齿轮传动设计-哈工大机械设计

1、机械设计大作业说明书大作业名称：设计题目：5.1.2班级：1208108设计者：学号：指导教师：吴伟玉、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 卫一、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X3. 设计原始数据机器工作平稳，单向回转，成批生产万案Pd (KW)nm (r / min)nw(r /min)h轴承座中 心高H ( mm)最

2、短工作 年限L工作环境5.1.2496010021803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217225HBW平均硬度236HBW大齿轮正火处理齿面硬度为162217HBW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。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 丫系列三相异步电动 机的型号及相关数据选择可选择 Y132S-6

3、。可查得轴径为38mm长为80mm2. 计算传动装置的总传动比I并分配传动比I I9609.60总传动比：nw 100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：II1I2故第二级齿轮传动的传动比为:I I2II964.80 o23、传动装置各轴的运动参数(1) 、各轴转速电动机轴nm =960r/mIn=nm/ I 1=480r/mIn=n / 12 =100r/mIn卷筒轴=100r/mIn(2) 、各轴输入功率电动机轴 P=4KWP11P其中1-V带传动效率，由参考文献【2】表9.1，有1=0.96 ;代入数据：P 4 0.963.84kW

4、轴P pi 2 3其中 2 -齿轮传动效率，由参考文献【2】表9.1有2 =0.97 ;3 -轴承传动效率，由参考文献【2】表9.1有3=0.98 ;代入数据有：Pn P 233.84kW0.970.983.65kW卷轴筒 P3 4P由参考文献【2】表9.1有40.99 ;代入数据有：Pm Pn 343.65kW0.980.993.542kW(3) 、各轴的转矩电动机轴的输出转矩6 Fd64Td 9.55 10 9.55 10N mm 39791.67 N mmnm960轴 T Td 1i1 39791.67 0.96 2N mm 7.64 104N mm轴 Tn Ti 2 3 i2 7.64

5、 104N mm 0.97 0.98 4.8 3.486 105N mm5卷筒轴 T皿 Tn 3 4 i3 3.486 10 N mm 0.98 0.99 13.382 105N mm上述计算结果如下表。轴号功率P/kW转矩T /(N mm)转速n / (r / min)传动比i效率电动机轴439791.6796020.96I轴3.847.64 1044804.80.95II轴3.653.486 105100卷筒轴3.54253.382 1010010.97四、初步计算传动主要尺寸因此初步确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,定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要

6、参数和尺寸。齿根弯曲疲劳强度设计公式2口 YfYm 32V dZ2 b式中YF 齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力F的影响X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。丫 一一重合度系数，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许用齿根弯曲应力1小齿轮传递的转矩Ti由上一步可知：丁 Td 需 39791.67 0.96 2N mm 7.64 104N mm2载荷系数Kt的确定设计时，Kt = 1.1-1.8，本题初选选 Kt = 1.33齿宽系数d的确定初步设计齿轮在轴承上为非对称布置，软齿

7、面，由参考文献1表6.6,选取齿宽系数d 1.04齿数的初步确定初选小齿轮召=21设计要求中齿轮传动比nmiinw9604.82 100Z2 i zi 4.8 21100.8圆整后，取Z2101此时传动比误差4.8101100%i214.8| 0.198%5%5.齿形系数Yf和应力修正系数 Ys由参考文献1图6.20查得齿形系数 Yf1=2.73，Yf2=2.21由参考文献1图6.21查得应力修正系数 Ys1=1.55，Ys2=1.826.重合度系数Y的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中1.88 3.2（-齿数把 z121, z2101，代入上式得1.88 3.2（丄Z1丄）1.88Z

8、23.2 （丄）1.7021 101根据经验公式,确定Y 0.250.750.25 0750.701.707.许用弯曲应力的确定式中fYnf limSfF lim 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;当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7SF 安全系数;SF =1.25与疲劳点蚀相比，断齿的后果要严重一些。所以，一般取由参考文献1图6.29弯曲疲劳极限应力Fliml 240MPa， Flim2 180MPa由参考文献1表6.7，取安全系数SF1.25小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算Ni 60 niaLh式中ni齿轮转速，r/min ；a齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次

9、数；Lh 齿轮的工作寿命，h （小时）代入数值，分别有N160maLh60n waLhi160 960 1 250 3 2425.184108由参考文献1图6.32得，弯曲强度寿命系数Yn1Yn21.0故弯曲应力F1 Yn1 Flim1 10 240 192MPaSf1.25F2YN2 Flim2Sf1.0 1801.25144M Pa丫尸1论1F12.73 1.551920.0220丫F2Ys2F22.21 1.821440.0279丫丫fmaxYf2Ys2 Yf1Ys1 f2， f1所以8初算模数2KY YfYsmt丫 dZ1F对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损, 故3 2 1.3 7560

10、4.17 0.70 1.0 2120.02792.966要将上式计算出来的模数 m后，增大10%15%，YfKyf2Ys20.0279F1F 2m 2.966 (1 15%)3.410五、计算传动尺寸1表 6.3 查得 KA 1.01计算载荷系数K设计要求机器工作平稳，由参考文献d1n1mZiRi3.410 21 960/2 ./v J口1.799m/s60 1000 60 1000 60 1000由参考文献1图6.7得动载荷系数Kv 1.08由参考文献16.12得齿向载荷分布系数K 1.1由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K 1.1，则K KAKvK K1.0 1.08 1.1 1.11

11、.307K值与初取的Kt=1.3差距很小，不须修正2修正mmm3K:Kt3.410 3 j3073.416V 1.3由参考文献1表6.1，圆整取第二系列标准模数m=3.53.计算传动尺寸中心距3.5 (21 101)213.5mm所以di mzi 3.5 2173.5mmd2 mz23.5 101353.5mmb d 41.0 73.573.5b2 b 74mm,b1 d (5 10) mm 80mm六、大齿轮结构尺寸的确定500mm1齿轮结构型式的确定齿顶圆直径 da d2 2ha (Z22)m(1012) 3.5360.5mm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

12、毂孔径是根据与孔相配合的轴径确定，按扭矩初算轴径，9.55 106 P d寸n c甘 0.2式中d轴的直径；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/mi n;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=118106，取C=118 ,所以9.55 106 P3.84118 3V 10039.810mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大 5%,即d 39.810 (1 5%)41.800mmb=12mm按照GB2822-81的Ra 20系列圆整，取d=40mm 。根据GB/T1096 1990，键的公称尺寸 b h 12 8，轮毂上键槽的尺寸t13.3mm3.齿轮结构尺寸的确定冲*45中自由锻d 40mm， b 74mmD11.6d1.6 40 64mmD2da 10m360.5 10 3.5 325.5mm 取 326mmL (1.2 1.5)d取L 1.5d 60mm取 74mmc (0.2 0.3)b取 c 0.25b18.5mm，取 19mmr 0.5