齿轮传动设计哈工大机械设计文档格式.docx

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2.设计结构简图

X三—〉K

mimx

3.设计原始数据

机器工作平稳，单向回转，成批生产

万案

Pd（KW）

nm（r/min）

nw（r/min）

ii

轴承座中心高H（mm）

最短工作年限L

工作环境

4

960

100

2

180

3年3班

室外有尘

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。

陋山.创堆比进川45心

由参考文献1表6.2充些：

小齿轮囚展赴二kiii皿L茂九217~225HBW平均硬度236HBW

£

齿转—火处广齿向趾岌为162~217HBW半」匀加垃189.5HBW。

由参考文献2表16.1査供齿轮」「远口8级精度。

传动装置的运动和动力参数设计

1.选择电动机

由方案图表中的数据要求，查参考文献【2】表14.1丫系列三相异步电动机的型号及相关数据选择可选择Y132S-6。

可查得轴径为38mm长为80mm

2.计算传动装置的总传动比i并分配传动比

nm960

i9.60

总传动比

n100

w

带式运输机为二级传动系统，且要求第一级

V带传动的传动比错误！

未找到引用源。

=2

I2

i9.6

i24.80。

i12

nm=960r/min

n=nm/i1=480r/min

n—=n/i2=100r/min

n--=100r/min

分配传动比：

i「二J

故第二级齿轮传动的传动比为:

3、传动装置各轴的运动参数

（1）、各轴转速

电动机轴

■轴

-轴

卷筒轴

（2）、各轴输入功率

电动机轴P=4KW

〔轴P1=1P

其中1-V带传动效率，由参考文献

代入数据：

P］二40.96=3.84kW

2】表9.1，有i=0.96；

二轴P==P123

其中2-齿轮传动效率，由参考文献【2】表9.1有2=0.97；

3-轴承传动效率，由参考文献【2】表9.1有3=0.98;

代入数据有：

=Pi•2•3=3.84kW0.970.98=3.65kW

卷轴筒P-.=34p—

由参考文献【2】表9.1有4=0.99;

Pm=Pn•3•4=3.65kW0.980.99=3.542kW

（3）、各轴的转矩电动机轴的输出转矩

6Pd64

Td=9.5510一=9.5510Nmm=39791

n960

m

.67Nmm

〔轴£

=Td儿=39791

.670.962Nmm=7.6410Nmm

二轴Tn二Ti■2■3i2=7.64104N

5

mm0.970.984.8=3.48610Nmm

mm0.980.991

Tm=Tn-3■4i3=3.48610N

=3.38210Nmm

上述计算结果如下表。

轴号

功率

P/kW

转矩

T/（N-mm）

转速

n/（r/min）

传动比i

效率n

电动机

轴

39791.67

0.96

I轴

3.84

7.64X104

480

4.8

0.95

3486X10

II轴

3.65

3.542

3.382X10

1

0.97

四、初步计算传动主要尺寸

因此初步确

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,

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

2K「YfYsY；

［；

「］f

式中Yf――齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力Cf的影响

Ys――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.――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

［二］F——许用齿根弯曲应力

1.小齿轮传递的转矩Ti

由上一步可知：

T=Td上=39791.670.962Nmm=7.6410Nmm

2.载荷系数Kt的确定

设计时，Kt=1.1-1.8，本题初选选Kt=1.3

3.齿宽系数d的确定

初步设计齿轮在轴承上为非对称布置，软齿面，由参考文献［1］表6.6,

选取齿宽系数：

=1.0

4.齿数的初步确定

初选小齿轮z1=21

i1nw2100

z2=iz’=4.821=100.8

圆整后，取Z=101此时传动比误差

101

..4.8-——

i_i021••制|100%=|21I=0.198%乞5%

i4.8

5.齿形系数Yf和应力修正系数Ys

由参考文献［1］图6.20查得

齿形系数Yf1=2.73，Yf2=2.21

由参考文献［1］图6.21查得

应力修正系数Ys1=1.55，Ys2=1.82

6.重合度系数Y的确定

对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度

11

=[1.88-3.2（）]

Z1Z2

-3.2（）=1.70

21101

根据经验公式，确定

0.75

Y.=0.250.25

0.70

1.70

7.许用弯曲应力的确定

当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7

Sf――安全系数;

与疲劳点蚀相比，断齿的后果要严重一些。

所以，一般取SF=1.25

由参考文献［1］图6.29弯曲疲劳极限应力

fimi=240MPa，fiim2=180MPa

由参考文献［1］表6.7，取安全系数SF=1.25

小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算

N丄=60n1aLh

式中小齿轮转速，r/min；

a――齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；

Lh――齿轮的工作寿命，h（小时）

代入数值，分别有

由参考文献［1］图6.32得，弯曲强度寿命系数Yn1=Yn2=1.0

呼=^^=0.0220

匕「192

所以

8.初算模数

2KT1YYfYs21.375604.170.70

=2.966

10%~15%，

m^3——2「】h20.0279

\；

Zit\\1.021

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

故

mt_2.966（1-15%）=3.410

五、计算传动尺寸

1.计算载荷系数K

[1]表6.3查得KA=1.0

设计要求机器工作平稳，由参考文献

7：

d1n1r：

mz1n1二3.41021960/2

v1.799m/s

601000601000601000

由参考文献［1］图6.7得动载荷系数Kv=1.08

由参考文献［1］6.12得齿向载荷分布系数=1.1

由参考文献［1］表6.4得齿间载荷分布系数K二=1.1，则

K=KAKvK'

.^=1.01.081.11.1=1.307

K值与初取的Kt=1.3差距很小，不须修正

2修正m

由参考文献［1］表6.1，圆整取第二系列标准模数m=3.53.计算传动尺寸

中心距

m（z1-z2）3.5（21101）

a213.5mm

d1=mz1=3.521=73.5mm

d2=mz2=3.5101=353.5mm

b=dd1=1.073.5=73.5

b2=b=74mm,g=b2九（5-10）mm=80mm

六、大齿轮结构尺寸的确定

1.齿轮结构型式的确定

:

;

500mm

齿顶圆直径da=d2+2ha=（z2+2）m=（101+2）X3.5=360.5mm

为节约材料，采用锻造腹板式结构。

（模锻）

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,

[]――许用扭转剪应力，MPa;

C由许用扭转剪应力确定的系数；

由参考文献[1]表9.4查得C=118〜106，取C=118,

本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%,即

d=39.810（1-5%）=41.800mm

按照GB2822-81的Ra20系列圆整，取d=40mm。

b=12mm

根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸bh=128，轮毂上键槽的尺寸

t1=3.3mm

3.齿轮结构尺寸的确定

自由锻

d=40mm，b=74mm

D1:

1.6d=1.640=64mm

D2:

da—10m=360.5—103.5=325.5mm取326mm

L=（1.2〜1.5）d取L=1.5d=60mm取74mm

c=（0.2~0.3）b取c=0.25b=18.5mm，取19mm

r=0.5c=0.519=9.5mm

D0：

-0.5（D1■D2^0.5（64325.5）=194.75mm取195mm

d0>

0.25（D2-DJ=0.25（325.5一64）=65.375mm取65mm

、p=（2.5〜4）m取J.。

=33.5=10.5mm,、：

0-10mm取10mm

七、参考文献

[1]机械设计宋宝玉等主编哈尔滨工业大学出版社2010

[2]

2005

机械设计课程设计王连明宋宝玉主编哈尔滨工业大学出版社