第三章 齿轮传动设计 齿轮传动 —封闭在箱体内，润滑条件好 闭式传动 开式传动 半开式传动 —外露，润滑较差，易磨损 (按工作条件分) 第三章 齿轮传动设计 —封闭在箱体内，润滑条件好 闭式传动 开式传动 半开式传动 齿轮传动 —外露，润滑较差，易磨损 (按工作条件分) —介于上两者之间，有防护罩 齿轮传动的特点 优点：传递功率和转速适用范围广； 传动比恒定； 效率高、结构紧凑。 缺点：制造成本较高； 精度低时，噪声和振动较大； 不宜用于轴间距离较大的传动。

局部折断—常发生于斜齿轮或齿宽较大的直齿轮 第三章 齿轮传动设计－失效形式 §3-1 齿轮传动的失效形式和设计准则 一、失效形式 1、轮齿折断 折断模拟 ★　疲劳折断 ★　过载折断 全齿折断—常发生于齿宽较小的齿轮 局部折断—常发生于斜齿轮或齿宽较大的直齿轮 措施：增大齿根圆角半径、 提高齿面精度、正变位、增大模数（主要方法）等 2、齿面疲劳点蚀 点蚀模拟 ★　点蚀常发生于闭式软齿面（HBS≤350）传动中 ★　点蚀的形成与润滑油的存在密切相关

★ 点蚀常发生于节线附近（通常只有一对齿啮合） 第三章 齿轮传动设计－失效形式 ★　点蚀常发生于节线附近（通常只有一对齿啮合） ★　开式传动中一般不会出现点蚀现象（磨损较快） 措施：提高齿面硬度和齿面质量、增大直径（主要方法） 3、齿面胶合 配对齿轮采用异种金属时，其抗胶合能力比同种金属强 措施：采用异种金属、降低齿高、提高齿面硬度等 4、齿面磨损 是开式传动的主要失效形式 措施：改善润滑和密封条件 5、齿面塑性变形 措施：提高齿面硬度，采用油性好的润滑油

主要针对轮齿疲劳折断和齿面疲劳点蚀这两种失效形式 第三章 齿轮传动设计－设计准则 二、齿轮传动的设计准则 主要针对轮齿疲劳折断和齿面疲劳点蚀这两种失效形式 齿根弯曲疲劳强度—齿轮抵抗轮齿疲劳折断的能力 齿面接触疲劳强度—齿轮抵抗齿面疲劳点蚀的能力 设计准则一： 对于闭式软齿面（ HBS≤350）传动， 主要失效形式是齿面点蚀， 所以按齿面接触疲劳强 度设计， 而校核齿根弯曲疲劳强度。 设计准则二： 对于闭式硬齿面（ HBS>350）传动， 主要失效形式是齿根弯曲疲劳折断， 所以按齿根弯 曲疲劳强度设计， 而校核齿面接触疲劳强度。 开式齿轮传动采用准则二，但不校核齿面接触强度

齿轮毛坯锻造 — 选可锻材料；铸造 — 选可铸材料 第三章 齿轮传动设计－齿轮材料 §3-2 齿轮的常用材料及热处理方法 一、齿轮材料 45钢 最常用，经济、货源充足 中碳合金钢 35SiMn、40MnB、40Cr等 金属材料 低碳合金钢 20Cr、20CrMnTi等 铸钢 ZG310-570、ZG340-640等 铸铁 HT350、QT600-3等 非金属材料 塑料、夹布胶木等 选材时考虑： 工作条件、载荷性质、经济性、制造方法等 齿轮毛坯锻造 — 选可锻材料；铸造 — 选可铸材料

小齿轮受载次数多，故材料应选好些，热处理硬度稍高于大齿轮（约30~40HBS），以保证大、小齿轮强度接近相等 第三章 齿轮传动设计－热处理 二、热处理方法 调 质 软齿面。 改善机械性能，增大强度和韧性 正 火 （HBS≤350） 切削性能好 表面淬火 渗碳淬火 硬齿面。 强度高、耐磨性好、可抗冲击 （HBS>350） 需磨齿，工艺较复杂 表面氮化 若配对齿轮均采用软齿面： 小齿轮受载次数多，故材料应选好些，热处理硬度稍高于大齿轮（约30~40HBS），以保证大、小齿轮强度接近相等

第Ⅰ公差组 － 反映运动精度，即运动的准确性； 第三章 齿轮传动设计－精度等级 §3-3 齿轮传动的精度 GB10095-2001将齿轮精度分为三个公差组： 第Ⅰ公差组 － 反映运动精度，即运动的准确性； 第Ⅱ公差组 － 反映工作平稳性精度； 第Ⅲ公差组 － 反映接触精度，影响载荷分布的均匀性。 每个公差组有13个精度等级，0级最高，12级最低。 常用6～9级。且三个公差组可取不同等级。 精度标注示例： 8－8－7－FL 按表3-3选取精度等级 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 齿厚上偏差代号 齿厚下偏差代号 若三项精度相同，则记为： 8－FL

小齿轮转矩（N.mm） T2/T1＝d2/d1＝i 小齿轮分度圆直径 小齿轮基圆直径（mm） 分度圆压力角 第三章 齿轮传动设计－受力分析 §3-4 直齿圆柱齿轮传动的受力分析及强度计算 一、轮齿受力分析 条件：标准齿轮并忽略齿面间的摩擦力 小齿轮转矩（N.mm） T2/T1＝d2/d1＝i 法向力： 小齿轮分度圆直径 小齿轮基圆直径（mm） Fn Fr α 圆周力— Ft 径向力— 分度圆压力角 法向力— 注意：下标“1”表示主动轮 下标“2”表示从动轮

n2 n2 n1 n1 各力关系： 各力方向： Ft 1与主动轮回转方向相反（阻力） Ft 2与从动轮回转方向相同（驱动力） 第三章 齿轮传动设计－受力分析 各力关系： 各力方向： Ft 1与主动轮回转方向相反（阻力） Ft 2与从动轮回转方向相同（驱动力） Fr1 、Fr2分别指向各自齿轮的轮心 例： n2 注意： 各力应画在啮合点上！ n2 2 1 Fr2 Ft 2 Ft 1 Fr1 n1 n1

● 各对齿载荷分配不均—弹性变形、制造误差 第三章 齿轮传动设计－计算载荷 二、计算载荷Fnc Fnc = K Fn K － 载荷系数 K 按表3-4选取 考虑因素： ● 外部附加动载荷—原动机、工作机的性能 ● 内部附加动载荷—基节误差和齿形误差 ● 各对齿载荷分配不均—弹性变形、制造误差 远离转矩输入端时分布均匀 ● 载荷沿齿宽分布不均—弯曲和扭转变形及误差 圆周速度低 齿轮对称布置 齿轮制造精度高 斜齿轮传动 K取小值 齿轮速度高 非对称布置 开式齿轮传动 直齿轮传动 K取大值

三、直齿圆柱齿轮传动的齿面接触疲劳强度计算 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 三、直齿圆柱齿轮传动的齿面接触疲劳强度计算 齿轮承载能力计算标准： 英国国家标准 BS436 德国国家标准 DIN3990 美国齿轮制造者协会 AGMA标准 国际标准化组织ISO齿轮标准 中国齿轮承载能力计算国家标准3480-1983 基本理论： 齿面接触疲劳强度—以赫兹（Hertz）公式为依据 齿根弯曲疲劳强度—以路易士（Lewis）公式为依据

“－”用于内接触 材料的泊松比 材料的 弹性模量 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 σH F 闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式 — 齿面疲劳点蚀 内接触 接触应力 接触强度计算的目的：防止点蚀 F 强度条件： σH ≤ σHP σH ＝？ 2a 脉动循环变应力 σH t O 工作时的接触应力 许用接触应力 σH 根据Hertz公式求出 “－”用于内接触 平均应力 材料的泊松比 材料的 弹性模量

因点蚀常发生于节线附近，故以节点处的σH为计算依据 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 令： ρΣ— 综合曲率半径 A2 ρ1 ● A1 可将Hertz公式推广到其他曲面接触 ● ρ2 则ρ1 、ρ2表示接触处的曲率半径 B2 基圆 ● ● B1 渐开线齿廓各接触点的曲率半径是不同的 故各点的接触应力不等，须确定一个计算点 因点蚀常发生于节线附近，故以节点处的σH为计算依据 节点处的曲率半径： 又：u = z2 / z1 = d2 / d1 、L = b 、Fn = Ft / cosα ,并引入 K

将上述参数代入赫兹公式，得节点处的接触应力： 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 将上述参数代入赫兹公式，得节点处的接触应力： 材料弹性系数—ZE 节点区域系数— ZH≈2.5 “＋”用于外啮合齿轮传动“－”用于内啮合齿轮传动 σH1 = σH2 ，且为脉动循环变应力 齿面接触强度条件： （校核式）

直齿轮取小；斜齿轮取大；硬齿面降低50%左右 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 讨论： 齿面接触疲劳强度主要取决于分度圆直径 d d 越大， σH 越小, 接触强度 越高。 (Fn 减小；齿廓平直) 齿宽 b 的大小应适当， b 过大会引起偏载 令：ψd = b / d1 — 齿宽系数 b =ψd d1 软齿面、对称布置：ψd = 0.8~1.4 直齿轮取小；斜齿轮取大；硬齿面降低50%左右 非对称布置：ψd = 0.6~1.2 悬臂布置、开式传动：ψd = 0.3~0.4 d1＝m z1 模数m的大小对接触强度无直接影响

向大的方向靠标准值，且m≥1.5 应为整数，便于箱体的加工测量 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 设计式： 向大的方向靠标准值，且m≥1.5 应为整数，便于箱体的加工测量 σH1 = σH2，而σHP1 ≠ σHP2 设计时，应取σHP = min{σHP1, σHP2} 求出 d1 →选择 z1 →计算 m = d1/z1 →计算 a = m(z1+z2)/2 为便于装配，取 b1 = b2 + (5~10) mm，并圆整 按标准模数反算d1、d2，至少精确到小数点后两位 b2 = b = ψd d1 b1=b2 b1>b2

● 增大齿轮直径 d 或中心距 a ；(主要方法) 减小接触应力 ● 适当增大齿宽 b 或齿宽系数ψd ； 第三章 齿轮传动设计－齿面接触强度计算 提高齿面接触疲劳强度的主要措施： ● 增大齿轮直径 d 或中心距 a ；(主要方法) 减小接触应力 ● 适当增大齿宽 b 或齿宽系数ψd ； ● 提高齿轮精度等级、降低齿面粗糙度值 ； 增大许用应力 ● 改用机械性能更好的齿轮材料； ● 改变热处理方法，提高齿面硬度。

假设：载荷由一对齿承担，则作用于齿顶时弯曲应力最大 许用弯曲应力 载荷作用于齿顶时的受力分析： 齿顶载荷作用角 第三章 齿轮传动设计－齿根弯曲强度计算 四、直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 — 防止轮齿疲劳折断 轮齿受载后，相当于悬臂梁 Fn 故齿根部分弯曲应力最大，是危险截面 齿根弯曲应力 为防止轮齿折断，必须保证： σF 危险截面弯曲应力 σF≤σFP σF ＝？ 假设：载荷由一对齿承担，则作用于齿顶时弯曲应力最大 许用弯曲应力 载荷作用于齿顶时的受力分析： 齿顶载荷作用角 水平分力 — F1 = FncosαF ——引起弯曲应力和剪应力 垂直分力 — F2 = FnsinαF ——引起压应力(忽略不计) 常用30°切线法确定危险截面位置 危险截面的具体位置在哪？ 力臂为 hF，齿根厚为 sF

Fn=Ft /cosα 分子、分母同除以m2 齿宽 第三章 齿轮传动设计－齿根弯曲强度计算 齿根弯曲疲劳强度条件： Fn=Ft /cosα 分子、分母同除以m2 令其为齿形系数 — YFa 弯矩：M = F1 · hF = FncosαF · hF K 抗弯剖面系数：W = b ·sF2/6（矩形截面） 齿宽

YFa与模数 m 的大小无关，只取决于轮齿的形状 第三章 齿轮传动设计－齿根弯曲强度计算 齿形系数 标准齿轮：z 越多,则YFa 越小,σF越小 λ、γ — 与齿形有关的比例常数 YFa与模数 m 的大小无关，只取决于轮齿的形状 当齿廓的基本参数已定时，YFa取决于齿数 z 和变位系数χ，查图3-18。 考虑齿根应力集中，引入应力校正系数 YSa，则 z 越多，YSa 越大 Ft =2T1/d1 标准齿轮： YFa1 YSa1 ＞YFa2 YSa2

引入齿宽系数 ψd = b/d1，并代入 d1 = mz1，则： 第三章 齿轮传动设计－齿根弯曲强度计算 弯曲强度条件： （校核式） 引入齿宽系数 ψd = b/d1，并代入 d1 = mz1，则： 设计式： 讨论： 影响齿根弯曲疲劳强度的主要参数是模数 m m↑ →齿厚 s ↑ →截面积↑ →σF ↓ →弯曲强度 ↑ 配对的大小齿轮的弯曲应力不等 标准齿轮 YFa1 YSa1 ＞ YFa2 YSa2 故σF1 ＞σF2

设计时，比较YFa1 YSa1 /σFP1与YFa2 YSa2 /σFP2的大小，代入大值；校核时，两齿轮应分别计算 第三章 齿轮传动设计－齿根弯曲强度计算 设计时，比较YFa1 YSa1 /σFP1与YFa2 YSa2 /σFP2的大小，代入大值；校核时，两齿轮应分别计算 因σF1＞σF2，且小齿轮应力循环次数多，故小齿轮的材料应选好些，齿面硬度稍高些 单侧受载时,σF看成脉动循环；双侧受载时, σF看成对称循环 双侧受载时σH 的性质？ 齿数 z1的选取： 原则：在保证齿根弯曲强度的前提下，选取尽可能多的齿数。 分度圆直径 d 一定时(即 a、 i 不变)， YFa ↓ →σF ↓ z1 ↑ σF ↑ m ↓ →σF ↑ 闭式传动：z1 =20~40开式传动：z1 =17~25 εα ↑ → 平稳 z1 ↑ m ↓ → h ↓ →切削量少，省工省时

提高齿根弯曲疲劳强度的主要措施： ● 增大模数 m ；（主要方法） ● 适当增大齿宽 b （或ψd）； 减小 弯曲应力 第三章 齿轮传动设计－齿根弯曲强度计算 提高齿根弯曲疲劳强度的主要措施： ● 增大模数 m ；（主要方法） 减小 弯曲应力 ● 适当增大齿宽 b （或ψd）； ● 采用正变位齿轮以增大齿厚 ； ● 提高齿轮精度等级、增大齿根圆角半径 ； 增大 许用应力 ● 改用机械性能更好的齿轮材料； ● 改变热处理方法，提高齿面硬度。

许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数等因素有关 第三章 齿轮传动设计－许用应力 五、许用应力 许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数等因素有关 HBS σFlim 1、许用弯曲应力σFP ME MQ ML 45钢 210 200 σFlim — 试验齿轮的弯曲疲劳极限， 一般按MQ线查取。 YST — 试验齿轮的应力修正系数, YST = 2。 YN — 寿命系数, 根据应力循环次数 N 查图3－9。 SFmin — 弯曲强度最小安全系数，查表3－2。 注意： ● 双侧受载时,σF为对称循环,应将σFlim减小30% ● 开式齿轮传动，考虑磨损，应将σFlim减小20%

问题：一个齿轮与多个齿轮啮合时，a 如何确定？ a－每转一圈同侧齿面啮合次数 第三章 齿轮传动设计－许用应力 a ＝1 ● 应力循环次数 N = 60 n t a n－齿轮转速（r/min） t－齿轮预期的总工作时间（h） 问题：一个齿轮与多个齿轮啮合时，a 如何确定？ a－每转一圈同侧齿面啮合次数 主动 主动 a =1 a =2 中间齿轮 a ＝？ 单侧受载，σF 为脉动循环 σF 的循环特性？

SHmin — 接触强度最小安全系数，查表3－2 第三章 齿轮传动设计－许用应力 HBS σHlim ME MQ ML 200 545 45钢 2、许用接触应力σHP σHlim — 试验齿轮的接触疲劳极限， 一般按MQ线查取 ZN — 接触寿命系数, 查图3－7，N 的计算同前 SHmin — 接触强度最小安全系数，查表3－2 若齿轮按无限寿命设计，则取 ZN＝1、YN＝1

斜齿轮的特点 — 轮齿呈螺旋形；啮合时接触线倾斜 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮强度计算 §3-5 斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 斜齿轮的特点 — 轮齿呈螺旋形；啮合时接触线倾斜 一、斜齿圆柱齿轮传动的受力分析 条件：标准齿轮并忽略摩擦力 Fn Fr Fa β— 分度圆 αn—法面压力角 αn 螺旋角 αt αt —端面压力角 β Ft β 圆周力 径向力 轴向力 法向力

n2 n2 n1 n1 各力关系： 各力方向： Ft、Fr与直齿轮相同 Fa — 取决于齿轮的转向和轮齿的旋向 用“主动轮左、右手定则”判断 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮受力分析 各力关系： 各力方向： Ft、Fr与直齿轮相同 Fa — 取决于齿轮的转向和轮齿的旋向 用“主动轮左、右手定则”判断 例： 左旋 n2 n2 2 1 Fr2 Fa1 Fa2 Ft 2 Ft 1 Fr1 n1 右旋 n1

dv 二、斜齿圆柱齿轮传动齿面接触疲劳强度计算 斜齿轮的强度 相当于 当量直齿圆柱齿轮的强度 当量直齿圆柱齿轮（假想齿轮）： C 模数 = 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮接触强度 二、斜齿圆柱齿轮传动齿面接触疲劳强度计算 斜齿轮的强度 相当于 当量直齿圆柱齿轮的强度 当量直齿圆柱齿轮（假想齿轮）： C 模数 = 斜齿轮法面模数 mn 压力角 = 斜齿轮法面压力角αn dv 齿数 = 当量齿数 zv = z /cos3β 分度圆直径 dv = d /cos2β 法向力 = 斜齿轮的法向力 Fn 把斜齿圆柱齿轮的强度计算问题 转化成直齿圆柱齿轮的强度计算问题

将当量直齿轮的参数代入直齿轮强度公式，得斜齿轮接触强度条件： 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮接触强度 将当量直齿轮的参数代入直齿轮强度公式，得斜齿轮接触强度条件： （校核式） ZH — 斜齿轮的节点区域系数， 查图3-15。 Zε — 重合度系数 Zε≈ 0.75 ~ 0.88，z 多、εα大时取小值 Zβ — 螺旋角系数 斜齿轮的 ZE ZH ZεZ β ＜ 直齿轮的 ZE ZH

● 当量齿轮直径大（dv = d /cos2β ），齿廓平直 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮接触强度 相同条件下，斜齿轮接触应力比直齿轮小 故：斜齿轮接触强度比直齿轮大 原因： ● 重合度大，同时啮合的齿数多 ● 接触线是倾斜的（大于齿宽b） ● 当量齿轮直径大（dv = d /cos2β ），齿廓平直 引入齿宽系数 ψd = b/d1，则b = d1ψd ，得设计式：

计算中心距 a =(d1 + d2)/2=mn (z1 + z2) / (2cosβ)， 并圆整 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮接触强度 设计出 d1 后，其他几何参数计算： 初步选定齿数 z1（闭式：20~40；开式：17～25） 初步选定螺旋角 β，常用10°~ 15° 计算 mn = d1cosβ/z1， 向上圆整成标准值且 mn ≥1.5 计算中心距 a =(d1 + d2)/2=mn (z1 + z2) / (2cosβ)， 并圆整 反算 β = cos-1 [mn (z1 + z2) / 2a ]， 精确到秒 精确计算 d1、d2 ，至少精确到小数点后两位 三、斜齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 d1＝ mn z1 / cosβ 特点： ▲ 接触线倾斜 ▲ 轮齿局部折断

斜齿轮的弯曲强度计算也按当量齿轮 进行 斜齿轮的弯曲强度条件 —— （校核式） Yε — 重合度系数， 取Yε ≈ 0.65 ~ 0.85 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮弯曲强度 斜齿轮的弯曲强度计算也按当量齿轮 进行 斜齿轮的弯曲强度条件 —— （校核式） Yε — 重合度系数， 取Yε ≈ 0.65 ~ 0.85 z多、重合度大、β大则取小值 Yβ — 螺旋角系数， 取Yβ ≈ 0.85 ~ 0.92 由于β的影响，斜齿轮弯曲应力比直齿轮小 故：斜齿轮弯曲强度比直齿轮大 引入齿宽系数 ψd = b/d1，则 b = d1 ψd 且d1 = mnz1/cosβ 代入强度条件得设计式：

● YFa 、YSa 按当量齿数 zv = z / cos3β 查取 第三章 齿轮传动设计－斜齿轮弯曲强度 注意： ● YFa 、YSa 按当量齿数 zv = z / cos3β 查取 ● 设计时，代入YFa1 YSa1 /σFP1与YFa2 YSa2 /σFP2中的大值 结论： ◎ 斜齿轮的强度等同于其当量直齿轮的强度 ◎ 条件相同时，斜齿轮的强度大于直齿轮

● 锥齿轮的强度等同于齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮 第三章 齿轮传动设计－锥齿轮设计 §3-6 直齿锥齿轮传动设计 ▲ 振动和噪声较大，v≤5 m/s 大端 0.4b 0.5b ▲ 轮齿分布在锥面上，逐渐收缩 Fn ▲ 载荷沿齿宽分布不均 为简化计算，假定： b ● 法向力Fn作用于齿宽中点 ● 锥齿轮的强度等同于齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮 分度圆锥 当量齿轮 半径=锥齿轮齿宽中点背锥母线长度 b/2 齿宽 = 锥齿轮齿宽 b dv dv /2 中点背锥 模数 = 锥齿轮齿宽中点平均模数mm

一、受力分析 法向力Fn分解成三个分力： 圆周力 径向力 轴向力 δ1 — 小齿轮分度圆锥角 dm1 — 小锥齿轮齿宽中点分度圆直径 第三章 齿轮传动设计－锥齿轮受力分析 一、受力分析 法向力Fn分解成三个分力： 圆周力 径向力 轴向力 δ1 — 小齿轮分度圆锥角 dm1 — 小锥齿轮齿宽中点分度圆直径 R O dm1 = d1 (1-0.5 b/R) = d1 (1-0.5ψR) δ1 b d1 — 小锥齿轮大端分度圆直径 dm1 b — 齿宽 R — 锥顶距 d1 ψR = b/R — 锥齿轮齿宽系数

各力方向： Ft、Fr与圆柱齿轮相同 Fa1 、 Fa2 —分别指向各自齿轮的大端 各力关系： 二、齿面接触疲劳强度计算 第三章 齿轮传动设计－锥齿轮受力分析 各力方向： Ft、Fr与圆柱齿轮相同 Fa1 、 Fa2 —分别指向各自齿轮的大端 各力关系： 二、齿面接触疲劳强度计算 利用当量直齿圆柱齿轮进行分析计算 锥齿轮接触强度条件： 接触强度设计式：

ψR不宜过大，否则载荷分布越不均匀。ψR = 1/4~1/3 第三章 齿轮传动设计－锥齿轮接触强度 讨论： σHP、K 的查取同圆柱齿轮 ψR不宜过大，否则载荷分布越不均匀。ψR = 1/4~1/3 通常取 b1＝ b2，便于安装调整，使两齿轮锥顶重合 通常 u ≤ 5，限制大齿轮直径，利于锥齿轮加工 设计出d1后，其他参数计算： 初选 z1 计算 m=d1/z1，并向上取标准值 计算 d1=mz1、z2、d2、u 等 三、齿根弯曲疲劳强度计算 不能圆整！ 同理，根据当量齿轮推出锥齿轮的弯曲强度条件

锥齿轮弯曲强度条件： 弯曲强度设计式： 设计时取大值代入 大端模数。 计算后向上圆整成标准值 按当量齿数zv = z/cosδ查取 第三章 齿轮传动设计－锥齿轮弯曲强度 锥齿轮弯曲强度条件： 弯曲强度设计式： 设计时取大值代入 大端模数。　　　计算后向上圆整成标准值 按当量齿数zv = z/cosδ查取

§3-7 齿轮传动的参数选择 n2 n1 §3-8 齿轮传动结构设计及润滑和效率 一、润滑 作用 — 减小摩擦损失、散热及防蚀 方法 第三章 齿轮传动设计－结构、润滑及效率 §3-7 齿轮传动的参数选择 n2 n1 §3-8 齿轮传动结构设计及润滑和效率 一、润滑 作用 — 减小摩擦损失、散热及防蚀 方法 ☆ 人工定期加油润滑 — 开式或半开式传动 ☆ 浸油润滑 — v ≤ 10 m/s的闭式传动 ☆ 喷油润滑 — v > 10 m/s的闭式传动 二、效率 η = η1η2η3 η1—啮合中的摩擦损失 η2—搅油损失 η3—轴承中的摩擦损失

本 章 小 结 ● 失效形式和设计准则 失效产生的原因、场合；防止失效的措施；设计准则主要针对齿面疲劳点蚀和轮齿疲劳折断 第三章 齿轮传动设计－小结 本 章 小 结 ● 失效形式和设计准则 失效产生的原因、场合；防止失效的措施；设计准则主要针对齿面疲劳点蚀和轮齿疲劳折断 ● 齿轮材料、热处理方法及精度的选择 选用材料的基本要求，材料的配对，大、小齿轮齿面硬度的选择 ● 直齿及斜齿圆柱齿轮的受力分析 轮齿螺旋线方向的判断，各分力的对应关系及方向的判断，特别是斜齿轮的轴向力 ● 圆柱齿轮传动的强度条件 齿面接触疲劳强度条件针对齿面点蚀失效，齿根弯曲疲劳强度条件针对轮齿疲劳折断，重点是直齿圆柱齿轮传动的强度条件

许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数有关 第三章 齿轮传动设计－小结 ● 许用应力 许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数有关 ● 强度条件中的设计参数 z 、d、m、b、ψd、β等的选择及对齿轮传动的影响；载荷系数 K 所考虑的因素；YFa的物理意义及与齿数、变位系数的关系 ● 设计步骤和方法 设计计算和校核计算，数据处理（有些参数要圆整或取标准值，如 m、z、a、b；有些参数不能圆整，如 d、β），合理选择齿轮参数 ● 锥齿轮传动的受力分析及强度计算特点 各分力的对应关系及方向判断（注意与斜齿圆柱齿轮的异同之处）；将锥齿轮转化为当量直齿圆柱齿轮进行强度计算

作 业 二 3－3、3－4、3－7 说明： 3－7 题未给定齿轮工作期限，故按无限寿命设计，即寿命系数＝1