哈工大机械设计大作业_齿轮传动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i 1 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2班 室外、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 ≥√2KK 1K K K 12∙K K K K K K [K ]K 3式中 K K ——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力K K 的影响。

K K ——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。

K K ——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。

[K ]K ——许用齿根弯曲应力。

1. 小齿轮传递的转矩K 1=9.55×106×K 1K 1K 1=K 1K 2K K根据参考文献[2]表9.1，取K 1=0.96，K 2=0.97。

由此K 1=K 1K 2K K =0.96×0.97×3=2.7936KKK 1=9.55×106×K 1K 1=9.55×106×2.79369602=55581N ∙mm 2. 齿数Z 的初步确定为了避免根切，选小齿轮K 1=17，设计要求中齿轮传动比i =K 1K K =960/2110=4.3636，故K 2=K ×K 1=4.3636×17=74.1818，取K 2=75。

此时的传动比误差为ε=|K −K 0K |×100%=|4.3636−75/174.3636|×100%=1.1%<5% 满足误差要求，故可用。

3. 载荷系数K 的确定由于v 值未知，K K 不能确定，故可初选载荷系数K K =1.1~1.8，本设计中初选K K =1.4。

4. 齿宽系数K K 的确定根据参考文献[1]表8.6，齿轮在轴承上为悬臂布置，软齿面，选取齿宽系数K K =0.35。

5. 齿形系数K K 和应力修正系数K K 的确定根据参考文献[1]图8.19，K K1=2.95，K K2=2.25。

根据参考文献[2]图8.20，K K1=1.52，K K2=1.76。

6. 重合度系数K K 的确定对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端面重合度K K =[1.88−3.2(1K 1+1K 2)]=[1.88−3.2(117+175)]=1.6491 K K =0.25+0.75K K =0.25+0.751.6491=0.727. 许用弯曲应力[K ]K 的确定[K ]K =K KKKK K K K K式中 K KKKK ——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，根据参考文献[1]图8.28，取K KKKK1=K KKKK2=300KKK 。

K K ——齿根弯曲强度计算的安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重，故一般取K K =1.25。

K K ——弯曲强度计算的寿命系数。

小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算：N =60na K Kn ——齿轮转速，r/min;a ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；K K ——齿轮的工作寿命，h ；因此，K 1=60×480×1×5×250×2×8=5.76×108KK 2=K 1K =5.76×1084.3636=1.32×108K 根据参考文献[1]图8.30，取K K1=K K2=1.0。

因此，需用弯曲应力：[K ]K1=[K ]K2=K KKKK K K K K =300×1.01.25=240KKK 根据参考文献[1] K K1K K1[K ]K1=2.95×1.52240=0.01868 K K2K K2[K ]K2=2.25×1.76240=0.0165 因此，K K K K [K ]K =KKK {K K1K K1[K ]K1,K K2K K2[K ]K2}=0.01868 综上，可初算模数：m ≥√2KK 1K K K 12∙K K K K K K [K ]K 3=√2×1.4×555810.35×172×0.01868×0.723=2.746KK 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%，即m =(1+15%)×2.746=3.157mm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，由参考文献[1]表8.3查得使用系数K K =1.00。

v =KKK 60×1000=KKK 1K 160×1000=K ×3.157×17×48060×1000=1.349m /s 由参考文献[1]图8.7得动载荷系数K K =1.15。

由参考文献[1]图8.11得齿向载荷分布系数K K =1.10。

由参考文献[1]表8.4得齿间载荷分布系数K K =1.1。

K =K K K K K K K K =1.0×1.15×1.1×1.1=1.392由于该K 值与初设的K t 差距很小，故不必修正。

2. 圆整K K根据参考文献表8.1，圆整取第一系列标准模数4mm 。

3. 其他传动尺寸中心距a =K (K 1+K 2)2=4×(17+75)2=184mm 因此，K 1=KK 1=4×17=68KK K 2=KK 2=4×75=300KKb =K K K 1=0.35×68=23.8KK ，取K 2=25KKK 1=K 2+(5~10)KK ，取K 1=30KK五、 齿面接触疲劳强度的校核齿面接触疲劳强度校核计算公式：K K =K K K K K K √KK K KK 1∙K +1K≤[K ]K 式中 u ——齿数比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u =7517=4.41K K ——材料弹性系数，由参考文献[1]表8.5，得K K =189.8√KKK K K ——节点区域系数，由参考文献[1]图8.14，得K K =2.5K K ——重合度系数，由参考文献[1]图8.15，得K K =0.89K K =K K K K K K √KK K KK 1∙K +1K =189.8×2.5×0.89×√1.392×2×5558123.8×682×4.41+14.41=554.6MPa许用接触应力：[K ]K =K KKKK K K K K式中 K KKKK ——试验齿轮的齿面接触疲劳极限。

由参考文献[1]图8.28，得K KKKK 1= K KKKK2=770KKKK K ——接触强度计算的寿命系数。

由参考文献[1]图8.29，得K K1=1.07，K K=1.13K K——接触强度计算的安全系数。

取K K=1.0[K]K=K KKKK K KK K=770×1.071.0=823.9KKK因此有K K≤[K]K，满足齿面接触疲劳强度要求。

六、计算齿轮传动其他尺寸1.齿轮结构型式的确定对于大齿轮，齿顶圆直径：K K=K2+2K K=KK2+2KK∗=4×75+2×4×1=308KK 由于200KK<K K≤500KK，故采用腹板式结构。

为降低成本、提高效率、适于批量生产，采用模锻的加工方法，起模斜度为1:10。

同理对于小齿轮，K K=K1+2K K=KK1+2KK∗=76mm由于K K≤200KK，采用实心式结构。

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≥K3√K K式中P——轴传递的功率，由参考文献[2]表9.1可知8级精度的一般齿轮传动效率K3=0.97，因此P=K3K1=0.97×2.7936=2.71KKC——由许用扭转剪应力确定的系数，由参考文献[1]表10.2得C=112~97MPa，对于大齿轮，不安装在轴端部，取较大值C=110MPa，因此d≥K3√KK=110√2.711103=32.00mm轴和大齿轮连接时用键连接，轴和联轴器连接时用键连接，即轴颈上有2个键槽，应将轴径增大10%，即d≥(1+10%)×32.00=35.21mm，根据参考文献[2]表9.4取d=36mm。

对于小齿轮，安装在轴端部，其C值应取较小值，即取C＇=100MPa，因此d′≥K′3√KK=100√2.711103=29.10mm轴和小齿轮连接时用键连接，轴和V带大轮连接时用键连接，即轴颈上有2个键槽，应将轴径增大10%，即d＇≥(1+10%)×29.10=32.01mm，取d＇=32mm。

3.大齿轮结构尺寸的确定参照参考文献[1]图8.38：K K=36KK，K1≈1.6K K=57.6KK，取K1=58KKK2≈K K−10K=268KKL=(1.2~1.5)K K=43.2~54KK，取L=50mmc=(0.2~0.3)b=5~7.5mm，取c=7mmK0≈0.5(K1+K2)=163KKK0≈0.25(K2−K1)=52.5KK，取K0=52KKK0=(2.5~4)K=10~16KK≥10KK，取K0=10KK4.键连接设计对于大齿轮一侧：使用圆头普通平键（A型），根据参考文献[2]表11.28，可知公称尺寸b×h=10×8，初选L=45mm，材料选用45#优质碳素钢。

根据公式校核强度：K K=2KKKK≤[K]K式中K K——工作面的挤压应力；T——传递的扭矩，T=K1=55581K∙KK；L——键的工作长度，对于该A型平键，l=L−b=35mmk——键与毂槽的接触高度，取k=h/2=4mm；[K]K——许用挤压应力，由参考文献[1]表6.1，取[K]K=120KKKK K=2KKKK=2×555814×35×36=22.05KKK≤[K]K即该键满足要求。