1、Harbin Institute of Technology大作業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)課程名稱(chēng)： 機(jī)械設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 院 系： 機(jī)電工程學(xué)院 班 級(jí)： 1208108班 設(shè) 計(jì) 者： 學(xué) 號(hào)： 1208108 指導(dǎo)教師： 設(shè)計(jì)時(shí)間： 2014.11.05 哈爾濱工業(yè)大學(xué)目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1一、選擇齒輪材料、熱處理方式、精度等級(jí) 2二、初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸 22.1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 22.2載荷系數(shù)Kt的確定 32.3齒寬系數(shù)的確定 32.4齒數(shù)的初步確定 32.5齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)32.6重合度系數(shù)的確定 32.7許用彎曲應(yīng)力的確定 42.8初算模數(shù) 4三、計(jì)算傳動(dòng)尺寸 53.1

2、計(jì)算載荷系數(shù) 53.2修正模數(shù) 53.3計(jì)算傳動(dòng)尺寸 53.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 5四、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定 64.1齒輪結(jié)構(gòu)形式的確定 64.2輪轂輪徑得確定 64.3齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定 7五、參考文獻(xiàn) 7哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)任務(wù)書(shū)題目：設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)中的齒輪傳動(dòng) 題號(hào)：5.1.5設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)：帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如圖所示，機(jī)器工作平穩(wěn)、單向回轉(zhuǎn)、成批生產(chǎn)，其他數(shù)據(jù)如表1所示 。表1： 帶式運(yùn)輸機(jī)中傳動(dòng)的已知數(shù)據(jù)方案電動(dòng)機(jī)工作功率/kW電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm/(r/min)工作機(jī)的轉(zhuǎn)速nw/(r/min)第一級(jí)傳動(dòng)比軸承座中心高H/mm最短工作年限工作環(huán)境5.1.537108021703

3、年3班室內(nèi)、清潔一、選擇齒輪材料、熱處理方式、精度等級(jí)帶式輸送機(jī)為一般機(jī)械，且要求成批生產(chǎn)，故毛坯需選用鍛造工藝，大小齒輪均選用45號(hào)鋼，采用軟齒面。由參考文獻(xiàn)1表6.2查得：，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255HBW，平均硬度236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在3050HBW范圍內(nèi)，選用8級(jí)精度。因轉(zhuǎn)速較低故選用直齒圓柱齒輪。二、初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)辇X輪采用軟齒面開(kāi)式傳動(dòng)，主要失效形式是齒面磨損，因此按照齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，考慮磨損的影響將模數(shù)加大10%15%。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式式中齒形系

4、數(shù)，反映了輪齒幾何形狀對(duì)齒根彎曲應(yīng)力的影響應(yīng)力修正系數(shù)，用以考慮齒根過(guò)度圓角處的應(yīng)力集中和除彎曲應(yīng)力以外的其它應(yīng)力對(duì)齒根應(yīng)力的影響。重合度系數(shù)，是將全部載荷作用于齒頂時(shí)的齒根應(yīng)力折算為載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的齒根應(yīng)力系數(shù)許用齒根彎曲應(yīng)力1.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩因?yàn)闉榇竭\(yùn)輸機(jī) 工作時(shí)間每天24小時(shí)，所以K=1.3Pm=Pd/K=3KW式中帶輪的傳動(dòng)效率對(duì)滾動(dòng)軸承的傳遞的功率n1小齒輪轉(zhuǎn)速由參考文獻(xiàn)2，表9.1 取，代入上式，得=2.8512kw所以， 2.載荷系數(shù)的確定由于值未知，不能確定，故可初選 = 1.1 1.8 ，這里初選 = 1.33.齒寬系數(shù)的確定由參考文獻(xiàn)1表6.6，按對(duì)稱(chēng)布

5、置選取，=1.04.齒數(shù)的初步確定為了避免根切，初選小齒輪齒數(shù)為=22 設(shè)計(jì)要求中齒輪傳動(dòng)比i=nmi1nw=7102×80=4.44 則，z2=iz1=4.44×22=97.68，取z2=102 z1和z2雖不互質(zhì)但是不成倍數(shù)關(guān)系仍可以使用。 此時(shí)傳動(dòng)比誤差為： 符合條件。5.齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.20查得齒形系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1圖6.21查得應(yīng)力修正系數(shù)，6.重合度系數(shù)的確定 對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)外嚙合齒輪傳動(dòng)，端面重合度為：式中、齒數(shù)=0.25+=0.25+=0.6907.許用彎曲應(yīng)力的確定 計(jì)入了齒根應(yīng)力修正系數(shù)之后,試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；當(dāng)齒輪雙側(cè)工

6、作時(shí)圖中時(shí)值乘以0.7安全系數(shù),一般為1.25 由參考文獻(xiàn)1圖6.29得：， 大小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)公式為：N=60naLh n齒輪轉(zhuǎn)速，r/min； a齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù),取1 齒輪的工作壽命，h（小時(shí)）查參考文獻(xiàn)1圖6.32得：=184MPa; =135MPa 故=0.02948.初算模數(shù)對(duì)于開(kāi)式齒輪傳動(dòng)，為考慮齒面磨損，要將上式計(jì)算出來(lái)的模數(shù)m后，增大10%15%、增大15%后三、計(jì)算傳動(dòng)尺寸1.計(jì)算載荷系數(shù)K 機(jī)器平穩(wěn)工作，根據(jù)參考文獻(xiàn)1表6.3得： 圖6.7得： 圖6.12得： 表6.4得： 2.修正模數(shù)按參考文獻(xiàn)1表6.1進(jìn)行圓整，取第一系列， m=2.5mm3.計(jì)算傳

7、動(dòng)尺寸中心距b2=b=55mm b1=b+(510)=6065 取b1=60mm4.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 H=ZEZHZ2KT1bd12u+1uH u齒數(shù)比,為102/23 ZE彈性系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表6.5得ZE=189.8MPa ZH節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1圖6.15得ZH=2.5 Z重合度系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1圖6.16得Z=0.875 K、T1、b、值同前 H=ZNHlimSH 由參考文獻(xiàn)1圖6.29查得接觸疲勞極限應(yīng)力：Hlim1=600MPa；Hlim2=390MPa 由參考文獻(xiàn)1圖6.3得壽命系數(shù)ZN1=1.2；ZN2=1.3 安全系數(shù)SH=1.0 則 ： 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 即滿(mǎn)足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。四、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定1.齒輪結(jié)構(gòu)形式的確定 齒頂圓直徑為：為了減少質(zhì)量和節(jié)約材料，采用鍛造腹板式（模鍛）結(jié)構(gòu)。2.輪轂輪徑得確定 大齒輪輪轂孔徑是根據(jù)與孔相配合的軸徑確定，此處按照扭矩初算軸徑 d軸的直徑，mm； P軸傳遞的功率，kW；n軸的轉(zhuǎn)速，r/min;許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，MPa;C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表9.4取C=118本方案中，軸頸上有一個(gè)鍵槽，應(yīng)將軸徑增大5%，即d38.83×（1+5%）=40.77mm按照GB2822-2005的20系列圓整，取d=42mm根據(jù)GB/T10962003，鍵的公稱(chēng)尺寸，輪轂上鍵槽的尺寸b=12mm，=3.3mm。3.齒輪結(jié)構(gòu)尺寸得確定 圖中，；b=55mm 取68mm ;D2da-10m=260-25235mm ,取L=55mm 16.5mm,取