齿轮传动

目录

一 任务书………………………………………………1

二 选择齿轮材料、热处理方式、精度等级…………1

三 初步计算传动主要尺寸……………………………1

四 计算传动尺寸………………………………………4

五 大齿轮结构尺寸的确定……………………………5

六 参考文献……………………………………………7

一、题目：设计带式运输机中的齿轮传动

带式运输机工作平稳、单向回转、成批生产，其它数据见下表。 方案 电动机工作功率Pd/W 电动机满载转速nm/(r/min) 5.1.3 3 960 工作机的转速nw/(r/min) 110 2 180 5年2班 室外、有尘 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 二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级

考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢,采用软齿面。 由文献[1]表8.2得：

小齿轮调质处理，齿面硬度为217～255HBW，平均硬度为236HBW； 大齿轮正火处理，齿面硬度为162～217HBW，平均硬度为190HBW。 大、小齿轮齿面硬度差为46HBW，在30～50HBW范围内，选用8级精度。

三、初步计算传动主要尺寸

根据齿轮传动的设计准则，对于开式齿轮传动，齿面磨损是其主要失效形式，通常按齿根弯曲疲劳强度进行设计。按齿根弯曲疲劳强度进行校核计算的公式为：

m≥3参数说明:

YF——齿形系数，反映轮齿几何形状对齿根弯曲应力σF的影响。

YS——应力修正系数，用心考虑齿轮过渡圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对影响。

Yε——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。 [σ]F——许用齿根弯曲应力。

2KT1YFYSYdz21F

1小齿轮传递的转矩T1

T1=9.55×10×

P1=η1η2Pm

式中 η1——带轮的传动效率 η2——对滚动轴承传递的效率

由参考文献[2]，取η1=0.96，η2=0.99，代入得，

6

P1n1

T1=9.55×10×

6

0.960.993960/2=56727.000N·mm

2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=1.4。

3齿宽系数φd的确定

由参考文献[1]表8.6，选取齿宽系数φd=0.3(悬臂布置)。

4齿数的初步确定

初选小齿轮z1=17 设计要求中齿轮传动比i=

nmi1nw=

9602110=4.3,故

z2=iz1=4.3×17=74.182

圆整后，取z2=74,此时传动比误差

ε=

ii0i×100% =

4.374/174.3×100% = 0.253% < 5%

5齿形系数YF和应力修正系数YS

由参考文献[1]图8.19得

齿形系数YF1=2.95,YF2=2.15

由参考文献[1]图8.20得

应力修正系数YS1=1.52,YS2=1.86

6重合度系数Yε的确定

对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度

ε

α

=1.88-3.2（

1z11z2）

式中 z1、z2——分别为主、从动轮的齿数； 将z1=17,z2=74代入得

ε

根据经验公式，确定

Yε=0.25+

0.75α

=1.88-3.2（

117174）=1.9

=0.25+

0.751.9=0.705

7许用弯曲应力的确定

[]FYNFlimSF

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；

当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7

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SF=1.25

由参考文献[1]图6.29弯曲疲劳极限应力

Flim1230MPa，Flim2170MPa

由参考文献[1]表8.7，取安全系数SF1.25 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算

N160n1aLh

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； Lh ——齿轮的工作寿命，h（小时）

代入数值，有

N160n1aLh60nwaLhi1609601300516286.912108

8N2N1i6.912104.361.58510

由参考文献[1]图8.32 得，弯曲强度寿命系数YN1YN21.0 故弯曲应力

[]F1/MPaYN1Flim1SFYN2Flim2SF1.02301.251.01701.25184

[]F2/MPa136

YF1Ys1[]F1YF2Ys2[]F2YFYs[]F2.951.521842.221.781360.0244

0.0291

所以 YF2Ys2[]F2=0.0291

8初算法向模数

mt32KT1Ydz12YFYs[]F321.4567270.7050.31720.02913.350

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增大10%～15%，故

mt ≥ 3.350(1+15%)=3.852

四 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[2]查得KA=1.0，

v/(ms)1d1n1601000mz1n16010003.143.85217960/2600001.5

由参考文献[1]图8.7得载荷系数Kv=1.16

由参考文献[1]图8.11得齿向载荷分布系数Kβ=1.1((悬臂布置) 由参考文献[1]表8.4得齿间载荷分布系数Kα=1.1，则

KKAKVKK1.01.11.161.11.404

K值与初选的Kt=1.4差距很小，不须修正。

2修正m

m/mmmtK3Kt3.85231.4041.43.856

由参考文献[1]表8.1，圆整取第一系列标准模数m=4

3计算传动尺寸

中心距 a/mm故

d1/mmmz141768m(z1z2)24(1774)2182

d2/mmmz2474296bdd10.36820.4

取

b2b20.4mm

b176mm

五 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d22ha(z22)m(742)4304mm500mm，

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

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，

9.5510d36PnC3Pn0.2[]

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10.2查得C=118～106，取C=118，

所以，

9.5510d36PnC3Pn11832.8511034.92mm

0.2[]本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即

d34.92×（1+5%）=36.67mm＞32.1

按照GB2822-81的Ra20系列圆整，取d=38mm 。

根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸bh=108，轮毂上键槽的尺寸b=10mm，

t1=3.3mm。

3齿轮结构尺寸的确定

图中

dk=38mm;b=20.4mm

D1≈1.6dk=1.6×38=60.8mm;D2≈da－10m=304－10×4=2mm; D0≈0.5(D1+D2)=0.5×(60.8+2)=162.4，取D0=163mm; d0≈0.25(D2—D1)=0.25×(2—60.8)=50.8，取d0=50mm;

δ=(2.5～4)m=10～16,取δ=16mm; C=(0.2～0.3)b=4.08～6.12,取C=6mm; l≈(1.2～1.5)dk=45.6～57，取l=50mm;

r=0.5C=0.5×6=3mm;

六 参考文献

1 王黎钦，陈铁鸣主编，机械设计，第5版 . 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010 2 王连明，宋宝玉主编， 机械设计课程设计，第4版 . 哈尔滨：哈尔滨工业大学，2010