哈工大机械设计大作业齿轮设计
(完整word版)哈工大机械原理大作业3齿轮传动设计
4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
4.1滑移齿轮5和齿轮6
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮5
17
齿轮6
39
2
模数
2
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
令 =4
则可得定轴齿轮传动部分的传动比为 = =6.4667
滑移齿轮传动的传动比 = =2.308
= =2.857
定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为
3、齿轮齿数的确定
根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6为标准齿轮，7、8、9和10为角度变位齿轮。设 17， = 39满足传动比，由于是标准齿轮，可得中心距a=76mm ，h*a=1， =17，因此不会发生根切，开始设计下面的角度变位。
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=56
7
实际中心距
56
8
啮合角
9
变位系数
齿轮5
0
齿轮6
0
10
齿顶高
齿轮5
2mm
齿轮6
2mm
11
齿根高
齿轮5
2.5mm
齿轮6
2.5mm
12
分度圆直径
齿轮5
34mm
齿轮6
78mm
13
齿顶圆直径
齿轮5
38mm
齿轮6
82mm
14
齿根圆直径
哈工大机械原理大作业齿轮——15号
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业三课程名称：齿轮传动设计院系：机电工程学院班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：一、设计题目1、机构运动简图2、机械传动系统原始参数序号电机转速（r/min）输出轴转速（r/min）带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大传动比模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数一对齿轮最大传动比模数23 9703337415.2≤4≤24≤33二、传动系统设计1、传动比的分配电动机转速n=970r/min，输出转速n1=33 r/min，n2=37 r/min，n3=41 r/min，带传动的最大传动比maxpi=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比=4，定轴齿轮传动的最大传动比=4。
传动系统的总传动比为:11n ni ==970/33=29.394 22n ni ==970/37=26.216 33n ni ==970/41=32.391 传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321,,v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比4max 1==v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为939.21max 1==v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比 568.3max22==p f v i i i i220.3max33==p f v i i i i定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为4432.1max 3=<==d f d i i i2、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为变位齿轮，其齿数：z 5=12，z 6=48，z 7=13，z 8=46，z 9=14，z 10=45；它们的齿顶高系数h a *=1，径向间隙系数c *=0.25，分度圆压力角α=20°，实际中心距a =60mm 。
哈工大_机械设计大作业_轴系部件设计_5.3.5
Harbin Institute of Technology机械设计大作业题目：轴系部件设计院系：机电工程学院班级：指导老师：姓名：学号：©哈尔滨工业大学目录一、材料选择 (3)二、初算轴径 (4)三、轴系结构设计 (4)3.1轴承部件的结构型式及主要尺寸 (4)3.2及轴向固定方式 (4)3.3选择滚动轴承类型 (4)3.4 轴的结构设计 (5)3.5 键连接设计 (5)四、轴的受力分析 (6)4.1 画出轴的结构和受力简图 (6)4.2 计算支承反力 (6)4.3 画出弯矩图 (7)4.4 画出扭矩图 (7)五、校核轴的强度 (8)六、校核键连接强度 (9)七、校核轴承寿命 (9)7.1 当量动载荷 (9)7.2 校核轴承寿命 (9)八、轴上的其他零件 (10)8.1 毡圈 (10)8.2 两侧挡油板 (10)8.3 轴承端盖螺钉连接 (10)九、轴承端盖设计 (10)9.1 透盖 (10)9.2 轴承封闭端盖 (10)十、轴承座 (10)十一、参考文献 (11)轴系部件设计任务书题目: 设计绞车（带棘轮制动器）中的齿轮传动高速轴轴系部件结构简图见下图:。
原始数据如下：室内工作、工作平稳、机器成批生产一、材料选择通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：min d C ≥其中2P ——轴传递的功率，=2 3.0P KW m n ——轴的转速，r/min ，296.5/min m n r =C ——由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。
≥=⨯=min d 10622.93Cmm由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得min d 1.0524.07k d mm ≥⨯=，按标准GB2822-81的10R 圆整后取125=d mm 。
哈工大机械原理大作业3
Harbin Institute of Technology机械原理大作业三课程名称：设计题目：院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学大作业3 齿轮传动设计 1、设计题目1.1机构运动简图1.2机械传动系统原始参数2、传动比的分配计算由已知条件，电动机转速n=1450r/min ，输出转速n 1=27 r/min ，n 2=31 r/min ，n 3=37 r/min ，带传动最大传动比max p i =2.5,滑移齿轮传动最大传动比=4，定轴齿轮传动最大 传动比=4。
可求得：传动系统的总传动比为:11n ni == 1450/27=53.70322n ni == 1450/31=46.774 33n ni == 1450/37=39.189 传动系统的总传动比分别由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传的传送比为其最大传送比5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321,,v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比由于1i > 2i > 3i ，故取1max 4v v i i ==则定轴齿轮传动部分的传动比为1max max5.37f p v i i i i ==滑移齿轮传动的传动比22max3.49v f p i i i i ==33m a x2.92v f p i i i i ==定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成， 每对齿轮的传动比为：1.754d i ==≤3、齿轮齿数的确定滑移齿轮齿数3=v i 65622.9521z z == 2=v i 8766 3.4719z z ==1=v i 10967 3.9417z z ==齿轮7，齿轮8：719z = 866z =781()852a m z z =+=齿轮9，齿轮10：917z =1067z =此时已知条件为'a =85mm ，910211()842()ni i a m z z X X ==+=-∑mm ''arccos(cos )21.78a aαα==总变位系数：'910()0.552tan z z x inv inv ααα∑+=-=根据x ∑值和1093.94 3.0z uz ==>，按选择变位系数线图左部斜线⑤分配变位系数，得90.45x =齿轮5，齿轮6：5=21z662z =此时已知'a =85mm ，561()832a m z z =+= ''arccos(cos )23.42a a αα==100.10x =总变位系数：'65() 1.082tan z z x inv inv ααα∑+=-=根据x ∑值和652.953z u z ==>，按选择变位系数线图左部斜线④分配变位系数，得 50.5x =60.58x =定轴圆柱齿轮齿数=d i 1214111326 1.5317z z z z ===齿轮11，齿轮12：角度变位正传动。
哈工大机械原理大作业——齿轮——1号
Harbin Institute of Technology机械原理大作业3课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计哈尔滨工业大学一、设计题目：如下图一个机械传动系统，运动运动由电动机1输入，经过机械传动系变速后由圆锥齿轮16输出三种不同转速。
选择一组传动系统的原始参数，据此设计该传动系统。
序号电机转速〔r/min〕输出轴转速〔r/min〕带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大传动比模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数一对齿轮最大传动比模数7 1450 17 23 30 ≤2.8 ≤4.5 2 ≤4.5 3 ≤4 3二、传动比的分配计算：电动机转速n=1450r/min，输出转速n1=17r/min，n2=23 r/min，n3=30 r/min，带传动的最大传动比=2.8,滑移齿轮传动的最大传动比=4.5，圆柱齿轮传动的最大传动比=4.5，圆锥齿轮最大传动比=4。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：i1=1450/30=48.333i2=1450/23=63.043i3=1450/17=85.294传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三局部实现。
设带传动的传动比为ipmax =2.8，滑移齿轮的传动比为iv1,iv2和iv3，令iv3=ivmax=4.5,那么定轴的传动比为if =85.294/(4.5*2.8)=6.769，从而iv1=48.333/〔6.769*2.8〕=2.550,iv2=3.326。
定轴齿轮每对的传动比为id==1.89。
三、滑移齿轮变速传动中每对齿轮的几何尺寸及重合度:经过计算、比拟，确定出三对滑移齿轮的齿数，其分别为：z5=17，z6=44，z 7=14,z8=47，z9=11，z10=50。
变位系数确实定：x5=x6=0； x7≥ha*(17-14)/17=0.176，取x7=0.18，x8=-0.18；x9≥ha*(17-11)/17=0.353，取x9=0.36；x10=-0.36。
哈工大机械原理大作业齿轮传动设计(word文档良心出品)
机械原理大作业（三）课程名称：设计题目：院系：姓名：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学（威海）设计说明书1.设计题目 (2)2.传动比的分配计算 (3)3. 计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸 (3)（1）齿轮5、齿轮6 (4)（2）齿轮7、齿轮8 (4)（3）齿轮9、齿轮10 (5)4.计算定轴齿轮传动中每对齿轮的基本几何尺寸。
(5)（1）齿轮11、齿轮12 (5)（2）齿轮13、齿轮14 (6)（3）齿轮15、齿轮16 (6)5.每对齿轮的几何尺寸及重合度。
(6)7.实际设计参数 (14)1.设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
1.15，16.圆锥齿轮表机械传动系统原始参数2.传动比的分配计算电动机转速ni=1450r/min，输出转速n1=12r/min，n2=17r/min，n3=23r/min，带传动的最大传动比idmax=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比ihmax=4，定轴齿轮传动的最大传动比ifmax=4。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为i1=nin1=1450÷12=120.833i2=nin2=1450÷17=85.294i3=nin3=1450÷23=63.043传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为id，滑移齿轮的传动比为ih1、ih2和ih3，定轴齿轮传动的传动比为if，则总传动比i1=id*ih1*ifi2=id*ih2*ifi3=id*ih3*if令=ih1=ihmax=4则可得：定轴齿轮传动部分的传动比为if=i1/(id*ih1)=120.833/(2.5*4)=12.083滑移齿轮传动的传动比ih2=i2/(id*if)=85.294/(2.5*12.083)=2.824Ih3=i3/(id*if)=63.043/(2.5*12.083)=2.087定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为iv*iv*iv=if=12.083,iv=2.2953.计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮。
哈工大机械原理大作业3 齿轮27
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业设计三课程名称：机械原理设计题目：齿轮机构设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：哈尔滨工业大学设计题目 如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同转速。
原则一组传动系统的原始参数，据此设计该传动系统。
序号 电机转速（r/min ） 输出轴转速（r/min ） 带传动最大传动比 滑移齿轮传动定轴齿轮传动 最大传动比 模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数 一对齿轮最大传动比模数 27 745 36 40 45 ≤2.5 ≤4 2≤4 3≤4 31.传动比的分配计算总传动比为i i i i i i i i i i i f p f v p f v p 3v max 32max 21max 1556.1645745625.184074594.62036745i =========.23.63694.0245.24,5.22111maxi ===⨯===ii iii v v fv p 令定轴齿轮每对齿轮的传动比2743.13i==i fd2.滑移齿轮传动参数的设计为满足滑移齿轮变速传动系统中齿轮齿数的几点要求，iv1 = z10/z9 = 4, iv2 = z8/z7 = 3.6, iv3 = z6/z5 = 3.2。
由于齿轮在传递动力室要求传动的平稳性和啮合精度，因此一般情况下最小齿数不能小于12,对于传动齿轮的小齿轮，齿数选择17到20之间比较好。
由此可大致让齿轮5和6采用标准齿轮啮合，α’=α=20°，z5=18, z6=57;齿轮7和8采用高度变位啮合，故啮合角α’=α=20°,z7=16, z8=59; 齿轮9和10采用角度变位啮合，α2’=arcos(71/73*cosα)=17.78°,z9=15, z10=61。
哈工大机械原理大作业19齿轮.docx
机械原理大作业（三）作业名称：齿轮传动设计设计题目：院系：机电工程学院班级：1108108设计者：许彬彬学号：1110810816指导教师：林琳设计时间：2013年6月1日哈尔滨工业大学机械设计1、设计题目 1.1机构运动简图1.2机械传动系统原始参数电动机转速min /1450r n =，输出转速min/4001r n =，m in /3502r n =，m in /3003r n =，带传动的最大传动比5.2m ax =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4m ax =d i 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：25.36401450011===n n i43.41351450022===n n i33.48301450033===n n i传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2m ax =p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i 、、，定轴齿轮传动的传动比为f i，则总传动比f v p i i i i 1m ax 1= f v p i i i i 2max 2= fv p i i i i 3max 3= 令4max 3==v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为833.44*5.233.48max max 3===v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比为000.3833.4*5.225.36max 11===fp v i i i i429.3833.4*5.243.41max 22===fp v i i i i设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为4691.1833.4max 33=≤===d f d i i i 3、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮，其齿数：37,9,35,10,33,111098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 46'=。
哈工大机械设计大作业4
由参考文献【2】图6.22查得
7、许用弯曲应力的确定
式中： ----计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；该齿轮为单向受载，查参考文献【2】图6.29可得， ， ；
------安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果要严重一些。所以，此处取 ；
-------齿根弯曲疲劳强度计算得寿命系数，可由下式计算：
式中： ----应力循环基数，与疲劳曲线指数 、材料有关；
-----所设计齿轮的应力循环次数，由下式确定：
式中： ------齿轮转速，r/min；
------齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；
---齿轮的工作寿命，h（小时）。
计算得：
查参考文献【2】图6.32得： 。
故可计算得许用弯曲应力：
所以：
80
1.0
0.9604
卷筒轴
2.629
3.138
80
二、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级
带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用模锻工艺，起模斜度为1:10。
由参考文献【2】表6.2查得：对于一般机械，且低速运转，大小齿轮均选用45钢，采用软齿面。小齿轮调质热处理，硬度为217~255HBW，平均硬度236HBW；大齿轮为正火热处理，硬度为162~217HBW，平均硬度190HBW，并选用8级精度。
三、初步计算传动主要尺寸
因为齿轮采用硬齿面开式传动，开式齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损，因此初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。齿根弯曲疲劳强度设计公式：
式中各参数为：
（1）、小齿轮传递的扭矩
由运动学计算得：
（2）、载荷系数 的确定
哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3
哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3一、设计题目设计带式运输机中的齿轮传动：带式运输机的传动方案如下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。
方案电动机工作功率P d/kW电动机满载转速n m/(r/min)工作机的转速n w/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境5.1. 3 3 960 110 2 180 5年室外、2班有尘二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且仅有一级齿轮减速传动，故大、小齿轮均选用40Cr合金钢，调质处理，采用软齿面。
大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW。
由要求，该齿轮传动按8级精度设计。
三、初步计算传动主要尺寸本装置的齿轮传动为采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。
其设计准则按齿根疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。
齿根弯曲疲劳强度设计公式;m≥√2KT1ϕd z12∙Y F Y s YεF3式中Y F——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力σF的影响。
Y s——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
Yε——重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数。
[σ]F——许用齿根弯曲应力。
1.小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1 1p1=η1η2P d根据参考文献[2]表9.1，取η1=0.96，η2= 0.97。
由此P1=η1η2P d=0.96×0.97×3=2.7936KWT1=9.55×106×P11=9.55×106×2.79369602=55581N∙mm2.齿数Z的初步确定为了避免根切，选小齿轮z1=17，设计要求中齿轮传动比i=n1n w =960/2110=4.3636，故z2=i×z1=4.3636×17=74.1818，取z2=75。
哈工大机械原理大作业齿轮传动系统设计满分完美版哈尔滨工业大学
~1~
哈尔滨工业大学
齿轮传动系统设计说明书
又������������������������������ = 2.5，计算得： ������������ = ������������1 = ������3 ������������������������������ ������������1 ������1 ������������������������������ ������������ ������2 ������������������������������ ������������ = 20.694 = 2.069 2.5 × 4
~2~
哈尔滨工业大学
齿轮传动系统设计说明书
������ = 20° 齿轮齿数为 ������9 = 15 ������10 = 61 由以上设计参数即可得到齿轮 5 和 6、7 和 8、9 和 10 的几何尺寸分别如表 2、 表 3、表 4 所示
表 2 滑移齿轮 5 和 6 的几何尺寸表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1311 齿轮 12 分度圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿顶圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿根圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿 顶 圆 压 力 齿轮 11 角 齿轮 12 重合度
hf11 hf12 d11 d12 da11 da12 df11 df12 αa11 αa12 ε
hf11=( ha*+c*-x11)×m=3.492 hf12=( ha*+c*-x12)×m=3.477 d11=m×z11=57 d12=m×z12=72 da11=d11+2×ha11=63.456 da12=d12+2×ha12=78.486 df11=d11-2×hf11=50.016 df12=d12-2×hf12=65.046 αa11=arccos(d11×cosα/da11)=32.426° αa12=arccos(d12×cosα/da12)=30.454° [z11×(tanαa11-tanα’)+z12×(tanαa12- tanα’)]/2π =1.517
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哈工大机械设计大作业齿轮设计
————————————————————————————————作者：————————————————————————————————日期：
哈尔滨工业大学
机械设计作业设计计算说明书
题目：齿轮设计
系别:机械设计制造及其自动化
班号: ＸXX
学号：XＸXX
姓名： XXＸ
日期：２012－１２-09
哈尔滨工业大学
机械设计作业任务书题目设计带式运输机中的齿轮传动
设计原始数据:
电动机
工作功率Ｐd／kW 电动机满载
转速nｍ
/(r／miｎ)
工作机的转
速n w/(r/ｍ
in)
第一级
传动比i
轴承座
中心高
H／ｍm
最短工作
年限
工作环境
４９６０1０0 ２180 3年3班室内,有尘
一、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级
考虑到带式输送机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,采用软齿面。
由参考文献1表,6.2查得:小齿轮采用调质处理，齿面硬度为2１7~２55ＨRＷ，平均硬度为236HＲW;大齿轮正火处理,齿面硬度16２~2１7ＨBＷ，平均硬度１90HB Ｗ。
大、小齿轮齿面平均硬度差在30~５０HBW范围内。
大、小齿轮均选用8级精度设计。
二、初步计算传动主要尺寸
因为齿轮采用软齿面开式传动，主要失效形式是齿面磨损，因此初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。
齿根弯曲疲劳强度设计公式：
m≥√2KT1
φd z12Y F Y S Yε[σ]F
3
式中ﻩY F——齿形系数,反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力
F
的影响
ﻩY S——应力修正系数,用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除
弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
ﻩYε——重合度系数,是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算
为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数ﻩ[σ]F——许用齿根弯曲应
1.小齿轮传递的转矩T1
T1=9.55∗106∗P n1
P=η1η2P d
式中ﻩη1——带轮的传动效率
η2——轴承的传动效率
由参考文献2，取η1=0.96,η2=0.99代入上式，得
ﻩﻩP＝0.96*０.99*４＝３．802 kW
所以：
T1=9.55∗106∗3.802
960/2
=75636N·mm
2．齿数的初步确定
为了避免根切,选小齿轮z1=17,设计要求齿轮传动比i=960
2∗100
=4.8,故z2=i∗z1=81.6，圆整后,取z2=82,此时i=4.823,传动比误差
ε=4.823−4.8
4.8
∗100%=0.5%<5%
可以使用。
3.齿宽系数φd的确定
由参考文献1表6．6，选取齿宽系数φd =0.4
4.重合度系数Y 的确定
对于标准外啮合齿轮传动,端面重合度
εα=1.88−3.2∗(1z 1+1z 2
) 式中ﻩ z 1、z 2——齿数
把z 1=17 ，z 2=82，代入上式得
εα=1.88−3.2∗(117+182
)=1.653 查参考文献[1]图6．２2得重合度系数Y ε=0.7。
5.载荷系数K t 的确定
由于v 值未知，K v 不能确定,故可初选K t = 1.1 ~ 1.８ ，这里初选K t = 1.3
６.齿形系数F Y 和应力修正系数s Y
由参考文献1图６.２0查得齿形系数Y F1=2.95,Y F2=2.25由参考文献1图6.２1查得应力修正系数Y S =1.52，Y S =1.78
7.许用弯曲应力的确定
ﻩ许用弯曲应力：
[σ]F =σFlim Y N S F
式中 σFlim ——计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲
疲劳极限应力；
S F ——安全系数；与疲劳点蚀相比,断齿的后果更为严重。
所以，一般取F S =1.２５
由参考文献1图8.28弯曲疲劳极限应力
ﻩﻩ σFlim 1=220MPa ,σFlim 2=170MPa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算
N 1=60n 1aL h
式中ﻩn 1——齿轮转速，ｒ/m ｉn ；
a ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合的次数;
L h ——齿轮的工作寿命，h （小时）
代入数值,分别有
ﻩﻩ N 1=60∗
9602∗24∗365∗3=7.569∗108 ﻩ N 2=N 1I =1.579*108错误!未定义书签。
由参考文献1图６.３2 得,弯曲强度寿命系数 Y N1=Y N2=1
故弯曲应力
[σ]F1=
σFlim1Y N1S F =176MPa
[σ]F2=
σFlim2Y N2S F
=136MPa
8.初算模数 m ≥√2KT 1Y ∈φd z 12Y F Y S [σ]F 3
解得:
m ≥3.18mm
对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将上式计算出来的模数m 后,增大10%~15％,故
m =4mm
初算小齿轮分度圆直径:d 1=z 1∗m =68mm
初算大齿轮分度圆直径:d 2=z 2∗m =328mm
三、计算传动尺寸
1.计算载荷系数K
设计要求机器工作平稳，由参考文献1表６．３查得K A =1.0.
齿轮线速度：
v =πd 1n 160∗1000
=1.709m/s 由参考文献[1]查得动载系数K v =1.04；图６．１2查得齿向载荷分布系数K β=1.21；由表6.4查得齿间载荷分配系数K α=1.2。
固载荷系数
K =K A K v K βK α=1.51
2.对m 进行修正
m =m√K K t
3=4.2mm 由参考文献[１］表6.1,圆整取第一系列标准模数４ｍm
3．计算传动尺寸
中心距 a =m(z 1+z 2)2=198mm
圆整为a =200mm
圆整后可取z 1=17；z 2=83;齿轮理想传动比为i2=4.８；
i =4.882；传动比误差
ε=4.882−4.8
4.8
∗100%=1.71%<5%
小齿轮分度圆直径：d1=z1∗m=68mm
大齿轮分度圆直径:d2=z2∗m=332mm
b=φd∗d1=27.2mm
取b2=27mm;b1=32mm;
四、大齿轮结构尺寸的确定
1．齿轮结构型式的确定
齿顶圆直径d a=d1+2∗h a=332+2∗4=340mm
齿根圆直径d f=d1−2∗h f=332−2∗1.25∗4=322mm
由于20０ｍm﹤d a﹤500 ｍｍ,为了减少质量和节约材料,采用锻造腹板式结构。
2.轮毂孔径的确定
大齿轮轮毂孔径是根据与孔相配合的轴径确定,此处按照扭矩初算轴径,d≥
√9.55∗106P n1
0.2[τ]=C√P
n1
3
ﻩ错误!未定义书签。
式中d——轴的直径;
ﻩＰ——轴传递的功率，kW;
ﻩﻩn1——轴的转速,r/min;
ﻩﻩ[τ]——许用扭转剪应力,MPa;
ﻩﻩC——由许用扭转剪应力确定的系数;
ﻩ根据参考文献1表9．4查得C＝118~106,取:C＝110
P=4×0.99×0.97×0.96=3.688kw
所以:
d≥36.613mm
本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即
d≥36.613∗(1+5%)=38.444mm
按照GB2822-2005的
a
R20系列圆整,取ｄ=40 mｍ。
根据ＧB/Ｔ1096—1９９0，键的公称尺寸b×h=12×8，轮毂上键槽的尺寸
ﻩb＝12mm，
1
t=3.3ｍｍ
3．齿轮结构尺寸的确定
图中，d k=40mm,b=27mm，
D1=1.6d k=64mm，D2=d a−10m=300mm,
l=1.4d k=56mm,C=0.3b=8mm
r=0.5C=4mm,D0=0.5(D1+D2)=182mm
d0=0.25(D2−D1)=59mm,δ0=0.3b=8mm
ﻩ参考文献
[1]宋宝玉，王黎钦．机械设计.高等教育出版社．北京，2０10
[2]王连明，宋宝玉．机械设计课程设计.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2０１0.
[3]张锋,宋宝玉.机械设计大作业指导书．哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社，2０0９.。