哈工大机械设计齿轮传动设计5.1.5说明书完整版

1、Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称： 机械设计 设计题目： 齿轮传动设计 院 系： 机电工程学院 班 级： 1208108班 设 计 者： 学 号： 1208108 指导教师： 设计时间： 2014.11.05 哈尔滨工业大学目 录设计任务书 1一、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 2二、初步计算传动主要尺寸 22.1小齿轮传递的转矩T1 22.2载荷系数Kt的确定 32.3齿宽系数的确定 32.4齿数的初步确定 32.5齿形系数和应力修正系数32.6重合度系数的确定 32.7许用弯曲应力的确定 42.8初算模数 4三、计算传动尺寸 53.1

2、计算载荷系数 53.2修正模数 53.3计算传动尺寸 53.4校核齿面接触疲劳强度 5四、大齿轮结构尺寸的确定 64.1齿轮结构形式的确定 64.2轮毂轮径得确定 64.3齿轮结构尺寸的确定 7五、参考文献 7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 题号：5.1.5设计原始数据：带式运输机的传动方案如图所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据如表1所示 。表1： 带式运输机中传动的已知数据方案电动机工作功率/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机的转速nw/(r/min)第一级传动比轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境5.1.537108021703

3、年3班室内、清洁一、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217255HBW，平均硬度236HBW；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为46HBW，在3050HBW范围内，选用8级精度。因转速较低故选用直齿圆柱齿轮。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，因此按照齿根弯曲疲劳强度进行设计，考虑磨损的影响将模数加大10%15%。齿根弯曲疲劳强度设计公式式中齿形系

4、数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响应力修正系数，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。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许用齿根弯曲应力1.小齿轮传递的转矩因为为代式运输机 工作时间每天24小时，所以K=1.3Pm=Pd/K=3KW式中带轮的传动效率对滚动轴承的传递的功率n1小齿轮转速由参考文献2，表9.1 取，代入上式，得=2.8512kw所以， 2.载荷系数的确定由于值未知，不能确定，故可初选 = 1.1 1.8 ，这里初选 = 1.33.齿宽系数的确定由参考文献1表6.6，按对称布

5、置选取，=1.04.齿数的初步确定为了避免根切，初选小齿轮齿数为=22 设计要求中齿轮传动比i=nmi1nw=7102×80=4.44 则，z2=iz1=4.44×22=97.68，取z2=102 z1和z2虽不互质但是不成倍数关系仍可以使用。 此时传动比误差为： 符合条件。5.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，由参考文献1图6.21查得应力修正系数，6.重合度系数的确定 对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度为：式中、齿数=0.25+=0.25+=0.6907.许用弯曲应力的确定 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

6、作时图中时值乘以0.7安全系数,一般为1.25 由参考文献1图6.29得：， 大小齿轮应力循环次数公式为：N=60naLh n齿轮转速，r/min； a齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数,取1 齿轮的工作寿命，h（小时）查参考文献1图6.32得：=184MPa; =135MPa 故=0.02948.初算模数对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将上式计算出来的模数m后，增大10%15%、增大15%后三、计算传动尺寸1.计算载荷系数K 机器平稳工作，根据参考文献1表6.3得： 图6.7得： 图6.12得： 表6.4得： 2.修正模数按参考文献1表6.1进行圆整，取第一系列， m=2.5mm3.计算传

7、动尺寸中心距b2=b=55mm b1=b+(510)=6065 取b1=60mm4.校核齿面接触疲劳强度 H=ZEZHZ2KT1bd12u+1uH u齿数比,为102/23 ZE弹性系数，由参考文献1表6.5得ZE=189.8MPa ZH节点区域系数，由参考文献1图6.15得ZH=2.5 Z重合度系数，由参考文献1图6.16得Z=0.875 K、T1、b、值同前 H=ZNHlimSH 由参考文献1图6.29查得接触疲劳极限应力：Hlim1=600MPa；Hlim2=390MPa 由参考文献1图6.3得寿命系数ZN1=1.2；ZN2=1.3 安全系数SH=1.0 则 ： H1=1.2×

8、6001.0=720MPa； H2=1.3×3901.0=507MPa 故H= H2=507MPa H=ZEZHZ2KT1bd12u+1u=189.8×2.5×0.875×2×1.223×76701.327.6×9224.435+14.435=411.89MPaH 即满足齿面接触疲劳强度。四、大齿轮结构尺寸的确定1.齿轮结构形式的确定 齿顶圆直径为：为了减少质量和节约材料，采用锻造腹板式（模锻）结构。2.轮毂轮径得确定 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 d轴的直径，mm； 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，由参考文献1表9.4取C=118本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d38.83×（1+5%）=40.77mm按照GB2822-2005的20系列圆整，取d=42mm根据GB/T10962003，键的公称尺寸，轮毂上键槽的尺寸b=12mm，=3.3mm。3.齿轮结构尺寸得确定 图中，；b=55mm 取68mm ;D2da-10m=260-25235mm ,取L=55mm 16.5mm,取