哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè)-軸系部件-513

1、設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)中的齒輪傳動(dòng)： 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如下圖所示， 機(jī)器運(yùn)行平穩(wěn)、 單 向回轉(zhuǎn)、成批生產(chǎn)，其他數(shù)據(jù)參見下方表格。方案電動(dòng)機(jī)工作 功率 Pd/kW電動(dòng)機(jī)滿 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i1軸承座 中心高 H/mm最短工作 年限工作環(huán)境5.1.3396011021805年2班室外、有塵選擇齒輪材料、熱處理方式、精度等級(jí)考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，且僅有一級(jí)齒輪減速傳動(dòng)，故大、小齒輪均選用 40Cr 合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，采用軟齒面。大小齒面硬度為 241286HBW ，平均硬度 264HBW 。由要求，該齒輪傳動(dòng)按 8 級(jí)精度設(shè)計(jì)

2、。三、初 步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸本裝置的齒輪傳動(dòng)為采用軟齒面開式傳動(dòng)， 齒面磨損是其主要失效形式。 其設(shè)計(jì)準(zhǔn)則按 齒根疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，并考慮磨損的影響將模數(shù)增大 10%15% 。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式 ;3 2?1? ? ? ?1?2 ? ?式中?齒形系數(shù)，反映了輪齒幾何形狀對(duì)齒根彎曲應(yīng)力?的影響。外的于單?應(yīng)力修正系數(shù)，用以考慮齒根過度圓角處的應(yīng)力集中和除彎曲應(yīng)力以 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 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6 ?1?1?= 9.55 ×106 ×1

3、?1?1 = ?1?2?根據(jù)參考文獻(xiàn) 2表 9.1，取 ?1 = 0.96 ，?2 = 0.97。 由此?1? = ?1?2?= 0.96 × 0.97 ×3 = 2.7936?6 ?16 2.7936?1?= 9.55 ×106 × = 9.55 ×106×= 55581N ?mm?196022. 齒數(shù) Z 的初步確定為了避免根切，選小齒輪 ?1? = 17 ，設(shè)計(jì)要求中齒輪傳動(dòng)比?1960/2? = 110 =4.3636 ，故?2?= ?× ?1? = 4.3636 ×17 = 74.1818 ，取?2? =

4、 75。此時(shí)的傳動(dòng)比誤差為?- ?0?4.3636 - 75/17= | ×100% = | × 100% = 1.1% < 5%? 4.3636滿足誤差要求，故可用。3. 載荷系數(shù) K 的確定?= 1.4。?= 0.35 。由于 v 值未知，?不能確定，故可初選載荷系數(shù) ?= 1.11.8 ，本設(shè)計(jì)中初選4. 齒寬系數(shù) ?的確定根據(jù)參考文獻(xiàn) 1 表 8.6，齒輪在軸承上為懸臂布置，軟齒面，選取齒寬系數(shù)5. 齒形系數(shù) ? ?和應(yīng)力修正系數(shù) ?的確定根據(jù)參考文獻(xiàn) 1圖 8.19，?1= 2.95 ，?2= 2.25。根據(jù)參考文獻(xiàn) 2圖 8.20，?1= 1.52 ， ?

5、2= 1.76 。 6. 重合度系數(shù) ? ?的確定對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)外嚙合直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，端面重合度11?= 1.88 - 3.2 (?+ ?) = 1.880.75+ = 0.25 ?3.2(117+ 715) = 1.6491?= 0.250.751.06.47951 = 0.72?=?式中?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，根據(jù)參考文獻(xiàn) 1圖 8.28，取 ?=?1?=?2300?。? ?齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的安全系數(shù)； 與疲勞點(diǎn)蝕相比， 斷齒的后果更為嚴(yán)重， 故 一般取 ?= 1.25 。?彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)可按下式計(jì)算：N = 60na

6、?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)； ? 齒輪的工作壽命， h；因此，8 ?1 = 60 ×480 ×1 ×5 ×250 ×2 ×8 = 5.76 ×108 ?1 5.76 ×1088?2 = = 1.32 ×108?2 ? 4.3636根據(jù)參考文獻(xiàn) 1圖 8.30，取?1 = ?2 = 1.0。 因此，需用彎曲應(yīng)力：? ?1= ?2=?300 ×1.01.25= 240?根據(jù)參考文獻(xiàn) 1?1?1= 2.95 ×1.52 = 0.01868?1240?2?

7、2 2.25 ×1.76?2 ?2= 0.0165?2240因此，綜上，可初算模數(shù)：?1?1 ?2?2= ? ?, =?1 ?2?0.018683 2?1? ? ?1?2 ? ? =×1.4 ×555810.35 ×17 2×0.01868 × 0.72 = 2.746?對(duì)于開式齒輪傳動(dòng)， 為考慮齒面磨損，要將上式計(jì)算出來的模數(shù)m 后，增 大 10%15% ，即m = (1 + 15% ) ×2.746 = 3.157mm四、計(jì) 算傳動(dòng)尺寸1. 計(jì)算載荷系數(shù) K1表8.3查得使用系數(shù) ?= 1.00。設(shè)計(jì)要求機(jī)器工作平穩(wěn)，由

8、參考文獻(xiàn)?1?1?×3.157 ×17 ×480v = = = = 1.349m/s60 × 1000 60 ×100060 ×1000由參考文獻(xiàn) 1圖8.7 得動(dòng)載荷系數(shù) ?= 1.15。由參考文獻(xiàn) 1圖8.11得齒向載荷分布系數(shù) ?= 1.10。由參考文獻(xiàn) 1表8.4得齒間載荷分布系數(shù) ?= 1.1。K = ?= 1.0 ×1.15 ×1.1 ×1.1 = 1.392由于該 K 值與初設(shè)的 Kt 差距很小，故不必修正。2. 圓整 ?根據(jù)參考文獻(xiàn)表 8.1，圓整取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 4mm 。3. 其他傳

9、動(dòng)尺寸中心距?(?1?+ ?2) 4 ×(17 + 75)a= = = 184mm22因此， ?1 = ?1?= 4 ×17 = 68?2 = ?2?= 4 ×75 = 300?b = ?1 = 0.35 ×68 = 23.8?，取 ?2?= 25?1 = ?2?+ (510 ) ?，取?1 = 30?五、齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算公式：? ?+ 1?= ? ? ?式中u 齒數(shù)比，為大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，u = 75 = 4.4117?材料彈性系數(shù)，由參考文獻(xiàn) 1表 8.5，得 ?= 189.8 ? ?節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由參考文獻(xiàn)

10、1圖 8.14，得? = 2.5 ?重合度系數(shù)，由參考文獻(xiàn) 1圖 8.15，得 ?= 0.89? ?+ 11.392 ×2 ×555814.41 + 1?= ? ?1?+?1 = 189.8 ×2.5×0.89×1.39223×.82××65852581 ×4.441.4+1 1= 554.6MPa許用接觸應(yīng)力：?= ? ?式中?試驗(yàn)齒輪的齒面接觸疲勞極限。由參考文獻(xiàn)1圖 8.28，得 ?=1?=2 770?接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖 8.29，得 ?1= 1.07 ，? ? =? =?770

11、 ×1.07= 823.9?1.0因此有 ? ?，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求。六、計(jì) 算齒輪傳動(dòng)其他尺寸1. 齒輪結(jié)構(gòu)型式的確定 對(duì)于大齒輪，齒頂圓直徑：?= ?2 + 2?= ?2?+ 2? = 4×75+2×4×1= 308? 由于 200? < ?500?，故采用腹板式結(jié)構(gòu)。為降低成本、提高效率、適于批量 生產(chǎn)，采用模鍛的加工方法，起模斜度為1:10。同理對(duì)于小齒輪， ?= ?1 + 2?= ?1?+ 2? = 76mm 由于 ? 200?，采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。2. 輪轂孔徑的確定 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?

12、d ?大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定 ?式中P軸傳遞的功率，由參考文獻(xiàn) 2表9.1可知 8級(jí)精度的一般齒輪傳動(dòng)效率 ?3 =0.97 ，因此 P = ?3?1 = 0.97 ×2.7936 = 2.71?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 10.2得 C=11297MPa，對(duì)于大齒輪，不安裝在軸端部，取較大值 C=110MPa ，因此? d ?3 ?=3 2.71110 110 = 32.00mm軸和大齒輪連接時(shí)用鍵連接， 軸和聯(lián)軸器連接時(shí)用鍵連接， 即軸頸上有 2 個(gè)鍵槽，應(yīng)將 軸徑增大 10%，即d (1 + 10%) ×32.00 = 35.21mm ，根據(jù)參考文獻(xiàn)

13、 2表9.4取d=36mm 。對(duì)于小齒輪，安裝在軸端部，其 C 值應(yīng)取較小值，即取 C =100MPa，因此3 ? 3 2.71d ? = 100 = 29.10mm? 110軸和小齒輪連接時(shí)用鍵連接，軸和 V 帶大輪連接時(shí)用鍵連接，即軸頸上有 2 個(gè)鍵槽， 應(yīng)將軸徑增大 10% ，即 d'(1 + 10%) ×29.10 = 32.01mm ，取 d'=32mm。參照參考文獻(xiàn) 1圖8.38：?= 36?，?11.6?= 57.6?，取?1 = 58?2 ?- 10? = 268?L = ( 1.21.5 )?= 43.254? ，取 L = 50mmc = ( 0.

14、20.3 )b = 57.5mm ，取 c = 7mm?0 0.5( ?1 + ?2)= 163?0 0.25 ( ?2 - ?1) = 52.5?，取 ?0 = 52?0?= ( 2.54 )?= 1016? 10?，取?0? = 10?4. 鍵連接設(shè)計(jì)對(duì)于大齒輪一側(cè)： 使用圓頭普通平鍵( A 型)，根據(jù)參考文獻(xiàn) 2表 11.28 ，可知公稱尺寸 b×h= 10×8， 初選 L=45mm ，材料選用 45# 優(yōu)質(zhì)碳素鋼。根據(jù)公式校核強(qiáng)度：2?= ? ? ?式中?工作面的擠壓應(yīng)力；T 傳遞的扭矩， T = ?1 = 55581? ?；L 鍵的工作長(zhǎng)度，對(duì)于該 A 型平鍵， l = L - b = 3