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,齿轮2与齿轮3基本参数的确定
由齿条的传动速度为500mm/s,可以得到齿轮3的速度为500m/s,即
V=500mm/s,又V="气七G),取Z=Z=20,m=,B=B=25mm,由此可
3 3 60 1 3 1 2
得《=d3=mZ=65mm(2),由(1)与(2)联立解得n2=n3=147r/min,取七=4
贝口由*2=勺=K=4得勺=588r/min,%=80
'1 2

齿顶高
h=h=h=m・an+x)=(1+)=
齿根高
hf1=气2=%3=mkan+七-x)=+-)=
齿高
h=h=h=h+h=
1 2 3af
分度圆直径
=mz/cosP=。=,d=mz/cosP=。=' 2 2
齿顶圆直径
d=d=d+2h=,d=d+2h= a3 1 a1 a2 2a2
齿根圆直径
d
f1
=d=d-2h=,d=d-2h=
基圆直径d=d=dcosa==,d=dcosa=
b1 b3 1 b2 2
法向齿厚为
s
n1
=S=sn2 n3
m
n1
,兀、
-+=
12 )
端面齿厚为
Sc,)
=s=s=—+2xtan以m
12 13 \2tt}t
'
一+2x ——
.2 cosp
2
=
J
齿足巨p=p=p=Km==
齿轮材料的选择及校核
齿轮选用45号钢或41Cr4制造并经调质,表面硬度均应在56HRC以上。为减轻质量,壳体用铝合金压铸。由于转向器齿轮转速低,是一般的机械,故选择7级精度。
经校核,齿轮满足强度及刚度的要求。
齿条的设计
取齿条的模数m=,压力角以=20。,则齿数z=120,故齿距取
p=Km==,则长度L=pz==,取
螺旋角p=80。
端面模数m=m/cosP==
t
端面压力角a=tana/cosP==
端面齿距p=Km== t
齿顶高h=m^h*an+x)=(1+)=
齿根高hf=mC*an+c*n-x)=+-)=
齿高h=h+气=+=
法面齿厚s
n
(K 一、
二—+=
12 )

端面厚度s=(—+.28=
「12 2 )
齿条选用45号钢或41Cr4制造并经调质,表面硬度均应在56HRC以上,选择7级精度。
齿轮轴的设计
碳素钢价格低廉,锻造工艺性能好,对载荷较大,较为重要的场合,以45号钢最为常用。经校核,齿轮轴满足强度及刚度的要求。
电机的选择
因为齿轮1的转速为588r/min,由此可得电机的转速应该大于此值,因此可以选择功率合适的电动机,如Y132S-8,,转速为750r/min。
参考文献: 机械原理,孙恒主编
机械设计,
姚桂英主编

齿条材料的种类很多,在选择过程中应考虑的因素也很多,主要以以下几点作为参考原则:
1) 齿轮齿条的材料必须满足工作条件的要求。
2) 应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成形方法及热处理和制造工艺。
3) 正火碳钢,不论毛坯制作方法如何,只能用于制作载荷平稳或轻度冲击
工作下的齿轮,不能承受大的冲击载荷;调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。
4) 合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。
5) 飞行器中的齿轮传动,要求齿轮尺寸尽可能小,应采用表面硬化处理的高强度合金钢。
6) 金属制的软齿面齿轮,配对两轮齿面的硬度差应保持为30〜50HBS或者更多。
钢材的韧性好,耐冲击,还可通过热处理或化学热处理改善其力学性能及提高齿面硬度,故适用于来制造齿轮。由于该齿轮承受载荷比较大,应采用硬齿面(硬度N350HBS),故选取合金钢,以满足强度要求,进行设计计算。

设V为最低起钻速度(米/秒),F为以V起升时游动系统起重量(理论起重量,公斤)。
起升功率P=FxV
F=6x105N
(米/秒)
1
P==480KW
由于整个起升系统由四个液压马达所带动,所以每部分的平均功率为
P'=P,4=竺普=120KW
转矩公式:

T=

所以转矩 T=
n
式中n为转速(单位r/min)

计算齿轮强度用的载荷系数K,包括使用系数K、动载系数K、齿间载荷分配系A V
数Ka及齿向载荷分配系数K,即
K=KKKK
AVap
1) 使用系数K
A
是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。
该齿轮传动的载荷状态为轻微冲击,工作机器为重型升降机,原动机为液压装置,。
A
2) 动载系数K
V
齿轮传动不可避免地会有制造及装配误差,轮齿受载后还要产生弹性变形,对于直齿轮传动,轮齿在啮合过程中,不论是有双对齿啮合过渡到单对齿啮合,或是有单对吃啮合过渡到双对齿啮合的期间,由于啮合齿对的刚度变化,也要引起动载荷。为了计及动载荷的影响,引入了动载系数
K,如图2-1所示。
V
IIHISIItFIti
图2-1动载系数K
V
由于速度v很小,根据上图查得,。
V
3) 齿间载荷分配系数K
a
一对相互啮合的斜齿(或直齿)圆柱齿轮,有两对(或多对)齿同时工作时,则载荷应分配在这两对(或多对)齿上。
对于直齿轮及修形齿轮,取K=K=1。
Ha Fa
4) 齿轮载荷分布系数K
P
当轴承相对于齿轮做不对称配置时,受灾前,轴无弯曲变形,齿轮啮合正常,两个节圆柱恰好相切;受载后,轴产生弯曲变形,轴上的齿轮也就随之偏斜,这就使作用在齿面上的载荷沿接触线分布不均匀。
计算齿轮强度时,为了计及齿面上载荷沿接触线分布不均匀的现象,通常以系数KP来表征齿面上载荷分布不均匀的程度对齿轮强度的影响。
根据机械设计表10-。
综上所述,最终确定齿轮系数K=KKKK==
AVaB
、许用应力的选择
压力角a的选择
我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为a=20°。
齿数z的选择
为使齿轮免于根切,对于a=20°的标准直齿轮,应取zN17,这里取z=20。 17
齿宽系数。的选择
d
由于齿轮做悬臂布置,取。=
d
预计工作寿命
10年,每年250个工作日,每个工作日10个小时
Lh=10x250x10=25000h
齿轮的许用应力
按下式计算
L!K°
b_|=Nlim
S
式中:S——疲劳强度安全系数。对于接触疲劳强度计算时,取S=1;进行齿根弯
曲疲劳强度计算时,取S=~。
K——考虑应力循环次数影响的系数,称为寿命系数。应力循环次数N的计算N
方法是:设n为齿轮的转速(单位为r/min);j为齿轮每转一圈时,同一齿面啮合次数;
L为齿轮工作寿命(单位为h),则齿轮工作应力循环次数N按下式计算:h
N=60njLh
n暂取10,则N=60x10x25000=。
查机械设计表10-18可得K=。
N
b「齿轮疲劳极限。弯曲疲劳极限用bfe代入;接触疲劳极限用b成代入,查机械设计图10-21得b=980。1500
Hlim
K= S=1
HN
[b!=
H
K・b
—HN Hlim
S

~~1
=1274MPa
1950
b=780MPa850
FE
K=1 S=
FN
匚!K・bbJ=—HF FE
FS
780x1—
14= ()
当齿数z=20 17时,齿形系数Y= 应力校正系数Y=
Fa Sa
基本参数选择完毕

齿轮的设计计算公式
\2KTYYm>I•[FaSa
38z2Lb」
d F
■2xKxKxTYYm>' m X—Fa—Sa
' d Z] F
Km一开式齿轮磨损系数,
Km=(机械设计手册(3卷)
14-134)
转矩T=

(1式)