哈工大机械设计大作业四——5.1.5

Harbin Institute of Technology 大作业设计说明书大作业设计说明书 课程名称 课程名称 机械设计机械设计 设计题目 设计题目 齿轮传动设计齿轮传动设计 院院 系 系 班班 级 级 设设 计计 者 者 学学 号 号 指导教师 指导教师 设计时间 设计时间 哈尔滨工业大学 哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书 题目 齿轮传动设计 题号 5 1 5 设计原始数据 带式运输机的传动方案如下图所示 机器工作平稳 单向回转 成批生产 电动机工作功率为 3kW 电动机满载转速为 710r min 工作机的转速为 80r min 第一级传动比 2 轴承座中心高为 170mm 最短工作年限为 3 年 3 班 工作环境为室内 清洁 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 5Pd 3kW nm 710 r min nw 80 r min i1 2H 170 mm 3 年 3 班 室内 清洁 目 录 一 设计题目 1 二 选择电动机 1 三 普通 V 带轮的传动设计 2 四 带轮结构设计 4 五 参考文献 5 一 设计任务一 设计任务 原始数据如下 有冲击 室外工作 有尘环境 机器成批生产 案 Pd KW min m nr min w nr 1 i 轴承座中 心高 H mm 最短工作 年限 L 工作环境 5 1 537108021703 年 3 班室内 清洁 二 选择齿轮材料 热处理方式 精度等级二 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 故毛坯需选用锻造工艺 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 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 在 30 50HBS 范围内 选用 8 级精度 三 初步计算传动主要尺寸三 初步计算传动主要尺寸 因为齿轮采用软齿面开式传动 轮传动的主要失效形式是齿面磨损 齿面不会发生疲 劳点蚀 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 1 3 2 1 2 Fs dF Y YYKT m z 式中 齿形系数 反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响 F Y F 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 s Y 应力对齿根应力的影响 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Y 啮合区上界点时的齿根应力系数 许用齿根弯曲应力 F 1 小齿轮传递的转矩小齿轮传递的转矩 1 T 6 1 1 1 9 55 10 P T n 112m PP 因为为代式运输机 工作时间每天 24 小时 所以 K 1 3 Pm Pd K 2 3 式中 带轮的传动效率 1 对滚动轴承的传递的功率 2 由参考文献 2 表 9 1 取 代入上式 得 1 0 96 2 0 99 112m PP kwkw19 22 399 096 0 所以 mmN n P T 58914 1 355 2 19 1055 91055 9 6 1 1 6 1 2 载荷系数载荷系数的确定的确定 t K 由于值未知 不能确定 故可初选 1 1 1 8 这里初选 1 3v v K t K t K 3 齿宽系数齿宽系数的确定的确定 d 由参考文献 1 表 6 6 选取齿宽系数1 0 d 4 齿数的初步确定齿数的初步确定 为了避免根切 选小齿轮 24 1 z 设计要求中齿轮传动比 4 44 故36 4 i 4 44 24 106 6 87 12 izz 圆整后 取 107 此时传动比误差 2 z 5 41 0 100 44 4 24 107 44 4 100 0 i ii 5 齿形系数齿形系数和应力修正系数和应力修正系数 F Y s Y 由参考文献 1 图 6 20 查得 齿形系数 2 68 2 2575 2 1 FY 2 2 22 F Y 由参考文献 1 图 6 21 查得 应力修正系数 1 57 Ys2 1 75 1 8555 1 1s Y 6 重合度系数重合度系数的确定的确定Y 对于标准外啮合齿轮传动 端面重合度 式中 齿数 1 z 2 z 把 20 87 代入上式得 1 z 2 z 72 1 107 1 24 1 2 388 1 2 11 2 388 1 1 zz 根据图 6 22 确定 68 0 Y 7 许用弯曲应力的确定许用弯曲应力的确定 lim NF F F Y S 式中 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 limF 当齿轮双侧工作时图中时值乘以 0 7 安全系数 F S 与疲劳点蚀相比 断齿的后果更为严重 所以 一般取 1 25 F S 由参考文献 1 图 6 29 f b 弯曲疲劳极限应力 230 170MPaFim1501 MPaFim1502 由参考文献 1 表 6 7 取安全系数1 25 F S 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算 11 60 h Nn 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 齿轮的工作寿命 h 小时 h L 代入数值 分别有 8 11103 8343 825030 13556060 haLnN 7 8 1 2108 64 4 44 103 834 i N N 由参考文献 1 图 6 32 得 弯曲强度寿命系数 12 1 0 NN YY 12 11 1 883 2 zz 故弯曲应力 184Mpa 1F 136Mpa 2F 2290 0 841 75 12 68 1 11 F sFYY 3060 0 136 85 125 2 2 22 F sFYY 所以 0 0306 22 2 FsFs FF Y YY Y 8 初算模数初算模数 2 3523060 0 240 1 68 058914 13 12 2 3 2 3 1 1 2 F SF d t YY z YkT m 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 7 2 151 352 2 tm 四 计算传动尺寸四 计算传动尺寸 1 计算载荷系数计算载荷系数 K 设计要求机器工作平稳 由参考文献 1 表 6 3 查得1 0 A K sm nmznd smv 1 2 100060 355242 714 3 100060100060 1111 由参考文献 1 图 6 7 得动载荷系数02 1 vk 由参考文献 1 图 6 12 得齿向载荷分布系数15 1 k 由参考文献 1 表 6 4 得齿间载荷分布系数 则1 1K 2903 10 11 115 102 1 kkkkkvA K 值与初取的 1 3 差距很小 不须修正 t K 2 修正修正 m mm k k mmmm t t69 2 3 1 2903 1 7 2 3 3 由参考文献 2 表 6 1 圆整取第一系列标准模数 3 3 计算传动尺寸计算传动尺寸 中心距mm zzm mma96 51 2 10724 3 2 21 所以 mmmzmmd72243 11 mmmzmmd3211073 22 mmdbd720 11 取b2 b 72 b1 b 5 10 77 82 取 80 五 大齿轮结构尺寸的确定五 大齿轮结构尺寸的确定 1 齿轮结构型式的确定齿轮结构型式的确定 齿顶圆直径 mm500 3273 2107 2 2 22mmmmmzhddaa 为了减少质量和节约材料 采用锻造腹板式 模锻 结构 2 轮毂孔径的确定轮毂孔径的确定 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 6 9 55 10 33 0 2 P P n dC n 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 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 118 106 取 C 118 所以 mm n P Cd5 63 80 91 2 1183 3 本方案中 轴颈上有一个键槽 应将轴径增大 5 即 d35 6 1 5 37 34mm 按照 GB2822 2005 的20 系列圆整 取 d 40mm a R 根据 GB T1096 2003 键的公称尺寸 轮毂上键槽的尺寸812 hb b 12mm 3 3mm 0 2 0 1 t 3 齿轮结构尺寸的确定齿轮结构尺寸的确定 图中 mmdk40 mmdD k646 11 D 分度 mz 107X3 321mm Ha 3X1 3mm Da 321 3X2 327mm D2 da 10m 327 30 297mm 取 180mm mmmmDDD5 180 29764 5 0 5 0 210 0 D 取 58mm mmmmDDd25 58 64297 25 0 25 0 120 0 d 取 10mm mmm