机械原理大作业--齿轮机构分析与设计.docx

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齿轮机构分析与设计

设计一如图所示的二级减速器，设计要求如下：

1．齿轮1、2的传动比i12=2.4,模数m=2mm

2．齿轮3、4的传动比i34=2，模数m=2.5mm

3．安装中心距为68mm

4．各轮

5．重合度，齿顶厚；

设计内容如下：

1.确定各轮齿数，传动比应保证误差在5%以内；

解：

由m1（z1+z2）/2=68,z2/z1=2.4得z1=20，z2=48，i12=2.4满足要求，同理，由m2（z3+z4）/2=68,z4/z3=2得z3=18，z4=36，i34=2，满足要求

2．分析可能有几种传动方案，说明哪一种方案比较合理并说明理由；

解：

z1+z2=68>2zmin，z3+z4=54>2zmin且a12=m1（z1+z2）/2=68a’12,a34=m2（z3+z4）/2=67.5

（1）、1,2标准齿轮传动，3,4齿轮正传动。

（2）、1,2高度变为齿轮传动，3,4齿轮正传动。

第一种传动方式更合理。

因为标准传动设计计算简单，重合度较大，不会发生过渡曲线干涉，齿顶厚较大。

而零传动的重合度会有降低，且小齿轮齿顶容易变尖。

3.分析确定你认为比较合理的传动方案的基本参数和全部尺寸；

（1）1,2齿轮标准齿轮传动的基本参数:

z1=20，z2=48,m1=2,

=20º,ha*=1,c*=0.25。

全部尺寸：

d1=m1z1=40,d2=m2z2=96;ha1=ha2=ha*m1=2；hf1=hf2=（ha*+c*）m1=2.5；h1=h2=4.5；da1=（z1+2ha*）m1=44,

da2=（z2+2ha*）m1=100；df1=（z1-2ha*）m1=36，df2=（z2-2ha*）m1=92；

db1=d1cos=37.59,db2=d2cos=90.21;p1=p2=πm1=6.28;s1=s2=p/2=3.14;e1=e2=p/2=3.14;a12=m1（z1+z2）/2=68;

c1=c2=c*m1=0.5;

tana1==0.609，tana2==0.504，重合度

由上数据可以得出=1.849>1

（2）3,4齿轮标准齿轮传动的基本参数:

z3=18，z4=36,m2=2.5,

=20º,ha*=1,c*=0.25，a’COS’=aCOS得’= 21.127º，再由inv’=2（x3+x4）tan/（z3+z4）+inv得

x3+x4=0.205,即x3=x4=0.1025,a’=68>a=67.5,y=（a’-a）/2.5=0.2,△y=0.005

全部尺寸：

ha3=ha4=（ha*+x）m2=2.756,

hf3=hf3=（ha*+c*-x）m2=2.869；da3=（z3+2ha*+2x）m2=50.5125,

da4=（z4+2ha*+2x）m2=95.5125；df3=（z3-2ha*-2c*+2x）m2=34.2625，df4=（z4-2ha*-2c*+2x）m2=84.2625,

4.校核重合度和齿顶厚，并校核是否满足不根切的条件；

齿顶厚sa3=（1/2πm2+2xm2tan）r3’/r3-2r3’（inv’-inv）=4.352

sa4=（1/2πm2+2xm2tan）r4’/r4-2r4’（inv’-inv）=4.374

tana3==0.533，tana4==0.512

重合度

由上数据可以得出=1.143>1，

避免根切的最小变位系数xmin=<0故不发生根切。

5.分析变位后的齿轮几何参数有什么变化（哪些参数没有变化，哪些参数变化了，变化了多少）；

变化的参数：

压力角、重合度

压力角变化了’-=1.127º，未变为前重合度为1.654，变化了0.511

不变的参数：

齿数，模数。