机械设计第十一章 齿轮传动

将公式（ 10-3 ）带入公式
（10-8），同时引入载荷系数
KH（见下一页），可得：
=
4 −
3
（公式10-9）
1 ± 1
2
=
1

1 ± 1

1

齿轮传动的计算
上式中：
-接触疲劳强度计算的载荷系数， = ，即PPT一开始提到的4个载荷系数；
载荷分布系数Kβ。
= α
（公式10-2）
齿轮传动的计算

1，使用载荷系数KA
是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。这种附加载荷取决
于原动机和从动机械的特性、联轴器类型以及运动状态等。KA的实用值应针
对设计对象，通过实践确定。
1），原动机包括：电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机；蒸汽机、燃气轮机液压装置；
当接触位置连续改变时，显然对于零件上任一点处的接触应力只能在材料许用接触应力的范围内改变，因此接触变应
力是一个脉动循环变应力。在做接触疲劳计算时，极限应力也应是一个脉动循环的极限接触应力。
接触应力也称为赫兹应力，是为了纪念首先解决接触应力计算问题的科学家赫兹（H.Hertz）。
齿轮传动的计算

+用于外啮合
多缸内燃机；单缸内燃机。
2），载荷状态分为：均匀平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击。
工作状态外在因素越恶劣， KA的取值越大。
齿轮传动的计算
使用载荷系数KA
原动机
载荷状态
工作机器
电动机、均匀运转的
蒸汽机、燃气轮机
蒸汽机、燃气
轮机液压装置
多缸内燃机
单缸内燃机
均匀平稳
发动机、均匀传送的带式输送机或板式输送机、

《机械设计基础》填空部分复习题第九章1、机械零件由于某种原因，不能时，称为失效。

机械零件在的条件下，零件能安全工作的限度，称为工作能力。

2、若两个零件在受载前是接触或接触，受载后接触变形处为一小面积，在这小面积上产生的局部应力称为应力，如等零件工作时就有这种应力作用。

对高副接触的零件，在外载荷作用下，接触处将产生应力，从而将引起零件的破坏。

两零件高副接触时，其最大接触应力取决于，及度上的载荷。

两零件高副接触时，其接触应力随接触点，线处的曲率半径增大而；随材料的弹性模量减小而；随单位接触宽度载荷的增大而。

零件的表面硬度，接触表面的综合曲率半径，可以提高零件的接触疲劳强度。

2、材料发生疲劳破坏时的应力循环次数N必于该材料的循环基数N0；由于，和等因素的影响，零件的疲劳极限必小于其材料的疲劳极限。

3、随时间变化的应力称为变应力，具有周期性变化的变应力称为循环变应力。

按照随时间变化的情况，应力可分为和。

变应力可归纳为变应力、变应力和变应力三种基本类型。

变应力的五个基本参数是σmax、σmin、σm、σa、r。

应力循环中的与之比，可用来表示变应力中应力变化的情况，通常称为变应力的循环特性r。

当r=+1表示为应力，r=0表示为应力，它的σmin=，σm=σa=；当r=-1表示为应力，它的σmax=σa；σm=；非对称循环变应力的r变化范围为和之间。

4、在变应力中，表示与力循环次数之间的关系曲线称为材料的疲劳曲线。

在变应力作用下，零件的主要失效形式是。

在静应力下，塑性材料的零件按不发生条件进行强度计算，故应取材料的作为极限应力；而脆性材料的零件按不发生的条件进行计算，故应取材料的作为极限应力。

变应力下，零件的许用极限应力与零件材料的疲劳极限有关，同时还应考虑系数、__系数和系数。

6、一非对称循环变应力，其σmax=100N/mm2，σmin=-50N/mm2，计算其应力幅σa= N/mm2，平均应力σm=___N/mm2，循环特性r= 。

第九节 齿轮传动的失效形式及计算准则
3、齿面胶合
齿面胶合
高速重载传动中，常因啮合区温度 升高而引起润滑失效，致使齿面金 属直接接触而相互粘连。当齿面向 对滑动时，较软的齿面沿滑动方向 被撕下而形成沟纹。
措施
1、提高齿面硬度 2、减小齿面粗糙度 低速 3、增加润滑油粘度 高速
4、加抗胶合添加剂
第九节§齿1轮1-1传动轮的齿失的效失形效式形及式计算准则
模数m不能成为衡量齿轮接触强度的依据。
第十三节 直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算
齿面接触疲劳强度计算公式的说明
1）强度计算公式中，“+”号用于外啮合；“—”号用于内啮合。 2接进）触行配强计对度算齿设。轮计的时接，触应应将力［均σ相H1］同、，［即σσHH21］=σ中H2数。值在较用小公的式代进入行公齿式面 3）在齿轮的齿宽系数、材料及传动比已选定的情况下，影响齿 轮齿面接触疲劳强度的主要因素是齿轮直径。小齿轮直径（或传 动中心距）越大，齿轮的齿面接触强度就越高。所以在其他条件 不变的情况下，小齿轮的齿数选的适当多些可提高齿轮传动的接 触强度。 4）许用接触应力的计算
O2
赫兹公式
H
1 1
Fn •
1
2
b
1 12
1
2 2
E1
E2
“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 节圆处齿廓曲率半径 实验表明：齿根部分靠近节点处最容易发
生点蚀，故取节点处的应力作为计算依据。
1
N1C
d1
s in
2
2
N2C
d2
s in
2
传动比 i= z2 /z1 = d2 /d1
中心距 a=(d2 ± d1)/2 = d1(i ±1)/2 或 d1 = 2a /(i ±1)

ω
H 3
ω1 i1H = = 1 + 1.875= + 2.875 ωH
ω
H 1
例 ２：
在图示的周转轮系中， 在图示的周转轮系中，设已知 z1=100, z2=101, z2’=100, z3 = 99. 试求传动比 iH1。
2 2′
解： 为固定轮(即 轮3为固定轮 即n3=0) 为固定轮
n1 − nH n1 − nH i = = n3 − nH 0− nH
齿轮４对传动比没有影响， 齿轮４对传动比没有影响，但能改变从动 轮的转向，称为过轮或中介轮。 轮的转向，称为过轮或中介轮。
§11—3 周转轮系传动比的计算 一、周转轮系的分类 按周转轮系所具有的自由度数目的不同分类： 按周转轮系所具有的自由度数目的不同分类： 1) 行星轮系
F = 3× 3 − 2 × 3 − 2 = 1
i AB
从 A → B 从动轮齿数的连乘积 = 从 A → B 主动轮齿数的连乘积
二、首、末轮转向的确定 1、用“＋” “－”表示
ω1 ω1 1 ω2
1
2
ω2
p
vp
转向相反
2
转向相同
i 12
ω1 = = ω2
z2 − z1 z2 + z1
外啮合 内啮合
对于平面定轴轮系， 对于平面定轴轮系，设轮系中有 m对外啮合齿轮，则末轮转向为(-1) 对外啮合齿轮，则末轮转向为 对外啮合齿轮
关键是先要把其中的周转轮系部分划分出来 。 周转轮系的找法： 周转轮系的找法： 先找出行星轮，然后找出系杆， 先找出行星轮，然后找出系杆，以及与 行星轮相啮合的所有中心轮。 行星轮相啮合的所有中心轮。 每一系杆， 每一系杆，连同系杆上的行星轮和与行星 轮相啮合的中心轮就组成一个周转轮系 在将周转轮系一一找出之后， 在将周转轮系一一找出之后，剩下的便是 定轴轮系部分。 定轴轮系部分。