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021)小齿轮传递的转矩 031T2)齿数的初步确定033)齿宽系数 的确定04d4)载荷系数 的确定04K5)齿形系数 和应力修正系数 04FYsY6)重合度系数 的确定047)许用弯曲应力的确定048)初算模数05三.计算传动尺寸051)计算载荷系数 K052)圆整 m063)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071）齿轮结构型式的确定072）轮毂孔径的确定073）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
2、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 1轴承座中心高 /最短工作年限 工作环境5.1.1 3 960 90 1.8 150 8 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 仅能取到 1.左右。由指导手册可知，d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 48 5
3、5HRC。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 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的其 s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
4、应力折算为载荷作用于单对Y齿啮合区上界点时的齿根应力系数；许用齿根弯曲应。F1)小齿轮传递的转矩 1T6119.50Pn12m式中： V 带轮的传动效率；1对滚动轴承的传递的功率；2由参考文献 2 表 9.1 查得，取 ， ，代入上式，得 :10.962.8123kWmP总传动比： 960.7mwni分配传动比： 12i式中： 第一级传动比， 。1i 1.8i则： 。25.93电动机轴 =n60r/mi电轴 153./ini电小齿轮转速为 153.r/min所以： 6611 2.89.509.5004NPTn:2)齿数的初步确定初选小齿轮 17z设计要求中齿轮传动比 ，故：19605.3.8m
5、wni217.8zi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 。此时传动比误差为210z01025.937|1%|1.8%5i显然满足要求。3)齿宽系数 的确定d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1.0d4)载荷系数 的确定KAvK此时各系数无法选择。初选 。1.3t5)齿形系数 和应力修正系数FYsY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：，12.89F2.3F由参考文献
6、1 图 8.20 查得应力修正系数：，1.53sY21.0s6)重合度系数 的确定Y对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端面重合度式中： 、 齿数1z2把 ， ，代入上式得710z121.83().83().6702z由参考文献 1 图 8.21 查得重合度系数： .Y7)许用弯曲应力的确定 limNFS由参考文献 1 图 8.29 弯曲疲劳极限应力： lim1li2360MPaF由表 8.7 查得安全系数 .5FS小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算12.83()z60hNnaL式中: n齿轮转速，r/min；a齿轮转一周，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，分别
7、有 81160960183507.160.whhnaLNi8827.25Ni由参考文献 1 图 8.30 得，弯曲强度寿命系数 12.0NY故弯曲应力 1lim.036 8MPa5NFYS2li.2FF1.89530.17sY2.9Fs因为 12max,FsFssFYY所以 10.57FssF8)初算模数 1332 21.4.0157.7FstdKTYmz初选模数 。.7t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 1.0AK-11.72953.76ms6006dnmzv :由参考文献 1 图 8.7 得动载荷系数 取 1.v考虑到轴的刚性，且齿
8、轮悬臂布置，由参考文献 1 图 8.11 得齿向载荷分布系数 取.7K由参考文献 1 表 8.4 得齿间载荷分布系数 ，则：1.2K.057.61AVK2)圆整 m 331.6.84mttm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(0%)1.84(5)2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(7102)8.5mmza所以 1d2306z.51b取 251b因为12(50)mb则 。160mb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： 21()tHEHKTuZbd式中
9、： 齿数比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， ；u “+”号用于外啮合齿轮传动， “-”用于内啮合齿轮传动；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: EZ189.MPa节点区域系数，按参考文献 1 图 8.14 查取。对于直齿轮， ，由变位H 20系数查得 2.45HZ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Z和轴面重合度 按参考文献 1 表 8.15 查取。查得 0.89Z实际齿数比为 。10267u代入数据，得 21.6504189.45. 65.8MPa7H许用接触应力满足 limNHZS由参考文献 1 图 8.28g 查得 li
10、m1li20PaH由参考文献 1 图 8.29 查得两齿轮 相等，即 。 ，取NZ1.N1.0HS故 lim20MPaNHS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 223102maadhmz满足要求。 5ad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， 6339.5102PndC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；根据参考文献 4 表 6-1-19 查
11、得 ，由于齿轮不装在轴端部，故 C 取大值。12603C:所以126C63339.5102.8169.732m20PndC本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大 5%，即9.7(5%)4.8按照 的 系列圆整，取 。GB281R20ad根据 ，键的公称尺寸 ，轮毂上键槽的尺寸 ，/T96- 19bh14mb。13.mt3）齿轮结构尺寸的确定参照参考文献 1 图 8.39，模锻； （考虑到两个倒角后实际接触齿宽度为 15mm） ；45mkd60b；1.72kD；231427ma；02.().5()1， ；15050d05md取，取 =10mm；.47.m，取 C=16mm。(023)(82.)Cbr=0.5C=8mm取 l=60mm(1.5)d(.6)hl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.
