哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè)4-齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)說明書

哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)任務(wù)書題目設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)中的齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)：電動(dòng)機(jī)工作功率Pd/kW電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm/(r/min)工作機(jī)的轉(zhuǎn)速nw/(r/min)第二級(jí)傳動(dòng)比i1軸承座中心高H/mm最短工作年限工作環(huán)境3940802.11805年2班室內(nèi)，清潔V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)一、選擇齒輪材料、熱處理方式、精度等級(jí)考慮到帶式輸送機(jī)為一般機(jī)械，故小齒輪均選用40Cr，大齒輪選用45鋼，采用軟齒面。由參考文獻(xiàn)1表8.2查得：小齒輪調(diào)質(zhì)外表淬火處理，齒面硬度為48~55HRC，平均硬度51.5HRC；大齒輪調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217~255HBW，平均硬度236HBW。大、小齒輪齒面平均硬度差在30~50HBW范圍內(nèi)。大、小齒輪均選用8級(jí)精度設(shè)計(jì)。二、初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)辇X輪采用軟齒面開式傳動(dòng)，齒面不會(huì)發(fā)生疲勞點(diǎn)蝕，因此初步確定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式式中——齒形系數(shù)，反映了輪齒幾何形狀對(duì)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(duì)齒根應(yīng)力的影響?！睾隙认禂?shù)，是將全部載荷作用于齒頂時(shí)的齒根應(yīng)力折算為載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的齒根應(yīng)力系數(shù)——許用齒根彎曲應(yīng)1.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩式中——帶輪的傳動(dòng)效率——對(duì)滾動(dòng)軸承的傳遞的功率由參考文獻(xiàn)2，取，，代入上式，得P1=0.96Ｘ0.99Ｘ2.2=2.091kW所以T1=9.55Ｘ106ＸQUOTE=44611.61N·mm2.齒數(shù)的初步確定為了防止根切，選小齒輪=17，設(shè)計(jì)要求中齒輪傳動(dòng)比i=QUOTE=5.595，故z2=i2z1=95.115圓整后，取=95，此時(shí)i=5.588，傳動(dòng)比誤差ε==QUOTE=0.125%<5%可用3.齒寬系數(shù)確實(shí)定由參考文獻(xiàn)1表8.6，選取齒寬系數(shù)=0.44.重合度系數(shù)確實(shí)定對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)外嚙合齒輪傳動(dòng)，端面重合度式中、——齒數(shù)把=17，=88，代入上式得=1.88－3.2(QUOTE)=1.6581查參考文獻(xiàn)[1]圖8.21得重合度系數(shù)YQUOTE=0.73。5.載荷系數(shù)確實(shí)定由于值未知，不能確定，故可初選=1.1~1.8，這里初選=1.36.齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖8.19查得齒形系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù)，7.許用彎曲應(yīng)力確實(shí)定式中——計(jì)入了齒根應(yīng)力修正系數(shù)之后,試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；當(dāng)齒輪雙側(cè)工作時(shí)圖中時(shí)值乘以0.7——平安系數(shù)；與疲勞點(diǎn)蝕相比，斷齒的后果更為嚴(yán)重。所以，一般取=1.25由參考文獻(xiàn)1圖8.28彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim1=300Mpa，σFlim2=233Mpa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)可按下式計(jì)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(shí)〕代入數(shù)值，分別有QUOTEQUOTE由參考文獻(xiàn)1圖8.30得，彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)故彎曲應(yīng)力[σ]F1/MPa=QUOTE=QUOTE=240MPa[σ]F2/MPa=QUOTE=QUOTE=186.4MPaQUOTE=QUOTE=0.0187QUOTE=QUOTE=0.021所以=0.0218.初算模數(shù)mQUOTE=2.487對(duì)于開式齒輪傳動(dòng)，為考慮齒面磨損，要將上式計(jì)算出來的模數(shù)m后，增大10%~15%，故QUOTE2.86三、計(jì)算傳動(dòng)尺寸1.計(jì)算載荷系數(shù)K設(shè)計(jì)要求機(jī)器工作平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2查得v=QUOTE=QUOTEv=QUOTE=1.139m/s由參考文獻(xiàn)1圖8.7得動(dòng)載荷系數(shù)QUOTEKv=1.04Kv由參考文獻(xiàn)1圖8.11得齒向載荷分布系數(shù)QUOTEKβ=Kβ=由參考文獻(xiàn)1表8.4得齒間載荷分布系數(shù)，那么QUOTE1.39568K值與初取的=1.3差距不大，不須修正2.修正mm/mm=mQUOTE=2.929由參考文獻(xiàn)[1]表8.1，圓整取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)33.計(jì)算傳動(dòng)尺寸中心距a/mm=QUOTEm〔〕=QUOTEｘ3ｘ(17+95)=168圓整為a/mm=165圓整后可取QUOTE=17，QUOTE=93取=93時(shí)i=5.471，傳動(dòng)比誤差ε=QUOTE=QUOTE=2.22%<5%，故可用。所以QUOTE=mQUOTE=3ｘ17=51QUOTE=mQUOTE=3ｘ93=279b/mm=QUOTE=20.4取QUOTE=b=20.4mm，QUOTE=26mm四、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸確實(shí)定1.齒輪結(jié)構(gòu)型式確實(shí)定齒頂圓直徑=QUOTE+2QUOTE=m(QUOTE)=3ｘ(93+2)=285mm由于200mm﹤QUOTE﹤500mm，為了減少質(zhì)量和節(jié)約材料，采用鍛造腹板式結(jié)構(gòu)。2.輪轂孔徑確實(shí)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，dQUOTE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(xiàn)1表10.2查得C=106～97，取C=101，所以dQUOTE=101ｘ=29.974mm本方案中，軸頸上有一個(gè)鍵槽，應(yīng)將軸徑增大5%，即d29.974×〔1+5%〕=31.4727mm按照GB2822-2005的20系列圓整，取d=32mm。根據(jù)GB/T1096—1990，鍵的公稱尺寸QUOTE=10ｘ8，輪轂上鍵槽的尺寸b=10mm，=3.3mm3.齒輪結(jié)構(gòu)尺寸確實(shí)定圖中，dk=32mm，b=20.4mmQUOTE1.6QUOTE=1.6ｘ32=51.2mm；QUOTE-10m=285-10ｘ3=255mm；r=0.5c=2.5mm；D0=0.5(D1+D2)=0.5ｘ(51.2+255)=153.1mm，取=153mm=0.25()=0.25ｘ(255－51.2)=50.95mm，取=51mm；δ=(2.5～4)m=7.5～12mmQUOTE10mm,取δ=10mm；c=〔0.2～0.3〕b=4.08～6.12mm，取c=5mmL=(1.2～1.5)QUOT