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文檔簡介

1、 機械設(shè)計大作業(yè)題 目: 齒輪設(shè)計 院 系: 機電學(xué)院 班 級: 姓 名: 學(xué) 號: 目 錄 任務(wù)書-11、 設(shè)計任務(wù) -2二、選擇齒輪材料、熱處理方式、精度等級-2三、初步計算傳動主要尺寸-2 1.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 -2 2.載荷系數(shù)的確定-3 3.齒寬系數(shù)的確定-3 4.齒數(shù)的初步確定-3 5.齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)-3 6.重合度系數(shù)的確定-3 7.許用彎曲應(yīng)力的確定-4 8.初算模數(shù)-5四、計算傳動尺寸-5 1.計算載荷系數(shù)K-5 2.修正m-6 3.計算傳動尺寸-6五、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定-6 1.齒輪結(jié)構(gòu)型式的確定-6 2.輪轂孔徑的確定-6 3.齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定-7六、參考文獻

2、 -8 任務(wù)書題目:齒輪傳動設(shè)計 題號:5.1.5設(shè)計原始數(shù)據(jù):帶式運輸機的傳動方案如下圖所示,機器工作平穩(wěn)、單向回轉(zhuǎn)、成批生產(chǎn)。電動機工作功率為3kW,電動機滿載轉(zhuǎn)速為710r/min,工作機的轉(zhuǎn)速為80r/min,第一級傳動比2,軸承座中心高為170mm,最短工作年限為3年3班,工作環(huán)境為室內(nèi)、清潔。 方案電動機工作功率電動機滿載轉(zhuǎn)速工作機的轉(zhuǎn)速第一級傳動比軸承座中心高最短工作年限工作環(huán)境5.1.5Pd = 3kWnm=710 r/minnw=80 r/mini1=2H=170 mm3年3班室內(nèi)、清潔一、設(shè)計任務(wù)原始數(shù)據(jù)如下:有沖擊,室外工作,有塵環(huán)境,機器成批生產(chǎn)案Pd(KW)軸承座中心

3、高H(mm)最短工作年限L工作環(huán)境5.1.537108021703年3班室內(nèi)、清潔二、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(chǎn),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。由參考文獻1表6.2查得:小齒輪調(diào)質(zhì)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(nèi),選用8級精度。三、初步計算傳動主要尺寸因為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(fā)生疲勞點蝕,因此初步確定按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪傳動

4、主要參數(shù)和尺寸。齒根彎曲疲勞強度設(shè)計公式式中齒形系數(shù),反映了輪齒幾何形狀對齒根彎曲應(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的齒根應(yīng)力折算為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點時的齒根應(yīng)力系數(shù)許用齒根彎曲應(yīng)力1.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩因為為代式運輸機 工作時間每天24小時,所以K=1.3Pm=Pd/K=2.3式中帶輪的傳動效率對滾動軸承的傳遞的功率由參考文獻2,表9.1 取,代入上式,得所以, 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1

5、表6.6,選取齒寬系數(shù)4.齒數(shù)的初步確定為了避免根切,選小齒輪=24,設(shè)計要求中齒輪傳動比 !4.44,故 !4.44*24=106.6 圓整后,取=107,此時傳動比誤差5.齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由參考文獻1圖6.20查得齒形系數(shù)! 2.68 , !2.25由參考文獻1圖6.21查得應(yīng)力修正系數(shù)!1.57,Ys2=1.75! 1.856.重合度系數(shù)的確定對于標準外嚙合齒輪傳動,端面重合度式中 、齒數(shù)把= 20, = 87,代入上式得 根據(jù)圖6.22,確定7.許用彎曲應(yīng)力的確定式中計入了齒根應(yīng)力修正系數(shù)之后,試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力;當(dāng)齒輪雙側(cè)工作時圖中時值乘以0.7安全系數(shù);與疲勞點蝕

6、相比,斷齒的后果更為嚴重。所以,一般取=1.25由參考文獻1圖6.29(f)、(b)彎曲疲勞極限應(yīng)力 !230,!170由參考文獻1表6.7,取安全系數(shù)小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)可按下式計算式中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(小時)代入數(shù)值,分別有 由參考文獻1圖6.32 得,彎曲強度壽命系數(shù)故彎曲應(yīng)力=184Mpa=136Mpa所以=0.03068.初算模數(shù)對于開式齒輪傳動,為考慮齒面磨損,要將上式計算出來的模數(shù)m后,增大10%15%,故四、計算傳動尺寸1.計算載荷系數(shù)K設(shè)計要求機器工作平穩(wěn),由參考文獻1表6.3查得由參考文獻1圖6.7得

7、動載荷系數(shù)由參考文獻1圖6.12得齒向載荷分布系數(shù)由參考文獻1表6.4得齒間載荷分布系數(shù),則 K值與初取的 = 1.3差距很小,不須修正2.修正m由參考文獻2表6.1,圓整取第一系列標準模數(shù)33.計算傳動尺寸中心距所以取b2=b=72 b1=b+(510)=7782 取80五、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定1.齒輪結(jié)構(gòu)型式的確定齒頂圓直徑 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,式中d軸的直徑;軸剖面中最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力,MPa;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);根據(jù)參考文獻1表9.4查得C=118106,取C=118,所以,本方案中,軸頸上有一個鍵槽,應(yīng)將軸徑增大5%,即d35.6(1+5%)=37.34mm按照GB2822-2005的20系列圓整,取d=40 mm。根據(jù)GB/T10962003,鍵的公稱尺寸,輪轂上鍵槽的尺寸b=12mm,=3.3mm!+0.2-03.齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的確定圖中,; D分度=mz=107X3=321mmHa=3X1=3mmDa=321+3X2=327mmD2=da-10m=327-30=297m

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