哈尔滨工业大学机械设计大作业齿轮设计.docx

哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目： 齿轮设计 系别：机械设计制造及其自动化班号： XXX 学号：XXXX 姓名： XXX 日期： 2012-12-09 哈 尔 滨 工 业 大 学机 械 设 计 作 业 任 务 书 题目 设计带式运输机中的齿轮传动 设计原始数据：电动机工作功率Pd/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机的转速nw/(r/min)第一级传动比i轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境496010021803年3班室内，有尘一、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式输送机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面。由参考文献1表,6.2查得：小齿轮采用调质处理，齿面硬度为217255HRW，平均硬度为236HRW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差在3050HBW范围内。大、小齿轮均选用8级精度设计。二、初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，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：m32KT1dz12YFYSYF式中 YF齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响YS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T1T1=9.55*106*Pn1P=12Pd式中 1带轮的传动效率2轴承的传动效率由参考文献2，取1=0.96，2=0.99代入上式，得 P=0.96*0.99*4=3.802 kW所以: T1=9.55*106*3.802960/2=75636Nmm 2.齿数的初步确定为了避免根切，选小齿轮z1=17，设计要求齿轮传动比i=9602*100=4.8，故z2=i*z1=81.6，圆整后，取z2=82，此时i=4.823，传动比误差=4.823-4.84.8*100%=0.5%5%可以使用。3.齿宽系数d的确定由参考文献1表6.6，选取齿宽系数d=0.44.重合度系数的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度=1.88-3.2*(1z1+1z2)式中 z1、z2齿数把z1=17 ，z2=82，代入上式得=1.88-3.2*117+182=1.653查参考文献1图6.22得重合度系数Y=0.7。5.载荷系数Kt的确定由于v值未知，Kv不能确定，故可初选Kt = 1.1 1.8 ，这里初选Kt = 1.36.齿形系数和应力修正系数由参考文献1图6.20查得齿形系数YF1=2.95，YF2=2.25由参考文献1图6.21查得应力修正系数YS=1.52，YS=1.787.许用弯曲应力的确定许用弯曲应力：F=FlimYNSF式中 Flim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；SF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=1.25由参考文献1图8.28弯曲疲劳极限应力Flim1=220MPa，Flim2=170MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算N1=60n1aLh式中n1齿轮转速，r/min； a齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数； Lh齿轮的工作寿命，h（小时）代入数值，分别有N1=60*9602*24*365*3=7.569*108N2=N1I=1.579*108由参考文献1图6.32 得，弯曲强度寿命系数 YN1=YN2=1故弯曲应力F1=Flim1YN1SF=176MPaF2=Flim2YN2SF=136MPa8.初算模数m32KT1Ydz12YFYSF解得：m3.18mm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m=4mm初算小齿轮分度圆直径：d1=z1*m=68mm初算大齿轮分度圆直径：d2=z2*m=328mm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6.3查得KA=1.0.齿轮线速度：v=d1n160*1000=1.709m/s由参考文献1查得动载系数Kv=1.04；图6.12查得齿向载荷分布系数K=1.21；由表6.4查得齿间载荷分配系数K=1.2。固载荷系数K=KAKvKK=1.512.对m进行修正m=m3KKt=4.2mm由参考文献1表6.1，圆整取第一系列标准模数4mm3.计算传动尺寸中心距a=m(z1+z2)2=198mm圆整为a=200mm圆整后可取z1=17；z2=83；齿轮理想传动比为i2=4.8；i=4.882；传动比误差=4.882-4.84.8*100%=1.71%5%小齿轮分度圆直径：d1=z1*m=68mm大齿轮分度圆直径：d2=z2*m=332mmb=d*d1=27.2mm取b2=27mm；b1=32mm；四、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da=d1+2*ha=332+2*4=340mm齿根圆直径df=d1-2*hf=332-2*1.25*4=322mm由于200 mmda500 mm，为了减少质量和节约材料，采用锻造腹板式结构。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，此处按照扭矩初算轴径，d9.55*106Pn10.2=C3Pn1式中d轴的直径；P轴传递的功率，kW；n1轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;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=118106，取:C=110P=40.990.970.96=3.688kw所以：d36.613mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d36.613*1+5%=38.444mm按照GB2822-2005的20系列圆整，取d=40 mm。根据GB/T10961990，键的公称尺寸bh=128，轮毂上键槽的尺寸b=12mm，=3.3mm3.齿轮结构尺寸的确定图中，dk=40mm，b=27mm，D1=1.6dk=64mm，D2=da-10m=300mm，l=1.4dk=56mm,C=0.3b=8mmr=0.5C=4mm,D0=0.5D1+D2=182mmd0