机械原理课程设计-齿轮传动设计

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1、机械原理课程设计说明书设计题目：齿轮传动设计学院专业：班级：学号设计者：指导教师：2011.01.11课程设计说明书一设计题目：齿轮传动设计设计条件和要求：在下图所示的齿轮变速箱中，两轴中心距为80mm,各轮齿数为z1=35，z2=45，z3=24，z4=,55，z5=19，z6=59，模数均为m=2mm,试确定z1-z2,z3-z4和z5-z6各对齿轮的传动类型，并设计这三对齿轮传动。二全部原始数据：z1=35，z2=45，z3=24，z4=,55，z5=19，z6=59,m=2mm,a’=80mm三设计方

2、法及原理：按照一对齿轮变为因数之和(x1+x2)的不同，齿轮传动可分为下列三种类型。1零传动（x1+x2=0）⑴标准齿轮传动。x1=x2=0，应有如下关系式，即>,z2>,α'=α,a’=a,y=0,δ=0特点：设计简单，便于互换。⑵高度变为齿轮传动。x1=-x2,一般小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变,并应有如下关系x>=(zmin-z1)/zmin,x>=(zmin-z2)/zminz1+z2>=2zmin,α'=α,a’=a,y=0,δ=0特点：①可能设计出z

3、构的承受能力；③可改善两齿轮的磨损情况；④互换性差，须成对设计，制造和使用；⑤重合度略有降低。2正传动（x1+x2>0）α'>α,a’>a,y=0,δ=0特点：①可以减小齿轮机构的尺寸，因为两轮齿数不收z1+z2≥2zmin的限制；②可以减轻轮齿的磨损程度，由于啮合角增大和吃定的降低，使得实际啮合线段更加远离极限啮合点；③可以配凑中心距；④可以提高两轮的承受能力；⑤互换性差，须成对设计，制造和使用；⑥重合度略有降低。3负传动（x1+x2﹤0）z1+z2>2zmin,α'<α,a’

4、合度略有增加；②互换性差，须成对设计，制造和使用；③齿厚变薄，强度降低，磨损增大。综上所述，根据各个传动的优缺点不同，应优先选择正传动，而负传动是最不理想的，在传动中心距等于标准中心距时，为了提高传动质量，可采用高度变为齿轮传动代替标准齿轮传动。变为因数可在封闭曲线上选择，封闭曲线的绘制过程见附录四设计及计算过程：（一）齿轮z1和齿轮z21.求标准中心距a:a=ｍ（z1+z2）／2=80㎜2.求啮合角α'：cosα'=acosα/a'α'=20°3.求变位因数之和:由无侧隙啮合方程式得：x1+x2=(z1+z

5、2)(invα'-invα)/2tanα=04.变为因数的选择:在z1-z2的封闭曲线图（见附录一）上作直线x1+x2=0。在此直线上的点满足变为因数和为0，中心距80mm。取该直线与η＇=η＇＇线的交点（0.153，-0.153）.则x1=0.153，x2=-0.1535.计算几何尺寸：由变位因数值知，该传动为零传动。中心距变动因数y=(a’-a)/m=0齿顶高变动因数δ=x1+x2-y=0齿顶高ha1=(ha*+x1-δ)m=2.306ha2=(ha*x2-δ)m=1.694齿根高hf1=(ha*+c*-

6、x1)m=2.194hf2=(ha*+c*-x2)m=2.806齿全高h1=ha1+hf1=4.5h2=hf1+hf2=94.5分度圆直径d1=mz1=70d2=mz2=90齿顶圆直径da1=d1+2ha1=74.612da2=d2+2da2=93.388齿根圆直径df1=d1-2hf1=65.612df2=d2-2hf2=84.388基圆直径db1=d1cosα=65.778db2=d2cosα=84.572顶圆压力角αa1=arccos(db1/da1)=28.163°αa2=arccos(db2/da2

7、)=25.095°重合度εa=[z1(tanαa1-tanα’)+z2(tanαa2-tanα’)]/2π=1.702分度圆齿厚s1=πm/2+2x1mtanα=3.364s2=πm/2+2x2mtanα=2.918齿顶厚sa1=s1ra1/r2-2ra1(invαa1-invα)=1.428sa2=s2ra2/r2-2ra2(invαa2-invα)=1.587（一）齿轮z3和齿轮z41.求准中心距a:a=ｍ（z3+z4）／2=792.求啮合角α'：cosα'=acosα/a'α'=21.883°3.求位因

8、数之和:由无侧隙啮合方程式得：x3+x4=(z3+z4)(invα'-invα)/2tanα=0.52284.变为因数的选择:在z3-z4封闭图（附录二）上作直线x3+x4=0.5228此直线所有点均满足变位因数之和为0.5228和中心距为80mm的要求。取该直线与η＇=η＇＇线的交点（0.3495,0.173）.则x3=0.3495x3=0.1735.计算几何尺寸：由变位因数值知，该传动为零传动。