1、Harbin Institute of Technology齿轮传动设计说明书题目: 齿轮传动设计 学院: 哈尔滨工业大学一、设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产方案（ KWdP）(/min)r(/in)wr1轴承座中 心高H（mm）最短工作年限 L工作环境5.1.2 4 960 100 2 180 3 年 3 班 室外、有 尘二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用模锻工艺，起模斜度为1:10。大小齿轮均选用 45 号钢，采用软齿面。由教材表 8.2 查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为 217 225HBW，平均硬度 236HBW
2、；:大齿轮调质处理，齿面硬度为 217 225HBW，平均硬度 236HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为 46HBW，属于 30 50HBW 范围内，因此选用 8 级精度。三、初步计算主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，开式齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损，因此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:132FsdYKTmz式中 齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力 的影响FY F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s的其它应力对齿根应力的影响。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Y单对齿啮合区上界
3、点时的齿根应力系数许用齿根弯曲应力F1.小齿轮传递的转矩 1T6119.50Pn12m式中 齿轮的传动效率1滚动轴承的效率2由参考文献 2 表 9.1 得，取 ， ，代入上式，得10.972.9kWP84.39.07d21故 mNnT 76402/98.3105.105.96612.载荷系数 的确定tK初取载荷系数 。1.4t3.齿宽系数 的确定d由教材表 8.6，选取齿宽系数 。1.0d4.齿数的初步确定初选小齿轮 17Z设计要求中齿轮传动比: 8.4102961wmni故 .87.412Zi圆整后，取 此时传动比误差：2%549.08.17%10i5.齿形系数 和应力修正系数FYsY由教材
4、图 8.19 查得齿形系数 ，12.97F26.F由教材图 8.20 查得应力修正系数 ，1.52sY1.78s6.重合度系数 的确定Y对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度计算公式： 12.83()z把 ， 代入上式得17z2Z6527.1)87(2.381)(328.121 Z根据经验公式，确定重合度系数7038.652.1075.2.0Y7.许用弯曲应力的确定 limNFYS式中 齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；limF安全系数；S与疲劳点蚀相比，断齿的后果要严重一些。所以，一般取 =1.25FS由教材图 8.28（f ）取弯曲疲劳极限应力lim1li230FMPa由教材表 8.7，取安全系数
5、.5S小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算 160hNnaL式中 n1 齿轮转速 r/min；a 齿轮每转一周同一侧齿面啮合的次数；齿轮的工作寿命 h（小时）hL代入数值，小齿轮大齿轮的应力循环次分别为 811 104.532081296060 ahnN8812 10.45iN由教材图 8.30 得，弯曲疲劳强度寿命系数 。12.0NY故弯曲应力 1lim.03 8425NFYMPaS2li.1NFF0245.18.971FY19.4.262FS所以 025.1FSSY8.初算模数按齿根弯曲疲劳强度的设计计算公式得： 34.205.170.38.64223231 FSdtt YZTKm对于
6、开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将计算所得模数 m 增大 10%15%,故:69.2%)15(34.2t四、计算传动尺寸1.计算载荷系数 K设计要求机器工作平稳，由教材表 8.3 查得 1.0AKsmnmzdv /15.1062/97.24310601 由教材图 8.7 得动载荷系数 .vK由教材图 8.11 得齿向载荷分布系数 1.2由教材表 8.4 得齿间载荷分布系数 ，则.368.12.10.KvA2.修正 m对 进行修正，并圆整为标准模数t 67.24.13869.23ttK由教材表 8.1，圆整取第一系列标准模数 。m3.计算传动尺寸中心距 zma5.1482)7(32)(1改变 m
7、、z 搭配，圆整中心距，取 ，则mz3,21za50)87(32)(21， ，允许8.4173i %6.18.4i所以mzd5173124982mdb510.1取 6,5124. 校核齿面接触疲劳强度由式（8.20） HHEubdKTZ12式中各参数：同前，齿数比11dbTK、 8.4iu由表 8.5 查得弹性系数 MPaZE.19由图 8.14 查得节点区域系数 5.2H由图 8.15 查得重合度系数 89.0Z由图 8.24 查得螺旋角系数 .1许用接触应力可由 （式（8.26 ） ）算得.HNSZlim由图 8.28（e）查得接触疲劳极限为 MPaH5902lim1li由图 8.29 查
8、得寿命系数 由表 8.7 查得安全系数 ，故，0.21NZ0.1HSPaH59.0HHEMPaubdKTZ 7.582 8.415176038.20.19121满足齿面疲劳强度。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 mhdaa 253)8(22 为了减小齿轮重量、转动惯量和节约材料，采用模锻腹板式结构。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，按扭矩初算轴径 3362.0159nPCd式中 d轴的直径；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;许用扭转剪应力 MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；根据教材表 9.2 查得 C=118106，取 C=110，所以mnPCd1.37084.133本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大 5%，即d97.38%51.37）（将计算尺寸圆整，取 。md40根据参考文献表 11.27（GB/T10962003） ，键的公称尺寸 ，轮毂108bhm上键槽的宽度 ， 。1bt3.4.13.齿轮结构尺寸的确定齿轮主要尺寸：；mdbmdah 25,1,40，取 ；1.6.64D16D；da2530252 ，取 ；m160)(.)(.021 m160，取 ；dLk60485.5L
