哈工大机械设计大作业-齿轮传动方案5.1.1

１ 目 录 一.选择齿轮材料、热处理方式、精度等级„„„„„„„„„„02 二.初步计算传动主要尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„02 1)小齿轮传递的转矩1T„„„„„„„„„„„„„„„„„03 2)齿数的初步确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„03 3)齿宽系数d的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„04 4)载荷系数K的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„04 5)齿形系数FY和应力修正系数sY„„„„„„„„„„„„„04 6)重合度系数Y的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„04 7)许用弯曲应力的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„04 8)初算模数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„05 三.计算传动尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„05 1)计算载荷系数K„„„„„„„„„„„„„„„„„„„05 2)圆整m„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„06 3)计算传动尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„06 四.齿面接触疲劳强度的校核„„„„„„„„„„„„„„„06 五.大齿轮结构尺寸的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„07 1）齿轮结构型式的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„07 2）轮毂孔径的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„07 3）齿轮结构尺寸的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„08 参考文献：„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„08 ２

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，其他数据见表1。

图1 表1 带式运输机中V带传动的已知数据

方案 电动机工作功率 电动机满载转速 工作机的转速 第一级传动比 轴承座中 心高 最短工作 年限 工作环境

5.1.1 3 960 90 1.8 150 8年1班 室外、有尘

一.选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 由于运输机的大齿轮结构为对称式，齿宽系数d仅能取到1.左右。由指导手册可知，本装置的齿轮传动为开式齿轮传动，导致在齿面解除疲劳强度校核时，对接触疲劳极限要求很高，故在本设计中采用硬齿面，大小齿轮均选用40Cr，表面淬火处理。 由参考文献1表8.2查得齿面硬度为4855HRC。 由参考文献2表16.1查得，齿轮可选用8级精度。

二.初步计算传动主要尺寸 因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。由于目前对于齿面磨损还无完善的计算方法，因此通常按齿根疲劳强度进行设计，然后考虑磨损的影响，一般将算的模数增大10%-15%之后再取标准值。

下面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

132

12[]FsFd

YYYKT

mz

式中：FY——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力F的影响； ３

sY——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——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——许用齿根弯曲应。

1)小齿轮传递的转矩1T

61

11

9.5510PTn

112mPP 式中：1——V带轮的传动效率； 2——对滚动轴承的传递的功率； 由参考文献2表9.1查得，取10.96，20.98，代入上式，得:

1120.960.9832.822kWmPP

总传动比：96010.6790mwnin

分配传动比：12iii 式中：1i ——第一级传动比，11.8i。 则：25.93i。 电动机轴 =n960r/minmn电

Ⅰ轴 1533.3r/minnni电 小齿轮转速为 1533.3r/minnn

所以：661112.8229.55109.551050542Nmm533.3PTn 2)齿数的初步确定 初选小齿轮117z

设计要求中齿轮传动比19605.931.890mwniin，故：

21

5.9317100.81ziz

参考文献4中提到当齿数大于100时，为加工方便，优先选择非质数的齿数，107为质数。而且选择齿数为100后可发现求得的大齿轮距离地面过近且需要负变位。综合考虑后选择2102z。此时传动比误差为 ４

01025.9317||100%||100%1.18%5%5.93iii



显然满足要求。 3)齿宽系数d的确定 由于大齿轮在轴承上为对称布置，软齿面，由参考文献1表8.6查得，选取齿宽系数1.0d 4)载荷系数K的确定

AvKKKKK

此时各系数无法选择。初选1.3tK。

5)齿形系数FY和应力修正系数sY 首先，假设齿轮变位系数为0。由参考文献1图8.19查得齿形系数：

12.89FY，22.23FY 由参考文献1图8.20查得应力修正系数：

11.53sY，21.80sY 6)重合度系数Y的确定 对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端面重合度

式中：1z、2z——齿数 把117z ，2102z ，代入上式得

1211111.883.2()1.883.2()1.6617102zz

由参考文献1图8.21查得重合度系数：0.70Y 7)许用弯曲应力的确定 lim[]NFFF

YS



由参考文献1图8.29弯曲疲劳极限应力： lim1lim2360MPaFF

由表8.7查得安全系数 1.25FS 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算 60hNnaL

12111.883.2()zz５

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；

hL——齿轮的工作寿命，h（小时）

代入数值，分别有 811160609601183508607.168101.8whh

naLNnaLi

881

2

7.168101.209105.93NNi

由参考文献1图8.30 得，弯曲强度寿命系数121.0NNYY 故弯曲应力 1lim111.0360[]288MPa1.25NFFFYS

2lim221.0260[]288MPa1.25NFFF

YS





1112.891.530.0157[]288FsF

YY





2222.231.800.0139[]288FsF

YY





因为 112212max,[][][]FsFsFsFFFYYYYYY 所以 1110.0157[][]FsFsFF

YYYY



8)初算模数 133221221.3505420.700.01571.71[]117FstFd

KTYYYmz

初选模数1.71mmtm。 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8.3查得1.0AK

-11111

1.712.9217533.30.76ms60100060100060000dnmznv



由参考文献1图8.7得动载荷系数 取1.15vK 考虑到轴的刚性，且齿轮悬臂布置，由参考文献1图8.11得齿向载荷分布系数 取1.17K ６

由参考文献1表8.4得齿间载荷分布系数1.2K，则： 1.01.151.171.21.61AVKKKKK 2)圆整m

33

1.611.711.84mm1.3ttKmmK

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 1.84(110%)~1.84(115%)m 2.02~2.12m

由参考文献1表8.1，圆整取第一系列标准模数3mm。

3)计算传动尺寸 中心距

12()3(17102)178.5mm22mzza



所以 1131751mmdmz

223102306mmdmz

11.05151mmdbd

取251mmbb

因为 12(5~10)mmbb

则160mmb。 四.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：

21

2(1)[]tHEHHKTuZZZbdu

式中：u——齿数比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，1u； ——“+”号用于外啮合齿轮传动，“-”用于内啮合齿轮传动；

EZ——材料弹性系数，根据配对的大，小齿轮的材料有参考文献1表8.5可查得: 189.8EZMPa HZ——节点区域系数，按参考文献1图8.14查取。对于直齿轮，20，由变位系数查得2.45HZ Z——重合度系数，是考虑重合度对齿面接触应力影响的系数。根据端面重合度和