哈工大机械设计大作业齿轮传动

Harbin Institute of Technology齿轮传动设计说明书题目:哈尔滨工业大学一、设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产二、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。

大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。

由教材表8.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217225HBW ，平均硬度236HBW ；大齿轮调质处理，齿面硬度为217225HBW ，平均硬度236HBW 。

大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW ，属于3050HBW 范围内，因此选用8级精度。

三、初步计算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:m ≥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1T61119.5510P T n =⨯⨯112m P P ηη=式中 1η——齿轮的传动效率2η——滚动轴承的效率由参考文献2表9.1得，取10.97η=，20.99η=，代入上式，得kW P P 84.3499.097.0d 211=⨯⨯==ηη故mm N n P T ⋅=⨯⨯=⨯⨯=764002/96084.31055.91055.9611612.载荷系数t K 的确定初取载荷系数 1.4t K =。

3.齿宽系数d φ的确定由教材表8.6，选取齿宽系数 1.0d φ=。

4.齿数的初步确定初选小齿轮117Z =设计要求中齿轮传动比:8.410029601=⨯=⨯=w m n i n i 故6.81178.412=⨯=⨯=Z i Z圆整后，取822=Z 此时传动比误差：%5%49.08.417828.4%1000<=-=⨯-=ii i ε 5.齿形系数F Y 和应力修正系数s Y由教材图8.19查得齿形系数1 2.97F Y =，26.22=F Y由教材图8.20查得应力修正系数1 1.52s Y =，2 1.78s Y =6.重合度系数Y ε的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度计算公式：1211[1.88 3.2()]z z αε=-+ 把117z =，822=Z 代入上式得6527.1)821171(2.388.1)]11(3288.1[21=+⨯-=+-=Z Z αε根据经验公式，确定重合度系数7038.06527.175.025.075.025.0=+=+=αεεY7.许用弯曲应力的确定lim[]N F F FY S σσ=式中lim F σ——齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；F 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由教材图8.28（f ）取弯曲疲劳极限应力lim1lim2230F F MPa σσ==由教材表8.7，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 ——齿轮每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，小齿轮大齿轮的应力循环次分别为81110184.5325038129606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯===aLh n N88121008.18.410184.5⨯=⨯==i N N由教材图8.30 得，弯曲疲劳强度寿命系数12 1.0N N Y Y ==。

故弯曲应力 1lim11 1.0230[]1841.25N F F F Y MPa S σσ⨯===[]2lim22 1.02301841.25N F F F Y MPa S σσ⨯===[]0245.018452.197.2111=⨯=F F F Y Y σ[]0219.018478.126.2222=⨯=F S F Y Y σ所以[][]0245.0111==F S F FSF Y Y Y Y σσ8.初算模数按齿根弯曲疲劳强度的设计计算公式得：[]34.20245.0170.17038.0764004.122323211=⨯⨯⨯⨯⨯=≥F S F d t t Y Y Z Y T K m σφε对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将计算所得模数m 增大10%~15%,故:69.2%)151(34.2=+⨯≥t m四、计算传动尺寸1.计算载荷系数K设计要求机器工作平稳，由教材表8.3查得 1.0A K =s m n mz n d v /15.11000602/9601769.214.31000601000601111=⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=ππ由教材图8.7得动载荷系数 11.1=v K 由教材图8.11得齿向载荷分布系数 1.12K β=由教材表8.4得齿间载荷分布系数 1.1=αK ，则368.11.112.111.10.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A2.修正m对t m 进行修正，并圆整为标准模数67.24.1368.169.233=⨯==t t K K m m由教材表8.1，圆整取第一系列标准模数3=m 。

3.计算传动尺寸中心距mm z z m a 5.1482)8217(32)(21=+⨯=+=改变m 、z 搭配，圆整中心距，取mm m z z 3,83,1721===，则mm z z m a 150)8317(321)(2121=+⨯⨯=+=88.41783'==i ，%5%67.18.488.48.4<=-=∆i i ，允许 所以mm mz d 5117311=⨯==mm mz d 24983322=⨯==mm d b d 51510.11=⨯=⋅=ϕ 取 mm b mm b 56,5112== 4. 校核齿面接触疲劳强度由式（8.20）[]H H E H uu bd KT Z Z Z Z σσβε≤+⋅=12211 式中各参数：11d b T K 、、、同前，齿数比8.4==i u由表8.5查得弹性系数MPa Z E 8.189= 由图8.14查得节点区域系数5.2=H Z 由图8.15查得重合度系数89.0=εZ 由图8.24查得螺旋角系数0.1=βZ 许用接触应力可由[]HH N H S Z limσσ=（式（8.26））算得.由图8.28（e ）查得接触疲劳极限为MPa H H 5902lim 1lim ==σσ由图8.29查得寿命系数0.121==N N Z Z 由表8.7查得安全系数0.1=H S ，故， []MPa H 5900.15900.1=⨯=σ []HH E H MPa uu bd KT Z Z Z Z σσβε<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⋅=7.5828.418.4515176400368.120.189.05.28.189122211 满足齿面疲劳强度。

五、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 h d d a a 2553)283(222=⨯+=+=为了减小齿轮重量、转动惯量和节约材料，采用模锻腹板式结构。

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，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；根据教材表9.2查得C=118～106，取C=110， 所以mm n P C d 111.3710084.311033=⨯=≥ 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即mm d 997.38%51111.37=+⨯=）（ 将计算尺寸圆整，取mm d 40=。

根据参考文献表11.27（GB/T1096—2003），键的公称尺寸108b h mm ⨯=⨯，轮毂上键槽的宽度10b mm =，mm t d 3.433.3401=+=+。

3.齿轮结构尺寸的确定齿轮主要尺寸：mm d mm b mm d a h 255,51,40===；111.6 1.64064D d mm ==⨯=，取165D mm =； mm m d D a 225310255102=⨯-=-=；mm D D D 160)22565(5.0)(5.0210=+⨯=+≈，取mm D 1600=； mm d L k 60~48)5.1~2.1(==，取50L mm =；mm b c 3.15~2.10)3.0~2.0(==，取12c mm =；mm m 12~5.7)4~5.2(0==δ，取010mm δ=；mm D D d 5.47)(25.0120=-=，取mm d 480=；六 参考文献[1] 机械设计 陈铁鸣等主编 哈尔滨工业大学出版社 2006[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 [3] 机械原理 王知行 邓宗全主编 高等教育出版社2006[4] 画法几何及机械制图 金铃 刘玉光 李利群主编 黑龙江人民出版社 2003。