渐开线圆柱齿轮传动的参数选择 | ||
项 目 | 代 号 | 选 择 原 则 和 数 值 |
中心距 | a | 1.较大的中心距，可以获得更大的模数、更多的齿数，齿轮啮合性能可以得到提升，但同时也增加了体积，提高了成本。因此在设计中，在能满足使用要求的前提下，应尽可能取较小的中心距 2. 中心距的初选可参照8 .3 1齿面接触强度 |
齿数比 与 传动比 | u | 1. 2.一般的齿数比范围是： 外啮合：直齿轮1～10，斜齿轮(或人字齿轮)1～15；硬齿面1～6.3 内啮合：直齿轮1.5～10，斜齿轮(或人字齿轮)2～15；常用1.5～5 螺旋齿轮：1～10 3.总传动比在传动装置各级的分配，在高速级(转矩较小)选择较大的传动比通常比较经 济。对于常用的传动装置 单级：总传动比i至6(有时至8，极限达18)； 双级：总传动比i至35(有时至45，极限达60)； 三级：总传动比至150(有时至200，极限达300) 4.对于增速传动则大致为i的倒数值 |
压力角 | αp | 1. 一般取标准值αp=20°，当发生疑问时，压力角取为20° 2. 对于重载齿轮传动，有时优先采用αp=22.5°或25°，国外，也有采用αp=24°；对于航空齿轮，可以取αp=28°或30° 3. 为获得较大的端面重合度，可取较小的压力角，14.5°或15°，可以配合“高齿啮合”一同使用 4. 对于αp＞20°的齿轮特性： 1）齿根厚度和渐开线部分的曲率半径较大过度曲线的长度、过度曲线的曲率半径和齿顶圆的齿厚较小。而且应力集中系数较大，但其齿根强度大，齿面强度也增大 2）齿数越少则齿根强度越大 3）齿形曲线在节点处的综合曲率半径随齿数比的增大而显著地增大 4）增大齿数比，则啮合角就能增大，因此，可使齿面应力和齿根应力减小 5）法向压力角在18°～24°之间，如果在此范围内取大的压力角，则端面重合度就急剧地减小 6）不根切的标准齿轮的最小齿数随压力角的增大而减少，hFfP=1，当αp从14.5°变到30°时，其最小不根切齿数从32变到8，为原来的四分之一 7）齿轮装置的尺寸和传递的扭矩相同时，加于齿轮上的径向载荷与齿轮上的法向载荷将增加 8）因为齿面的滑动速度减小，所以不易发生胶合 9）齿槽振摆相同时，由于齿的侧隙增大，所以在要求高度转角的齿轮中，推荐采用αp＜20°（例如齿轮机床分度机构的齿轮） 10）齿圈的刚度对承载能力的影响较大。压力角增大，则齿的刚度也增大，所以，有必要通过减小齿圈的刚度来补偿 11）在斜齿轮中，由于接触线总长度减小，所以为了不降低承载能力，不推荐采用αp＞25° 12）因为齿顶厚度减小，故正变位的范围缩小了 13）啮合角相等时，大压力角的标准齿轮也比αp=20°而啮合角相等的正变位齿轮的传动装置尺寸（中心距）要小 5. 对于αp＜20°的齿轮特性 1）如果减小压力角，则齿轮的刚度减小，啮合开始和终止时的动载荷亦减小，因此，一般认为如果减小压力角，则由误差引起的载荷变动就可能减小。可以达到减小噪声的效果 2）如果精度高，压力角小的齿轮，其齿根强度也未必小 6.端面压力角和法向压力角娿、换算关系为 |
齿顶高 系数 | haP* | 1. 一般取标准值：haP*＝1，可以根据渐开线圆柱齿轮的基本齿廓标准选取 2. 对于期望得到较大端面重合度的齿轮（高齿啮合），可取1.2，甚至更高，需注意齿顶变尖与齿面滑动速度较高产生的胶合风险 3. 为避免齿顶干涉或其他原因，可以采用短齿高0.8（或0.9） 4. 近年来，高齿啮合使用范围越来越广，短齿制使用较少 5. 端面齿顶高系数和法向齿顶高系数的换算关系为：hat*＝han*cosβ |
顶隙系数 | cp* | 1.一般取标准值：cp*＝0.25，可以根据渐开线圆柱齿轮的基本齿廓标准选取 2.对渗碳淬火磨齿的齿轮取0.4（αp=20°），0.35（αp=25°） 3.端面顶隙系数和法向顶隙系数的换算关系为：ct*＝cn*cosβ |
齿根圆 角系数 | ρfp* | 1.一般取标准值ρfp*=0.38或0.25等值，可以根据渐开线圆柱齿轮的基本齿廓标准选取 |
模数 | m | 1.模数m(或mn)由强度计算或结构设计确定，并应按表渐开线圆柱齿轮模数选取标准值 2.在强度和结构允许的条件下，应选取较小的模数 3.对软齿面(HB≤350)外啮合的闭式传动，可按下式初选模数m(或mn)： m＝(0.007～0.02)a 当中心距较大、载荷平稳、转速较高时，可取小值；否则取大值 对硬齿面(HB＞350)的外啮合闭式传动，可按下式初选模数m(或mn)： m＝(0.016～0.0315)a 高速、连续运转、过载较小时，取小值；中速、过载大、短时间歇运转时，取大值 4. 在一般动力传动中，模数m(或mn)不应小于2mm 5. 在分度圆直径相同的情况下，对于高精度齿轮，模数越大，噪声越小。但是，在低精度齿轮或载荷较大时，由于轮齿变形使有效误差增大，则得出相反的结果。这是因为模数大的齿轮，啮合开始时从动齿轮齿顶的尖角冲击主动齿轮齿根的速度大的缘故 6. 当中心距和传动比给定后，模数和齿数成反比关系，具体影响可查看齿数第6条 7.端面模数和法向模数的换算关系为： |
齿数 | z | 1.当中心距(或分度圆直径)一定时，应选用较多的齿数，可以提高重合度，使传动平稳，减小噪声；模数的减小，还可以减小齿轮重量和切削量，提高抗胶合性能 2.选择齿数时，应保证齿数z大于发生根切的最少齿数zmin，对内啮合齿轮传动还要避免干涉(见表内啮合齿轮的干涉现象和防止干涉的条件) 3.当中心距a(或分度圆直径d1)、模数m、螺旋角β确定之后，可以按 最终确定β 4.在满足传动要求的前提下，应尽量使z1、z2互质，以便分散和消除齿轮制造误差对传动的影响 5.当齿数z2＞100时，为便于加工，应尽量使z2不是质数 6.当中心距和传动比给定后，传动装置的承载能力和工作特性将随齿数的增长作如下变化： 1）齿根承载能力下降（模数及齿厚变小） 2）点蚀承载能力（赫兹压力）大致保持不变（啮合角变化很小） 3）抗胶合承载能力增加（齿顶与齿根处的滑动速度变小） 4）噪声与震动特性改善（从总体上看） |
分度圆 螺旋角 | β | 1.增大螺旋角β，可以增大纵向重合度εβ，使传动平稳，但轴向力随之增大(指斜齿轮)，一般斜齿轮：β＝8°～20° 人字齿轮：β＝20°～40° 小功率、高速取小值；大功率、低速取大值 2.可适当选取β，使中心距a具有圆整的数值 3.外啮合：β1＝β2，旋向相反 内啮合：β1＝β2，旋向相同 4.用插齿刀切制的斜齿轮应选用标准刀具的螺旋角 螺旋齿轮：可根据需要确定β1和β2 5.在多级工业用传动装置中经常如下选择 第一级(高速级)：螺旋角β约为10°～15°(高速级对噪声级有决定性的影响，但圆周力小，因此轴承的轴向力也小) 第二级：螺旋角β约为8°～12° 第三级(低速级)：采用直齿(噪声成分减小，轮齿啮合频率低，但圆周力变大，若用斜齿将产生较大的轴向力) 6.在轿车齿轮中，经常取螺旋角β为30°左右 7.界限：v≈20m/s以下时，纵向重合度 以上时，重合系数 8.螺旋方向应选择使受径向力较小的轴承来承受轴向力。当一根轴上有2 个齿轮时，有可能使轴向力平衡 |
变位系数 | x | 可参照第三节变位齿轮传动和变位系数的选择 |
齿宽 | b | 1.为取得比较合理的经济性，总是尽量采用较大的b/d1值(d1为小齿轮的分度圆直径)。但是和窄齿轮相比，龆轮(小齿轮)越宽，b/d1愈大，沿齿宽方向的载荷分布受啮合误差和变形的影响就愈大 |
