机械设计大作业齿轮传动设计513

0 哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学 机械设计作业设计计算说明书机械设计作业设计计算说明书 题目 齿轮传动设计 院系 班号 姓名 学号 日期 2013 11 15 1 哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书 题目题目 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 方案 电动机工作功 率 P 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 i1 轴承座中 心高 H mm 最短工 作年限 工作环境 2 5 1 339601102180 5 年 2 班 室外 有 尘 一 选择齿轮材料 热处理方式和精度等级一 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 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 在 30 50HBS 范围内 选用 8 级精度 二 初步计算传动主要尺寸二 初步计算传动主要尺寸 齿轮采用软齿面开式传动 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 112 PP 式中为带轮的传动效率 1 为一对滚动轴承的传递的功率 2 3 由参考文献 2 取 代入上式 得 1 0 96 2 0 99 112 0 96 0 99 32 8512PPkW 66 1 1 1 2 8512 9 55 109 55 1056727 960 2 P TN mm n 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 4v 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 软齿面悬臂布置选取齿宽系数0 4 d 4 齿数的初步确定齿数的初步确定 初选小齿轮 17 1 z 设计要求中齿轮传动比 故 1 960 4 3636 2 110 m w n i i n 21 4 3636 1774 1812ziz 圆整后 取 74 此时传动比误差 2 z 0 4 363674 17 100 100 0 2443 5 4 3636 ii i 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 1 2 95 F Y 2 2 24 F Y 由参考文献 1 图 6 21 查得 应力修正系数 1 1 52 s Y 2 1 76 s 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 12 11 1 883 2 zz 把 17 74 代入上式得 1 z 2 z 4 12 1111 1 883 2 1 883 2 1 6485 1774zz 根据经验公式 确定 0 750 75 0 250 250 7050 1 6485 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 当 limF 齿轮双侧工作时图中时值乘以 0 7 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 F S 由参考文献 1 图 6 29 b f 查得弯曲疲劳极限应力 lim1 230 F MPa lim2 170 F MPa 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 为齿轮转速 r min A 为齿轮转一周 同一侧齿面啮合的次数 为齿轮的工作寿命 h 小时 h L 代入数值 分别有 8 11 1 6060 960 1 250 5 2 8 605 7600 10 2 wh h n aL Nn aL i 8 8 1 2 5 7600 10 1 3200 10 4 3636 N N i 由参考文献 1 图 6 31 得 弯曲强度寿命系数 12 1 0 NN YY 故弯曲应力 1lim1 1 1 0 230 184 1 25 NF F F Y MPa S 5 2lim2 2 1 0 170 136 1 25 NF F F Y MPa S 11 1 2 95 1 52 0 0244 184 Fs F Y Y 22 2 2 24 1 76 0 0290 136 Fs F Y Y 所以 22 2 0 0290 FsFs FF Y YY Y 8 初算模数初算模数 1 3 3 22 1 22 1 4 56727 0 7050 0 02903 0399mm 0 4 17 Fs t dF KTYY Y m z 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 3 0399 1 15 3 4959mm t m 三 计算传动尺寸三 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 1 11 1 3 4959 17 960 2 1 4936m s 60 100060 100060000 d nmz n v 由参考文献 1 图 6 7 得动载荷系数1 10vK 由参考文献 1 图 6 12 得齿向载荷分布系数1 11K 由参考文献 1 表 6 4 得齿间载荷分布系数 则1 1K 1 0 1 10 1 11 1 11 3431 Av KK K K K 2 修正修正 m 3 3 1 3431 3 49593 4479mm 1 4 t t K mm K 由参考文献 1 表 6 1 圆整取第一系列标准模数4mmm 3 计算传动尺寸计算传动尺寸 中心距 6 12 4 1774 182mm 22 m zz a 所以 11 4 1768mmdmz 22 4 74296mmdmz 1 0 4 6827 2mm d bd 取 又 取 2 28mmbb 12 5 10 mmbb 1 35mmb 四 大齿轮结构尺寸的确定四 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 22 2 2 742 4304500 aa ddhzmmmmm 为了减少质量和节约材料 采用锻造腹板式齿轮结构 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 3 3 9 55 10 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 2 3 0 990 96 0 972 7380PkW 所以 6 3 33 9 55 10 2 7380 11834 4531mm 0 2 110 P P n dC n 本方案中 轴颈上有一个键槽 应将轴径增大 5 即 34 4531 1 536 1758m md 按照 GB2822 1981 的20 系列圆整 取 a R40mmd 7 根据 GB T1096 1990 键的公称尺寸 轮毂上键槽的尺寸 12 8b h b 12mm 3 3mm 1 t 3 齿轮结构尺寸的确定齿轮结构尺寸的确定 图 2 锻造腹板式齿轮结构 由参考文献 1 图 6 45 得 40 h dmm 28bmm 1 1 61 6 4064 h Ddmm 2 10304 10 4264 a Ddmmm 012 0 5 0 5 64264 164DDDmm 021 0 25 0