哈工大机械设计大作业4

Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书大作业名称：齿轮传动设计设计题目： 5.1.2班级：1208108设计者：学号：指导教师：吴伟国、古乐设计时间：2014.11.04哈尔滨工业大学目录齿轮设计任务书 (1)一选择齿轮材料、热处理工艺及精度等级 (1)二传动装置的运动和动力参数设计 (2)三选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 (3)四初步计算传动主要尺寸 (4)五计算传动尺寸 (7)六大齿轮结构尺寸的确定 (8)七参考文献 (9)一、机械设计作业任务书1. 设计题目：齿轮传动设计2. 设计结构简图3. 设计原始数据机器工作平稳，单向回转，成批生产方案 P d （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.2 496010021803年3班室外 有尘三、 选择齿轮材料、热处理方式、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。

故由已知 大小齿轮均选用45号钢 采用软齿面。

由参考文献1表6.2查得：小齿轮调质处理 齿面硬度为217~225HBW 平均硬度236HBW 大齿轮正火处理 齿面硬度为162~217HBW 平均硬度189.5HBW 。

由参考文献2表16.1查得 齿轮可选用8级精度。

二、 传动装置的运动和动力参数设计1.选择电动机由方案图表中的数据要求，查参考文献【2】表14.1 Y 系列三相异步电动机的型号及相关数据选择可选择Y132S-6。

可查得轴径为38mm,长为80mm 。

2.计算传动装置的总传动比i 并分配传动比总传动比i ∑：60.9100960===w m n n i 带式运输机为二级传动系统，且要求第一级V 带传动的传动比错误！未找到引用源。

=2分配传动比：21i i i ⨯=∑故第二级齿轮传动的传动比为：80.426.912===i i i 。

3、传动装置各轴的运动参数（1）、各轴转速电动机轴 m n =960r/minI 轴 I n =m n /1i =480r/min∏轴 ∏n =I n /2i =100r/min卷筒轴 I∏n =100r/min（2）、各轴输入功率电动机轴 P=4KWI 轴11p p η=其中1η-V 带传动效率，由参考文献【2】表9.1，有1η=0.96； 代入数据：kW P 84.396.04=⨯=Ⅰ∏轴321ηηp p =∏其中 2η-齿轮传动效率，由参考文献【2】表9.1有2η=0.97；3η-轴承传动效率，由参考文献【2】表9.1有3η=0.98；代入数据有： kW kW P P 65.398.097.084.332=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅠⅡ 卷轴筒34p p ηη∏I ∏=由参考文献【2】表9.1有40.99η=；代入数据有： kW kW P P 542.399.098.065.343=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅡⅢ （3）、各轴的转矩 电动机轴的输出转矩mm N mm N n P T m d d ⋅=⋅⨯⨯=⨯⨯=67.3979196041055.91055.966 I 轴 mm N mm N i T T d ⋅⨯=⋅⨯⨯==4111064.7296.067.39791ηⅠ ∏轴 mm N mm N i T T ⋅⨯=⨯⨯⨯⋅⨯=⋅⋅⋅=5423210486.38.498.097.01064.7ηηⅠⅡ卷筒轴mmN mm N i T T ⋅⨯=⨯⨯⨯⋅⨯=⋅⋅⋅=5534310382.3199.098.010486.3ηηⅡⅢ上述计算结果如下表。

轴号 功率/P kW转矩/()T N mm ⋅ 转速/(/min)n r传动比i 效率η 电动机轴 467.3979196020.96 I 轴 3.84 41064.7⨯480 4.80.95510486.3⨯四、 初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，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13212[]F s d FY Y Y KT m z εφσ≥⋅ 式中F Y ——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力F σ的影响s Y ——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。

Y ε——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[]F σ——许用齿根弯曲应力1.小齿轮传递的转矩1T 由上一步可知：mm N mm N i T T d ⋅⨯=⋅⨯⨯==4111064.7296.067.39791ηⅠ 2.载荷系数t K 的确定设计时，t K = 1.1-1.8，本题初选选t K = 1.3 3.齿宽系数d φ的确定初步设计齿轮在轴承上为非对称布置，软齿面，由参考文献[1]表6.6， 选取齿宽系数 1.0d φ=II 轴 3.65 10010.97卷筒轴3.542 510382.3⨯1004.齿数的初步确定初选小齿轮1z =21 设计要求中齿轮传动比8.410029601=⨯=⨯=w m n i n i故8.100218.412=⨯=⨯=z i z圆整后，取1012=Z 此时传动比误差%5%198.0|8.4211018.4|%100||≤=-=⨯-=ii i ε 5.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=2.73，Y F2=2.21由参考文献[1]图6.21查得应力修正系数Y s1=1.55，Y s2=1.826.重合度系数Y ε的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中1z 、2z ——齿数把101,2121==z z ，代入上式得70.1)1011211(2.388.1)1z 1(2.38.8121=+⨯-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡+-=z αε根据经验公式，确定70.070.175.025.075.025.0=+=+=αεεY 7.许用弯曲应力的确定lim[]N F F FY S σσ=式中lim F σ——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；1211[1.88 3.2()]z z αε=-+当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7F S ——安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果要严重一些。

所以，一般取F S =1.25由参考文献[1]图6.29弯曲疲劳极限应力lim1240F MPa σ=， lim2180F MPa σ=由参考文献[1]表6.7，取安全系数 1.25F S = 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算1160h N n aL =式中 n 1 ——齿轮转速，r/min ；a ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数； h L ——齿轮的工作寿命，h （小时）代入数值，分别有811110184.522432501960606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯===i aL n aL n N h w h 由参考文献[1]图6.32 得，弯曲强度寿命系数12 1.0N N Y Y == 故弯曲应力1lim11 1.0240[]192M 1.25N F F F Y Pa S σσ⨯===[]2lim22 1.0180144M 1.25N F F F Y Pa S σσ⨯===[]0220.019255.173.2111=⨯=F S F Y Y σ[]0279.014482.121.2222=⨯=F s F Y Y σ221121max ,[][][]F sF s F s F F F Y Y Y Y Y Y σσσ⎧⎫=⎨⎬⎩⎭所以[][]0279.0222111==F s F F s F Y Y Y Y σσ8.初算模数[]966.20279.0210.170.017.756043.122323211=⨯⨯⨯⨯⨯=⋅≥Fs F d t Y Y Z Y KT m σφε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410.3%)151(966.2=+⨯≥t m 五、 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 1.0A K =s m n mz n d v /799.11000602/96021410.31000601000601111=⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=πππ由参考文献[1]图6.7得动载荷系数 1.08v K = 由参考文献[1]6.12得齿向载荷分布系数 1.1=βK 由参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数 1.1=αK ，则307.11.11.108.10.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v AK 值与初取的t K = 1.3差距很小，不须修正 2.修正m416.33.11.307410.333=⨯==t t K K m m 由参考文献[1]表6.1，圆整取第二系列标准模数m=3.5 3.计算传动尺寸中心距mm z z m a 5.2132)10121(5.32)(21=+⨯=+=所以mm mz d 5.73215.311=⨯==mm mz d 5.3531015.322=⨯==5.735.730.11=⨯=⨯=d b d φ mm mm b b mm b b 80)105(,74212=-+===六、 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 mm mm m z h d d a a 5005.3605.3)2101()2(222<=⨯+=+=+=为节约材料，采用锻造腹板式结构。

（模锻) 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，按扭矩初算轴径，[]3362.01055.9nP C n Pd ⋅=⨯≥τ式中 d ——轴的直径；τ——轴剖面中最大扭转剪应力，MPa ；P ——轴传递的功率，kW ； n ——轴的转速，r/min;[]τ——许用扭转剪应力，MPa;C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由参考文献[1] 表9.4查得C=118～106，取C=118， 所以[]mm n P C n Pd 810.3910084.31182.01055.93336=⨯=⋅=⨯≥τ本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即mm d 800.41%)51(810.39=+⨯=按照GB2822-81的a R 20系列圆整，取d=40mm 。

根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸812⨯=⨯h b ，轮毂上键槽的尺寸b=12mm 1 3.3t mm =3.齿轮结构尺寸的确定自由锻mm d 40=，mm b 74=mm d D 64406.16.11=⨯=≈mm m d D a 5.3255.3105.360102=⨯-=-≈取326mmmm d L d L 605.1)5.1~2.1(===取取74mmb c )3.0~2.0(=取mm b c 5.1825.0==，取19mmmm c r 5.9195.05.0=⨯==mm D D D 75.194)5.32564(5.0)(5.0210=+⨯=+≈取195mmmm D D d 375.65)645.325(25.0)(25.0120=-⨯=-≈取65mmm )4~5.2(0=δ取mm 5.105.330=⨯=δ,mm 100≥δ取10mm七、参考文献[1] 机械设计宋宝玉等主编哈尔滨工业大学出版社2010[2] 机械设计课程设计王连明宋宝玉主编哈尔滨工业大学出版社2005。