哈⼯⼤机械设计⼤作业-齿轮传动⽅案5.1.1
⽬录
⼀.选择齿轮材料、热处理⽅式、精度等级 (02)⼆.初步计算传动主要尺⼨ (02)1)⼩齿轮传递的转矩T (03)1
2)齿数的初步确定 (03)3)齿宽系数φ的确定 (04)d
4)载荷系数K的确定 (04)5)齿形系数
Y和应⼒修正系数s Y (04)F
的确定 (04)6)重合度系数Yε
7)许⽤弯曲应⼒的确定 (04)8)初算模数 (05)三.计算传动尺⼨ (05)1)计算载荷系数K (05)2)圆整m (06)3)计算传动尺⼨ (06)
四.齿⾯接触疲劳强度的校核 (06)五.⼤齿轮结构尺⼨的确定 (07)1）齿轮结构型式的确定 (07)2）轮毂孔径的确定 (07)3）齿轮结构尺⼨的确定 (08)参考⽂献： (08)
题⽬:设计带式运输机中的齿轮传动
带式运输机的传动⽅案如图1所⽰，机器⼯作平稳、单向回转、成批⽣产，其他数据见表1。
图1
表1 带式运输机中V 带传动的已知数据⽅案
电动机⼯作功率电动机满载转速⼯作机的转速第⼀级传
动⽐ 轴承座中 ⼼⾼最短⼯作年限 ⼯作环境5.1.1 3960901.81508年1班室外、有尘
⼀.选择齿轮材料、热处理⽅式、精度等级
由于运输机的⼤齿轮结构为对称式，齿宽系数d φ仅能取到1.左右。由指导⼿册可知，本装置的齿轮传动为开式齿轮传动，导致在齿⾯解除疲劳强度校核时，对接触疲劳极限要求很⾼，故在本设计中采⽤硬齿⾯，⼤⼩齿轮均选⽤40Cr ，表⾯淬⽕处理。由参考⽂献1表8.2查得齿⾯硬度为4855HRC 。 由参考⽂献2表16.1查得，齿轮可选⽤8级精度。⼆.初步计算传动主要尺⼨
因为齿轮采⽤软齿⾯开式传动，齿⾯磨损是其主要失效形式。由于⽬前对于齿⾯磨损还⽆完善的计算⽅法，因此通常按齿根疲劳强度进⾏设计，然后考虑磨损的影响，⼀般将算的模数增⼤10%-15%之后再取标准值。下⾯初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺⼨。齿根弯曲疲劳强度设计公式13212[]F s Fd Y Y Y KT m z ε
σφ≥
式中：F Y ——齿形系数，反映了轮齿⼏何形状对齿根弯曲应⼒F σ的影响；s Y ——应⼒修正系数，⽤以考虑齿根过度圆⾓处的应⼒集中和除弯曲应⼒以外的其它应⼒对齿根应⼒的影响；
Y ε——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； []F σ——许⽤齿根弯曲应。1)⼩齿轮传递的转矩1T6111
9.5510P T n =??112m P P ηη=
式中：1η——V 带轮的传动效率；2η——对滚动轴承的传递的功率；
由参考⽂献2表9.1查得，取10.96η=，20.98η=，代⼊上式，得:1120.960.983 2.822kWm P P ηη==??=总传动⽐：96010.6790m w n i n === 分配传动⽐：12i i i =?
式中：1i ——第⼀级传动⽐，1 1.8i =。则：2 5.93i =。
电动机轴 =n 960r/min m n =电 Ⅰ轴 1533.3r/min n n i I ==电⼩齿轮转速为1533.3r/minn n I ==所以：66111 2.822
9.55109.551050542N mm 533.3P T n =??=??=g2)齿数的初步确定
初选⼩齿轮117z = 设计要求中齿轮传动⽐19605.931.0m w n i i n ===?，故：
21 5.9317100.81z iz ==?=
参考⽂献4中提到当齿数⼤于100时，为加⼯⽅便，优先选择⾮质数的齿数，107为质数。⽽且选择齿数为100后可发现求得的⼤齿轮距离地⾯过近且需要负变位。综合考虑后选择2102z =。此时传动⽐误差为1025.9317|
|100%||100% 1.18%5%5.93i i iε--=?=?=< 显然满⾜要求。3)齿宽系数d φ的确定
由于⼤齿轮在轴承上为对称布置，软齿⾯，由参考⽂献1表8.6查得，选取齿宽系数1.0d φ=
4)载荷系数K 的确定A v K K K K K βα=
此时各系数⽆法选择。初选 1.3t K =。5)齿形系数F Y 和应⼒修正系数s Y
⾸先，假设齿轮变位系数为0。由参考⽂献1图8.19查得齿形系数：1 2.F Y =，2 2.23F Y =
由参考⽂献1图8.20查得应⼒修正系数：1 1.53s Y =，2 1.80s Y =
6)重合度系数Y ε的确定
对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端⾯重合度式中：1z 、2z ——齿数
把117z = ，2102z = ，代⼊上式得1211111.88 3.2() 1.88 3.2() 1.6617102
z z αε=-+=-?+= 由参考⽂献1图8.21查得重合度系数：0.70Y ε=7)许⽤弯曲应⼒的确定lim
[]N F F FY S σσ=
由参考⽂献1图8.29弯曲疲劳极限应⼒： lim1lim2360MPaF F σσ==
由表8.7查得安全系数1.25
F S = ⼩齿轮与⼤齿轮的应⼒循环次数可按下式计算60h N naL =
式中: n ——齿轮转速，r/min ；12111.88 3.2()z z αε=-+
a ——齿轮转⼀周，同⼀侧齿⾯啮合的次数；h L ——齿轮的⼯作寿命，h （⼩时）代⼊数值，分别有811160609601183508607.168101.8
w h h n aL N n aL i ====? 88127.16810 1.209105.93N N i ?===?
由参考⽂献1图8.30 得，弯曲强度寿命系数12 1.0N N Y Y == 故弯曲应⼒1lim11 1.0360
[]288MPa 1.25N F F F Y S σσ?=== 2lim 22 1.0260[]288MPa 1.25N F F F Y S σσ?=
== 111 2. 1.530.0157[]288F s F Y Y σ?== 222 2.23 1.800.0139[]288
F s F Y Y σ?== 因为 112212max ,[][][]F sF s F s F F F Y Y Y Y Y Y σσσ??=所以111
0.0157[][]F s F s F F Y Y Y Y σσ== 8)初算模数
1.71t m ≥
初选模数 1.71mm t m =。 三.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1表8.3查得 1.0A K =-11111 1.71 2.9217533.30.76m s 60100060100060000
d n mz n v ππ====??g
由参考⽂献1图8.7得动载荷系数 取 1.15v K =
考虑到轴的刚性，且齿轮悬臂布置，由参考⽂献1图8.11得齿向载荷分布系数 取1.17K β=
由参考⽂献1表8.4得齿间载荷分布系数 1.2K α=，则：1.0 1.15 1.17 1.2 1.61A V K K K K K βα===2)圆整m
1.71 1.84mm m m ==
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 后，增⼤10%-15%，故1.84(110%)~1.84(115%)m ∈?+?+2.02~2.12m ∈
由参考⽂献1表8.1，圆整取第⼀系列标准模数3mm 。 3)计算传动尺⼨ 中⼼距12()3(17102)
178.5mm 22m z z a +?+===
所以
1131751mm d mz ==?= 223102306mm d mz ==?=1 1.05151mm d b d φ==?=取251mm b b == 因为12(5~10)mm b b =+则160mm b =。
四.齿⾯接触疲劳强度的校核齿⾯接触疲劳强度校核计算公式：[]H E H H Z Z Z εσσ=≤
式中：u ——齿数⽐，为⼤齿轮齿数与⼩齿轮齿数之⽐，1u ≥； ±——“+”号⽤于外啮合齿轮传动，“-”⽤于内啮合齿轮传动；E Z ——材料弹性系数，根据配对的⼤，⼩齿轮的材料有参考⽂献1表8.5可查得:
E Z = H Z ——节点区域系数，按参考⽂献1图8.14查取。对于直齿轮，20α=o ，由变位系数查得 2.45H Z =
Z ε——重合度系数，是考虑重合度对齿⾯接触应⼒影响的系数。根据端⾯重合度αε和轴⾯重合度βε按参考⽂献1表8.15查取。查得0.Z ε=实际齿数⽐为102617u ==。
代⼊数据，得
1.8 2.45665.18MPa H σ=??=
许⽤接触应⼒满⾜lim[]N H H HZ S σσ=
由参考⽂献1图8.28g 查得lim1lim21200MPa H H σσ==
由参考⽂献1图8.29查得两齿轮N Z 相等，即 1.0N Z =。，取 1.0H S = 故lim
[]1200MPa N H H H
Z S σσ== []H H σσ<
即满⾜齿⾯接触疲劳强度。 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2222310223312mm a a d d h mz m =+=+=?+?= 满⾜要求。200500a mm d mm<<
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，d ≥
=式中：d ——轴的直径；
τ——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; []τ——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4表6-1-19查得126103C =: ，由于齿轮不装在轴端部，故C 取⼤值。 所以 126C =633
39.5510 2.82212639.732mm 0.2[]90P
P n d C n τ?≥
==?= 本⽅案中，轴颈上有⼀个键槽，应将轴径增⼤5%，即39.732(15%)41.718mm d ≥?+=
按照GB282281-的R 20a 系列圆整，取45mm d = 。
根据GB/T1096-1990，键的公称尺⼨149b h ?=?，轮毂上键槽的尺⼨14mm b =，1 3.8mm t =。3）齿轮结构尺⼨的确定 参照参考⽂献1图8.39，模锻
45mm k d =；60mm b =（考虑到两个倒⾓后实际接触齿宽度为15mm ）； 1 1.672mm k D d ≈?=；210312104272mm a D d m ≈-=-?=；0120.5()0.5(72272)172mm D D D ≈+=?+=；
0210.25()0.25(27272)50mm d D D ≈-=?-=，050mm d =取；(2.5~4)(7.5~12)mm m δ==，取δ=10mm ；(0.2~0.3)(14.8~22.2)mm C b ==，取C=16mm 。r=0.5C=8mm
(1.2~1.5)d (52.8~66)mm h l ==取l=60mm参考⽂献：
[1]王黎钦，陈铁鸣. 机械设计. 第四版. 哈尔滨： 哈尔滨⼯业⼤学出版社，2008.[2]唐⾦松. 简明机械设计⼿册. 第三版. 上海科学技术出版社，2009.
