1、Harbin Institute of Technology大作業設計說明書課程名稱：機械設計設計題目：齒輪傳動設計院 系：班 級：設計者：學 號：指導教師：設計時間：哈爾濱工業大學哈爾濱工業大學機械設計作業任務書題目：齒輪傳動設計題號：5.1.5設計原始數據：帶式運輸機的傳動方案如下列圖所示,機器工作平穩、單向回轉、成批生產. 電動機工作功率為3kW電動機滿載轉速為710r/min ,工作機的轉速為80r/min , 第一級傳動比2,軸承座中央高為170mm最短工作年限為3年3班,工作環境 為室內、清潔.萬案電動機 工作功 率電動機 滿載轉 速工作機 的轉速第一級 傳動比軸承座 中央高最短工

2、 作年限工作環 境5.1.5Pd =3kWnm=710 r/mi nnw=80 r/mi nii=2H=170 mm3年3班室內、清 潔目錄一、設計題目 1二、選擇電動機1三、普通V帶輪的傳動設計 2四、帶輪結構設計 4五、參考文獻5、設計任務原始數據如下:有沖擊,室外工作,有塵環境,機器成批生產案Pd( KW)n m(r/mi n)nw(r / min)i1軸承座中 心高H ( mm)最短工作 年限L工作環境5.1.537108021703年3班室內、清潔、選擇齒輪材料、熱處理方式、精度等級帶式輸送機為一般機械,且要求成批生產,故毛坯需選用鍛造工藝,大小齒輪均選用 45號鋼,采用軟齒面.由參

3、考文獻1表6.2查得：小齒輪調質處理,齒面硬度為217255HBS,平均硬度236HBS;大齒輪正火處理,齒面硬度 162217HBS,平均硬度190HBS大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBS,在3050HBS范圍內,選用 8級精度.三、初步計算傳動主要尺寸由于齒輪采用軟齒面開式傳動,輪傳動的主要失效形式是齒面磨損, 齒面不會發生疲勞 點蝕,因此初步確定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸.齒根彎曲疲勞強度設計公式m 3 啤 YYYV dZ2 F式中YF 齒形系數,反映了輪齒幾何形狀對齒根彎曲應力F的影響X應力修正系數,用以考慮齒根過度圓角處的應力集中和除彎曲應力以外的其它 應力對齒根

4、應力的影響.Y 重合度系數,是將全部載荷作用于齒頂時的齒根應力折算為載荷作用于單對齒 嚙合區上界點時的齒根應力系數F許用齒根彎曲應力1. 小齒輪傳遞的轉矩T,6 PT,9.55 106 ni由于為代式運輸機工作時間每天24小時,所以K=1.3Pm=Pd/K=2.3式中i帶輪的傳動效率2 對滾動軸承的傳遞的功率由參考文獻2,表9.1取i 0.96,20-99,代入上式,得R 1 2僉0. 960. 992.3kw2. 19kw所以,P12.19T19.551069. 5510658914.1N.mmn13552載荷系數Kt確實定由于V值未知,Kv不能確定,故可初選Kt = 1.1 1.8,這里初

5、選Kt = 1.33. 齒寬系數d確實定由參考文獻1表6.6,選取齒寬系數d 1.04. 齒數的初步確定為了防止根切,選小齒輪 乙=24,故! 4.44*24=106.6設計要求中齒輪傳動比i 4.36！ 4.44,Z2 Z1 i 87圓整后,取Z2=107,此時傳動比誤差10C%0.41%<5%i i 0“4. 44 - 107 / 24100%i4.445. 齒形系數YF和應力修正系數Ys由參考文獻1圖6.20查得齒形系數 Yf1 2.75! 2.68 ,*22.22 !2.25由參考文獻1圖6.21查得應力修正系數 怡 1. 55!1.57,YS2=1.75! 1.856.重合度系

6、數丫確實定對于標準外嚙合齒輪傳動,端面重合度1 1 1.88 3.2()ZiZ2式中 乙、Z2 齒數把Z| = 20, Z2 = 87,代入上式得由參考文獻1圖6.32得,彎曲強度壽命系數YN1YN21.01.883.2；-Zi1.883. 2 (丄241而)1. 72根據圖6.22,確定Y 0.687.許用彎曲應力確實定fYnF limSF式中f lim 計入了齒根應力修正系數之后,試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限應力;當齒輪雙側工作時圖中時值乘以0.7Sf 平安系數；與疲勞點蝕相比,斷齒的后果更為嚴重.所以,一般取SF =1.25由參考文獻1圖6.29 f、 b彎曲疲勞極限應力Fim1150MP

7、a !230, 麗2150MPa!170由參考文獻1表6.7,取平安系數SF 1.25小齒輪與大齒輪的應力循環次數可按下式計算N160 nLh式中 n齒輪轉速, r/mi n ;a齒輪轉一周,同一側齒面嚙合的次數；Lh 齒輪的工作壽命,h 小時代入數值,分別有N160n1aL60 355 1.03250 8* 33.834108N28N13.834108.64107i4.44故彎曲應力Fi=184Mpa所以8初算模數F2 =i36MpaYF1YS12.681.570.0229F1184YF2YS22. 251.850.0306F2136空竺=0.0306F F2由參考文獻1表6.4得齒間載荷分

8、布系數K 1.1,那么2kTY2dZiYYSF21.358914.10.681.02420. 03062.352對于開式齒輪傳動, 故為考慮齒面磨損,要將上式計算出來的模數m 后,增大 10%15%,m 2.352 (115%)2. 7四、計算傳動尺寸1.計算載荷系數K設計要求機器工作平穩,由參考文獻1表6.3查得KA 1.0v /( m/ s)dm1mzm60 1000 60 10003. 142.72435560 10001.2 m/ s由參考文獻1圖6.7得動載荷系數kv1.02由參考文獻1圖6.12得齒向載荷分布系數k 1. 15kkAvkk1.02 1.15 1. 1 1.01.29

9、03K值與初取的Kt = 1.3差距很小,不須修正2修正m2. 69mmmmm 曜 2.7 3普03由參考文獻2表6.1,圓整取第一系列標準模數 33.計算傳動尺寸n(z1z2)3 (24 107)中央距a(mr)196.5 mm2 2所以di( mmmz<32472mmd2 mn)mN3107321mmbdd 11.072mm取b2=b=72b仁b+(510)=7782取 80五、大齒輪結構尺寸確實定1.齒輪結構型式確實定齒頂圓直徑da d22 ha (Z22)m (1072)3mm 327mmc500mm為了減少質量和節約材料,采用鍛造腹板式(模鍛)結構.2. 輪轂孔徑確實定大齒輪輪

10、轂孔徑是根據與孔相配合的軸徑確定,此處根據扭矩初算軸徑,(9.55 106P d 3 0.2 C式中d軸的直徑；軸剖面中最大扭轉剪應力,MPa;P軸傳遞的功率,kW;n軸的轉速, r/mi n;許用扭轉剪應力,MPa;C由許用扭轉剪應力確定的系數；根據參考文獻1表9.4查得C=118106,取C=118,所以,d C 3 P1183 2. 1935.6 mmYn 80本方案中,軸頸上有一個鍵槽,應將軸徑增大5%,即d 35.6 X( 1+5%) =37.34mm根據GB2822-2005的Ra 20系列圓整,取d=40mm.根據GB/T1096 2003,鍵的公稱尺寸 b h 12 8,輪轂上鍵槽的尺寸 b=12mm,右=3.3mm ！ ！ +0.2-03. 齒輪結構尺寸確實定算乂 45奇圖中,dk40mmDi1.6dk64mmD 分度=mz=107X3=321mmHa=3X1=3mmDa=321+3X2=327mmD2=da-10m=327 -30=297mmD00.5(D1D2)0.5(64 297)mm 180.5mm取 D°=180mm;d 00. 25( D2D1)0. 25( 29764)mm 58.25mm 取 d0=58mm ；(2. 5 4)m 7. 5 12mm 取=10mm ；C (0. 2 0. 3)b14 4 21. 6mm