机械系统设计大作业4

HarbinInstituteofTechnology机械设计大作业题目：齿轮传动设计院系：机电工程学院班级：1208106姓名：学号：11208哈尔滨工业大学目录设计任务书------------------------------------------------------------------1设计说明书------------------------------------------------------------------21.选择齿轮材料、热处理方式、精度等级----------------------------22.初步计算传动主要尺寸---------------------------------------------------23.计算传动尺寸---------------------------------------------------------------54.齿轮传动其他尺寸确定----------------------------------------------------65.齿轮各偏差设计及计算----------------------------------------------------76、参考文献--------------------------------------------------------------------8设计任务书设计带式运输机中的V带传动带式运输机的传动方案如图所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见下表。方案电动机工作功率错误!未找到引用源。（KW）电动机满载转速错误!未找到引用源。工作机转速错误!未找到引用源。第一级传动比错误!未找到引用源。轴承座中心高H（mm）最短工作年限工作环境2496010021803年3班室外、有尘设计说明书1.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。考虑到带式运输机为一般机械，大、小齿轮均选用40Cr合金钢，调制处理，采用软齿面。由参考文献1表6.2可取：大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW；由参考文献2表6.1查得：齿轮可选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸本装置的齿轮传动为采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。其设计准则按齿根疲劳强度进行设计，然后考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。齿根弯曲疲劳强度设计公式（6.13）13212[]FsdFYYYKTmz式中FY——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力F的影响。sY——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。[]F——许用齿根弯曲应。（1）小齿轮传递的转矩1T61119.5510PTn，112mPP由参考文献2表9.1可取10.97，20.99得到1120.970.994.0KW3.841KWmPP所以6641113.8419.55109.55107.64210Nmm9602PTn（2）齿数Z的初步确定初选小齿轮117z，齿轮传动比：19604.82100mwniin则214.81781.6ziz圆整后，取282z。此时的传动比误差为0824.817||100%||100%0.49%5%4.8iii（3）载荷系数tK的确定由于v值未知，vK不能确定，故可初选=1.1~1.8tK，这里初选1.4tK；（4）齿宽系数d的确定初步设计齿轮在轴承上为悬臂布置，软齿面，由参考文献1表6.6查得，选取齿宽系数0.4d（5）齿形系数FY和应力修正系数sY由参考文献1图6.20查得：齿形系数12.95FY，22.22FY由参考文献1图6.21查得：应力修正系数11.52sY，21.80sY（6）重合度系数sY的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度12111.883.2()zz式中1z、2z——齿数把117z，2 82z，代入上式得1211111.883.2()1.883.2()1.6531782zz根据经验公式，确定0.750.750.250.250.7031.653Y（7）许用弯曲应力的确定lim[]NFFFYS式中limF——计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7。FS——安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重。所以，一般取FS=1.25。由参考文献1图6.29弯曲疲劳极限应力：lim1lim2360FFMPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算160hNnaL式中1n——齿轮转速，r/min；a——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；hL——齿轮的工作寿命，h代入数值，分别有811160609601383250605.184102whhnaLNnaLi88125.184101.08104.8NNi由参考文献1图6.32得，弯曲强度寿命系数121.0NNYY故弯曲应力lim121.0360[][]240MPa1.25NFFFFYS1112.951.520.0187[]240FsFYY2222.221.800.0167[]240FsFYY由于112212max,[][][]FsFsFsFFFYYYYYY所以1110.0187[][]FsFsFFYYYY（8）初算法向模数初算法向模数5133221221.41.093100.7030.01873.195[]0.417FstdFKTYYYmz对于开式齿轮，考虑磨损的影响将模数增大10%~15%可取3.195115%3.675ntm3.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6.3查得1.0AK则111119603.143.6751721.5760100060100060000dnmznvms由参考文献1图6.7取动载荷系数1.11vK由参考文献1图6.12取齿向载荷分布系数1.21K由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数1.1K1.01.111.211.11.477AVKKKKKK值与初取的=1.4tK差距很小，不须修正。（2）圆整nm331.4773.6753.741mm1.4nnttKmmK查参考文献1表6.1，圆整取第一系列标准模数4（3）计算传动尺寸中心距12()4(1782)198mm22mzza圆整为a200mm螺旋角1112m(zz)4(1782)=coscos86'3522200a1141769mmcos0.99mzd22482332mmcos0.99mzd10.468.68727.475mmdbd齿宽应圆整，故取28mmb取228mmbb由于125~10mmbb，取133mmb4．齿轮传动其他尺寸确定（1）齿轮结构型式的确定齿顶圆直径2222*332241340mmaaddhmzmh200500mmad，故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，633k9.55100.2[]PPndCn式中：kd——轴的直径，mm；——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1表9.4查得C106~97，取C100故335.49310638.013mm100kPdCn本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即38.013(15%)39.914mmkd取圆整，40mmkd。键的公称尺寸12mm8mmbh，轮毂上键槽的尺寸b12mm，13.3mmt。（3）齿轮结构尺寸的确定参照参考文献1图6.45，选定模锻，根据之前的计算及取定结果：40mmkd；28mmb；340mmad可以得到：11.61.64064mmkDd210340104300mmaDdm(1.2~1.5)=48~60mmkLd,取L48mm0120.5()0.5(64300)182mmDDD0210.25()0.25(30064)59mmdDD0(2.5~4)(10~16)mmm，取010mm；(0.2~0.3)(5.6~8.4)mmCb，取C8mm。r=0.5C=4mm5.齿轮各偏差设计及计算根据本设计中2332mmd，4m，28mmb由参考文献2表16.3查得：单个齿距极限偏差0.022mmptf，齿距累计总偏差0.094mmpF，径向跳动公差0.075mmrF，齿廓总偏差0.034mmF由参考文献2表16.4得：螺旋线总偏差0.027mmF再由表16.9得：跨测齿数10K公法线长度*29.19374116.775mmkkWWm由表16.6得：齿轮最小侧隙min0.19bnj则齿厚上偏差min/2cos0.19/2cos20mm0.101mmsnsbnnEj由表16.7和表15.2查得切齿径向进刀公差1.2691.260.140.176mmrbIT从而齿厚公差22222tan0.0750.1762tan200.139mmsnrrnTFb则齿厚下偏差0.101mm0.139mm0.240mmsnisnssnEET公法线长度上偏差cos0.101cos200.095mmbnssnsnEE公法线长度下偏差cos0.240cos200.226mmbnisninEE6、参考文献[1]宋宝玉、王黎钦.机械设计.北京：高等教育出版社，2010.[2]宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006.