大作业4齿轮传动设计

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机械设计大作业说明书设计题目：齿轮传动设计院系：能源科学与工程学院班级：设计者：学号：指导教师：张锋设计时间：2016.11目录任务书 (1)一、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 (2)二、初步计算传动主要尺寸 (2)三、计算传动尺寸 (6)四、计算齿轮其他几何尺寸 (7)五、大齿轮结构设计并绘制大齿轮零件工作图 (8)六、参考文献 (10)任务书题目:设计带式运输机中的齿轮传动带式运输机的传动方案如图1所示，机器工作平稳，单向回转，成批生产，原始数据见表1。

图1带式运输机传动方案表1带式运输机中V带传动的已知数据一、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。

大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。

由参考文献[1]表8.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~255HBS ，平均硬度236HBS ； 大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBS ，平均硬度190HBS 。

大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS ，属于30~50HBS 范围内，因此选用8级精度。

二、初步计算传动主要尺寸本装置得齿轮传动为开式传动，开式齿轮传动的得主要失效形式是齿面磨损。

其设计准则是按照齿根弯曲疲劳强度进行设计，考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。

则：[]32112FSF d Y Y z Y KT m σφε≥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（MPa ）1.小齿轮传递的转矩1T61119.5510P T n =⨯⨯112m P P ηη=式中：（1）电动机的功率Kw P m 3=（2）由参考文献2表9.1得带轮的传动效率97.01=η（3）由参考文献2表9.1滚动轴承得传动效率98.02=η（4）小齿轮转速 min /480min /296011r r i n n m === 则mm N n P T m ⋅=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=938.5673848098.097.031055.91055.9612161ηη 2.载荷系数t K 的确定由于v 值未知，v K 不能确定，故可初选t K = 1.1 ~ 1.8 ，这里初选t K = 1.33.齿宽系数d φ的确定设计齿轮在轴承上为非对称布置，软齿面，由参考文献1表8.6，选取齿宽系数 1.0d φ=4.齿数的初步确定初选171=z ，而364.4110296012=⨯==w m n i n i ，则 188.7417364.4122=⨯==z i z 圆整后，取742=z 。

此时传动比误差为%5%253.0364.41774364.4<=-是允许的。

5.齿形系数F Y 和应力修正系数s Y由参考文献1图8.19查得齿形系数75.21=F Y ，22.22=F Y由参考文献1图8.20查得应力修正系数56.11=S Y ，82.12=S Y6.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1z = 17 ，2z = 74，代入上式得649.10cos 7411712.388.1cos 112.388.121=︒⨯⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⨯-=βεαz z 根据经验公式，确定重合度系数705.0649.175.025.075.025.0=+=+=αεεY 7.许用弯曲应力的确定由参考文献1图 6.29h 查得接触疲劳极限应力MPa F 2401lim =σ，MPa F 1802lim =σ。

由参考文献1表6.7查得安全系数25.1=F S 小齿轮与大齿轮得应力循环次数分别为8111076.525058214806060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h aL n N82121032.1⨯==i N N 由参考文献1图6.32查得寿命系数0.121==N N Y Y 故许用弯曲应力[]MPa MPa S Y F F N F 19225.12400.11lim 11=⨯==σσ []MPa MPa S Y FF N F 14425.11800.12lim 22=⨯==σσ[]0223.019256.175.2111=⨯=F S F Y Y σ[]0281.014482.122.2222=⨯=F S F Y Y σ所以[][]0281.0222==F S F FSF Y Y Y Y σσ1211[1.88 3.2()]z z αε=-+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(MPa)；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MPa F 2401lim =σ，MPa F 1802lim =σ。

由参考文献1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 ——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 （h ）代入数值，分别有8111076.525058214806060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h aL n N82121032.1⨯==i N N 由参考文献1图8.30 得，弯曲强度寿命系数12 1.0N N Y Y == 故许用弯曲应力 []MPa MPa S Y F F N F 19225.12400.11lim 11=⨯==σσ []MPa MPa S Y FF N F 14425.11800.12lim 22=⨯==σσ[]0223.019256.175.2111=⨯=F S F Y Y σ[]0281.014482.122.2222=⨯=F S F Y Y σ所以[][]0281.0222==F S F FSF Y Y Y Y σσ8.初算模数[]mm mm Y Y z Y KT m FSF d nt 180.30281.0171705.0938.567383.122323211=⨯⨯⨯⨯⨯=≥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657.3~498.315.1180.3~1.1180.3=⨯⨯≥nt m三、计算传动尺寸1.计算载荷系数 由参考文献1表6.3查得使用系数0.1=A K 。

齿轮线速度如下式：111111442.110006048017375.3100060100060--⋅=⋅⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=s m s m n mz n d v πππ由参考文献1图6.7得动载荷系数 取08.1=v K 。

由参考文献1图6.12得齿向载荷分布系数，取22.1=βK由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数 1.1K α=，则：449.11.122.108.10.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A2.圆整m499.33.1449.1375.333=⨯==t nt K K m m按照参考文献1表6.7取m=4mm 。

3.计算传动尺寸。

中心距()()mmmm z z m a 182274174221=+=+=采用角度变位，圆整中心距mma 185='则中心距变动系数75.04182185=-=y mmmm mz d 6817411=⨯==mmmm mz d 29674422=⨯==mmmm d b d 2.27684.01=⨯==φ圆整后mmb b mm b b 355,30212=+===四、计算齿轮其他几何尺寸因为采用角度变位，圆整中心距mm a 185='，则啮合角为α'924.020cos 185182cos cos =︒='='ααa a ，即︒='41.22α故变为系数()αααinv inv zz x -'+=∑tan 221()︒-︒︒+=2041.2220tan 27417inv inv ()01490.002125.0364.027417-⨯⨯+=794.0= 由353.4177412===z z u 查参考文献3图5-30可分配变为系数为 304.0,49.0121=-==∑x x x x中心距变动系数75.04182185=-=-'=m a a y 齿顶高变动系数044.075.0794.0=-=-=∆∑y x y 所以节圆直径mm mm d d 119.6941.22cos 20cos 68cos cos 11=︒︒⨯='=ααmm mm d d 871.30041.22cos 20cos 296cos cos 22=︒︒⨯='='αα 齿顶高()()mm mm m y x h h a a 784.54044.049.0111=⨯-+=∆-+=*()()mm mm m y x h h a a 040.54044.0304.0122=⨯-+=∆-+=*齿根高()()mm mm m x c h h a f 04.3449.025.0111=⨯-+=-+=**()()mm mm m x c h h a f 784.34304.025.0122=⨯-+=-+=**齿顶圆直径()mm mm h d d a a 568.79784.52682111=⨯+=+=()mm mm h d d a a 08.30604.522962222=⨯+=+=齿根圆直径()mm mm h d d f f 92.6104.32682111=⨯-=-=()mm mm h d d f f 432.288784.322962222=⨯-=-=其他尺寸略五、大齿轮结构设计并绘制大齿轮零件工作图1.大齿轮结构设计齿顶圆直径200500a mm d mm << 故采用腹板式齿轮。

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，3nPC d ≥ 式中： d ——轴的直径，mm ； P ——轴传递的功率，kW ； n ——轴的转速，r/min;C ——由许用扭转剪应力确定的系数； 根据参考文献1表9.4查得C=118～106，取C=118，kw P 738.297.096.099.032=⨯⨯⨯=所以，mm mm n P C d 453.34110738.211833==≥ 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即()[]mm mm d 176.36%51453.34=+⨯≥按照20052822/-T GB 的R 20a 系列圆整，取40d mm = 。