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)

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1 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。

2 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

3 ★ 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

4 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

5 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 ZG 、ZG 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

6 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

7 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 GB 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

8 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

9 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

10 ● 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

11 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 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

12 “－”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

13 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

14 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）

15 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

16 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

17 ● 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。

18 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

19 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

20 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

21 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

22 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

23 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。

24 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%

25 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？

26 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

27 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

28 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

29 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

30 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

31 ● 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：

32 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

33 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：

34 ● 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

35 ● 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

36 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

37 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：

38 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

39 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

40 §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

41 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

42 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

43 作 业 二 －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