(shù)精度等級動載系數(shù)與圓周速度、精度等級的關系40

減少動載的措施：1）重要齒輪采用修緣齒2）提高齒輪的加工精度，減輕質量，盡量減小圓周速度。413．齒間載荷分配系數(shù)Kα考慮到同時嚙合的各對齒之間載荷分配不均勻而引入的系數(shù)。其值見表12.10表12.10齒間載荷分配系數(shù)KHα和KFαKAFt/b精度等級Ⅱ567891011-125級及更低≥100N/mm＜100N/mm經(jīng)表面硬化的直齒輪KHα1.01.01.11.21/Zε2≥1.2KFα1.01.01.11.21/Zε2≥1.242引起載荷沿接觸線分布不均勻的原因：1.軸的彎曲變形、扭轉變形；2.軸承的彈性位移；3.傳動裝置的制造和安裝誤差.4.齒向載荷分布系數(shù)Kβ

考慮沿輪齒接觸線方向載荷分布不均勻而引入的系數(shù)。K

Hβ,KFβ,見表12.11－12.14。43做成鼓形齒如圖0.01-0.025mm軸的彎曲造成的載荷分布不均44靠近輸入端，轉矩對齒輪造成的影響大45

1）一對嚙合齒輪中一個齒輪的輪齒鼓形修正；

2）合理布置齒輪的位置（遠離轉矩輸入端，盡量減小懸臂長度）；

3）提高軸、軸承和機座的剛度；

4）提高制造和安裝精度；合理選擇齒寬。減少載荷沿接觸線分布不均勻的措施：4612.7直齒圓柱齒輪傳動的強度計算12.7.1齒面接觸疲勞強度計算

1.計算公式:理論基礎為彈性力學中的赫茲公式。在預期使用期限內不發(fā)生疲勞點蝕的強度條件：47計算點：節(jié)點48將各參數(shù)代入（12.7）且引入載荷系數(shù)K得：彈性系數(shù)ZE節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH重合度系數(shù)49強度驗算公式：

12.8設計公式：（12.9）公式說明：1）接觸強度取決于齒輪的直徑（或中心距）2）“+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合；3）2.計算參數(shù)的選取50節(jié)圓半徑（1）綜合曲率半徑ρ51（2）接觸線總長度和重合度系數(shù)（3）彈性系數(shù)ZE，見表12.12

（4）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖12.16查取523.許用接觸應力1）接觸疲勞極限的確定，由表12.17確定（5）齒寬系數(shù)ψd，b=ψdd1,ψd=b/d1,

ψd大d1、a減小傳動尺寸減小,圓周速度減??；但ψd大，b大，會加劇載荷分布不均.適當確定ψd后，再確定b.53調質鋼接觸疲勞極限硬度(HB)100200300400600700500MEMQML碳鋼圖12.17c54ABCD2）ZN

——接觸強度計算時的接觸壽命系數(shù)。接觸壽命系數(shù)ZN接觸壽命系數(shù)ZN55應力循環(huán)次數(shù)—NL

載荷穩(wěn)定：載荷不穩(wěn)定：

討論：（1）

，以小值代入12.8－12.9式；（2）；3）接觸安全系數(shù)SHmin：查表12.14定56

4．分度圓直徑的初步計算若傳動尺寸（b，d1）未知，無法得到相關參數(shù)KHα、KHβ、KV、ZH、Zε不能用（12.9）式進行設計計算，為此須對公式進行簡化。一對鋼制齒輪ZE=189.8√MPa標準直齒圓柱齒輪傳動ZH=2.5；設εα=1,K=1.2-2式12.9簡化為(12.14)說明：1）12.14適用于直齒或斜齒圓柱齒輪；2）若為其他材料配對時，將Ad乘以修正系數(shù)，

Ad及修正系數(shù)見表12.16；3）許用應力：[σH]≈0.9σHlim57例題12.1

圖示12.19所示的傳動簡圖，當1輪和2輪分別為主動輪時，說明兩輪輪齒的接觸應力變化性質，并求出接觸壽命系數(shù)ZN1、ZN2。設1輪和2輪均采用調質鋼并允許有少量點蝕；轉速n1=160rpm,n2=40rpm;工作總時間th=10000h.12358主動主動從動從動①應力變化性質1輪接觸應力按脈動循環(huán)變化(每側1次/轉）2輪接觸應力按脈動循環(huán)變化(每側1次/轉）解：1.1輪為主動輪時12359②應力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60γn1th=60×1×160×10000=9.6×107NL2=60γn2th=60×1×40×10000=2.4×107③接觸壽命系數(shù)ZNZN1=1.15;ZN2=1.2460從動主動主動從動2.2

輪為主動輪時①應力變化性質1輪接觸應力按脈動循環(huán)變化(每側1次/轉）2輪接觸應力按脈動循環(huán)變化(每側2次/轉）12361②應力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60γn1th=60×1×160×10000=9.6×107NL2=60γn2th=60×2×40×10000=4.8×107③接觸壽命系數(shù)ZNZN1=1.15;ZN2=1.196212.7.2齒根彎曲疲勞強度計算1.計算公式斷裂部位：齒根處，裂紋從受拉側開始。計算依據(jù)：受拉側齒根處。危險截面的確定：300切線法。危險截面疲勞裂紋l63Fn可分解為以下兩個力：假設：全部載荷作用由一對齒嚙合的齒頂部，實際情況并非如此，另用重合度系數(shù)Yε對齒根彎曲應力加以修正。產(chǎn)生彎曲應力和切應力產(chǎn)生壓縮應力齒根最大彎矩：M64（12.16）（12.17）設計公式：、計入載荷系數(shù)K，應力修正系數(shù)Ysa和重合度系數(shù)Yε：強度驗算公式：652.計算參數(shù)的選取1)齒形系數(shù)YFa：只取決于輪齒的形狀（隨z和變位系數(shù)x而異）與模數(shù)m無關。見圖12.21。2)應力修正系數(shù)Ysa：用以綜合考慮齒根過渡曲線處應力集中和除彎曲應力外其余應力對齒根應力的影響。值見圖12.22。

3)重合度系數(shù)Yε：66

軟齒面閉式齒輪傳動：z1宜多取z1=20--40

齒數(shù)增多的優(yōu)點：(1）增大重合度，提高傳動平穩(wěn)性；(2）減少滑動系數(shù)，提高傳動效率；

(3）減小毛坯外徑，減輕齒輪重量。(4）減少切削量，延長刀具使用壽命、減少加工工時；硬齒面閉式齒輪傳動：z1不宜過多。4)齒數(shù)z1的選擇：673.許用彎曲應力（12.19）

討論：所以兩齒輪的彎曲強度應分別驗算。開式齒輪傳動：

z1不宜過多,z1≥17(標準齒輪)注意：σFlim查圖12.23；且當對稱雙向彎曲時，乘0.7；雙向運轉時乘0.7以上.68（1）一對齒輪傳動，大、小齒輪的YFa,YSa及[σF]不同，兩個齒輪的強度應分別驗算；說明：應用大、小齒輪中的較大值進行計算；（2）在（12.17）中，（3）模數(shù)應圓整為標準值，傳遞動力齒輪

m>1.5—2mm69齒輪傳動設計準則：1）閉式軟齒面齒輪傳動，按接觸疲勞強度設計，按彎曲疲勞強度校核（即按接觸疲勞強度初步設計齒輪直徑，并按接觸疲勞強度驗算；確定傳動尺寸；按彎曲疲勞強度進行驗算）；2）閉式硬齒面齒輪傳動，按彎曲疲勞強度設計，按接觸疲勞強度校核（即按彎曲疲勞強度初步設計齒輪模數(shù)，并按彎曲疲勞強度驗算；確定傳動尺寸；按接觸疲勞強度進行驗算）；3）開式齒輪傳動，只進行彎曲疲勞強度計算.70例題12.2

圖示12.19所示的傳動簡圖，當1輪和2輪分別為主動輪時，說明兩輪輪齒的彎曲應力變化性質，并求出彎曲壽命系數(shù)YN1、YN2。設1輪和2輪均采用調質鋼并允許有少量點蝕；轉速n1=160rpm,n2=40rpm;工作總時間th=10000h.123解：1.1輪為主動輪時①應力變化性質1輪彎曲應力按脈動循環(huán)變化(一側1次/轉）2輪彎曲應力按對稱循環(huán)變化(每側1次/轉）71②應力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60γn1th=60×1×160×10000=9.6×107NL2=60γn2th=60×1×40×10000=2.4×107③彎曲壽命系數(shù)YNYN1=1;YN2=12.2

輪為主動輪時①應力變化性質1輪彎曲應力按脈動循環(huán)變化(同一側1次/轉）2輪彎曲應力按脈動循環(huán)變化(同一側2次/轉）72②應力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60γn1th=60×1×160×10000=9.6×107NL2=60γn2th=60×1×40×10000=4.8×107③接觸壽命系數(shù)YNYN1=1;YN2=1734.模數(shù)的初步計算

說明：2)式（12.20）適用于直齒或斜齒圓柱齒輪；3)Am的值見表12.17簡化公式：(12.20)齒輪單向受力：齒輪雙向受力或開式傳動：1)7412.7.3靜強度校核計算若出現(xiàn)少循環(huán)次數(shù)和短時的大載荷時，則應進行靜強度校核計算75例題12.3

設計一閉式標準直齒圓柱齒輪傳動。已知：名義功率P=20kw;小齒輪轉速n1=1000r/min;傳動i(=u)=3;載荷變化規(guī)律如圖。單班制。壽命10年，每年300個工作日。在使用期限內，工作時間占20%。動力機為電動機，工作有中等振動，傳動不逆轉，齒輪對稱布置。傳動尺寸無嚴格限制，小批量生產(chǎn)，齒面允許有少量點蝕，無嚴重過載。761.按齒面接觸疲勞強度設計①初步計算（12.14）；②驗算（12.8）；2.傳動尺寸計算：3.驗算輪齒彎曲疲勞強度（12.16）合理選材,熱處理方式，硬度；確定設計準則：根據(jù)工況分析，確定用軟齒面，還是硬齒面齒輪傳動；分析：771.按齒面接觸疲勞強度設計①初步計算②驗算2主要傳動尺寸確定：d1、d2、a、b3.驗算輪齒彎曲疲勞強度（12.16）78例題12.3

設計一閉式標準直齒圓柱齒輪傳動。已知：名義功率P=20kw;小齒輪轉速n1=1000r/min;傳動i(=u)=3;載荷變化規(guī)律如圖。單班制。壽命10年，每年300個工作日。在使用期限內，工作時間占20%。動力機為電動機，工作有中等振動，傳動不逆轉，齒輪對稱布置。傳動尺寸無嚴格限制，小批量生產(chǎn)，齒面允許有少量點蝕，無嚴重過載。790.2th0.5th0.3th0.2P0.5P1.0Pthop解：1.選材小齒輪用40Cr,調質，硬度260HB,大齒輪45鋼硬度240HB.2.接觸疲勞強度計算1）初步計算80計算項目計算內容計算結果81調質鋼接觸疲勞極限硬度(HB)100200300400600700500MEMQML碳鋼圖12.17c合金鋼MEMQML8283848586本次課程內容1.復習上次課內容2.講述：§12-8----§12-11

知識點：斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算及圓錐齒輪齒輪傳動的受力分析3.作業(yè)：2、487教學目標：學生將能夠運用式12.29-30分別進行齒面接觸疲勞強度校核計算和設計計算；3學生將能夠運用式12.33-34進行齒根彎曲強度校核計算和設計計算；3學生將能夠運用式12.23-24進行齒面接觸靜強度校核計算；3學生將能夠運用式12.25-26進行齒根彎曲靜強度校核計算；38812.8斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算12.8.1齒面接觸疲勞強度1.計算公式

齒面不發(fā)生疲勞點蝕的條件：

與直齒圓柱齒輪強度計算公式的推導出發(fā)點相似，但有以下幾點不同：圖12.2789cβb90

1.合力Fn在法面內垂直于齒面，且法向齒廓也是漸開線，故嚙合點的曲率半徑應代以法向曲率半徑ρn1，ρn2；代人3.接觸線傾斜有利于提高其疲勞強度，用螺旋角系數(shù)Zβ加以考慮。2.嚙合線總長L受εα和εβ的共同影響，且隨嚙合點位置不同而變化；91彈性系數(shù)ZE節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)將以上各量代人，并引入載荷系數(shù)K,則92強度驗算式：（12.29）設計式：（12.30）2.計算參數(shù)的選擇：1)綜合曲率半徑ρ節(jié)點C處的曲率半徑93942)接觸線總長和重合度系數(shù)3)彈性系數(shù)ZE、節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH：同直齒輪4）許用接觸應力：同直齒輪9512.8.2齒根彎曲疲勞強度

1.公式：按法向當量直齒圓柱齒輪進行計算。分析的截面為法面，模數(shù)為法向模數(shù)mn用螺旋角系數(shù)Yβ考慮接觸線傾斜對彎曲強度的有利影響。96

強度驗算公式：

（12.33）

設計公式：

（12.34），按當量齒數(shù)查取。2.參數(shù)選?。?7：

；=0.75；

若，??；

<0.75，

取>，

取通常，人字齒輪注意：εα用εαV代替-即當量齒輪的端面重合度9812.8.3靜強度校核計算與直齒圓柱齒輪傳動對應，考慮螺旋角影響即可，且m由mn代替。例題12.4

設計一閉式標準斜齒圓柱齒輪傳動。已知：名義功率P=20kw;小齒輪轉速n1=1000r/min;傳動i(=u)=3;載荷變化規(guī)律如圖。單班制。壽命10年，每年300個工作日。在使用期限內，工作時間占20%。動力機為電動機，工作有中等振動，傳動不逆轉，齒輪對稱布置。傳動尺寸無嚴格限制，小批量生產(chǎn)，齒面允許有少量點蝕，無嚴重過載。991.按齒面接觸疲勞強度設計①初步計算②校核計算③主要傳動尺寸確定：d1、d2、a、b2.驗算輪齒彎曲疲勞強度（12.16）100計算項目計算內容計算結果101102103強度不夠，增大尺寸，再進行驗算104取d1=83mm,b=83mm;V=4.35m/s,z1=27,z2=81;mt=3.0741mm,mn=3mm;β=12o36'12"KA=1.5,KV=1.2,εα=1.68,εβ=1.92,εγ=3.6;cosβb=0.98;KHα=KFα=1.75,KHβ=1.38,K=4.35ZH=2.43,Zε=0.77,Zβ=0.98,ZE=189.8√MPa[σH1]=798MPa,[σH2]=690MPaσH=685MPa<[σH2]1053.確定主要尺寸中心距a=d1(i+1)/2=166mm所以d1=2a/(i+1)=83mm,b=83mm齒根彎曲疲勞強度驗算zV1=z1/cos3β=29.06zV2=z2/cos3β=87.18;YFa1=2.55,YFa2=2.22由圖12.22，YSa1=1.62,YSa2=1.78εαv=[1.88-3.2(1/zv1+1/zv2)]cosβ=1.69Yε=0.25+0.75/εαv=0.69,Yβmin=1-0.25εβ=0.75Yβ=1-εββ/120o=0.9>Yβmin106εγ/(εαYε)=3.1,故取KFα=1.75b/h=83/(2.25×3)=12.3,KFβ=1.36K=KAKVKFαKFβ=4.28107108本次課程內容1.復習上次課內容2.講述：§12-9----§12-11

重點：圓錐齒輪齒輪傳動的受力分析1091、直齒圓錐齒輪傳動a)學生將能夠運用公式進行直齒圓錐齒輪傳動的幾何計算；b)學生將能夠運用公式進行直齒圓錐齒輪傳動的受力分析和強度；2、齒輪傳動的效率和潤滑a)學生將能夠應用式12.42進行閉式齒輪傳動效率的計算；3、齒輪結構a)學生將能夠概括不同齒輪的結構型式；知識點及教學目標11012.9直齒錐齒輪傳動錐齒輪傳動的特點：

簡化計算：將一對直齒圓錐齒輪傳動轉化為一對當量直齒圓柱齒輪傳動。

用錐齒輪齒寬中點處的當量直齒圓柱齒輪代替該錐齒輪,1)其分度圓半徑即為齒寬中點處的背錐母線長;2)模數(shù)為齒寬中點的平均模數(shù)

mm;3)法向力即為齒寬中點的合力Fn。

轉化方法：圖12.28111OO1O2M112

由圖12.28得：12.9.1幾何計算將齒寬中點處的背錐展開補為圓形，即為兩當量直齒圓柱齒輪的分度圓。O2OO1δ1δ2Md2d1dm1RAPBdV1dV2113O2OO1δ1δ2Md2d1dm1RAPBdV1dV211412.9.2受力分析力的大?。海?2.37）

忽略摩擦力，假設法向力Fn集中作用于齒寬節(jié)線中點處，F(xiàn)n可分解為三個相互垂直的力：圓周力Ft;徑向力Fr

;軸向力Fa。115FtδδδFvr’FaFrFaFrFtFvr’116力的方向：

軸向力方向分別指向大端;

圓周力方向在主動輪上與回轉方向相反，從動輪上與回轉方向相同；徑向力方向分別指向各自的輪心；且有以下關系：；117O2O12Fa1Fr1Fa2Fr2O1n1n211812.9.3齒面接觸疲勞強度計算將一對直齒錐齒輪在齒寬中點處的嚙合轉化為當量直齒圓柱齒輪傳動進行計算。將當量齒輪的有關參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的強度計算公式（12.8），考慮齒面接觸區(qū)長短對接觸應力的影響，取有效齒寬為0.85b。

強度校核公式：（12.38）

設計公式：（12.39）11912.9.4齒根彎曲疲勞強度計算

強度校核公式：（12.40）

設計公式：(12.41)120

設計方法：與圓柱齒輪傳動不同的是可以直接利用設計公式設計，對有關參數(shù)先做假設，然后再對所假設的參數(shù)進行校核并給予修正。12.10.1齒輪傳動的效率12.10齒輪傳動的效率和潤滑齒輪傳動的效率損失主要包括：嚙合中的摩擦損失；油阻損失；軸承中的摩擦損失。閉式齒輪傳動的效率。見表12.2112112.10.2齒輪傳動的潤滑1.潤滑方式：開式傳動：人工定期潤滑；閉式傳動：由齒輪傳動的圓周速度決定潤滑方式。分油池潤滑與噴油潤滑.（1）油池潤滑：v≤12m∕s―15m∕s,齒輪浸油深度為1~2個齒高；v高時，0.7個齒高左右，不少于10mm；v<0.5m∕s～0.8m∕s，浸油深可達1∕6的齒輪半徑，速度v更低時，浸油深可達1∕3齒輪半徑。122（2）噴油潤滑：v>12m∕s時，不宜采用油池潤滑，而采用噴油潤滑。原因：1）離心力太大，油無法留在齒面上；2）攪油使油溫過高；3）攪起箱底油泥，加速齒輪、軸承的磨損；4）加速油的氧化及降低油的粘度。噴油要求：一般情況下，噴嘴對著嚙合區(qū)噴油；速度過高，噴嘴對著嚙出區(qū)噴油。1232.潤滑油的粘度據(jù)齒輪的圓周速度來選潤滑油的粘度。見表12.22。12.11齒輪結構常用結構：齠輪軸(一體式)—齒輪分度圓直徑d<1.8ds。

ds-軸徑。實心式—小的齒輪124腹板式——da≤500mm輪輻式——da≥400mm組合式——尺寸很大的齒輪。125實心式