哈工大機械設(shè)計大作業(yè)四齒輪傳動

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