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1、一、 设计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下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。方案电动机工作功率Pd/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机的转速nw/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境5.1.3396011021805年2班室外、有尘二、 选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且仅有一级齿轮减速传动，故大、小齿轮均选用40Cr合金钢，调质处理，采用软齿面。大小齿面硬度为241286HBW，平均硬度264HBW。由要求，该齿轮传动按8级精度设计。三、 初步计算传动主要尺寸本装置
2、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，并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;m32KT1dz12YFYsYF式中 YF齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力F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。 F许用齿根弯曲应力。1. 小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1n1p1=12Pd根据参考文献2表9.1，取1=0.96，2=0.97。由此
3、P1=12Pd=0.960.973=2.7936KWT1=9.55106P1n1=9.551062.79369602=55581Nmm2. 齿数Z的初步确定为了避免根切，选小齿轮z1=17，设计要求中齿轮传动比i=n1nw=960/2110=4.3636，故z2=iz1=4.363617=74.1818，取z2=75。此时的传动比误差为=i-i0i100%=4.3636-75/174.3636100%=1.1%5%满足误差要求，故可用。3. 载荷系数K的确定由于v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8，本设计中初选Kt=1.4。4. 齿宽系数d的确定根据参考文献1表8.6，齿
4、轮在轴承上为悬臂布置，软齿面，选取齿宽系数d=0.35。5. 齿形系数YF和应力修正系数Ys的确定根据参考文献1图8.19，YF1=2.95，YF2=2.25。根据参考文献2图8.20，Ys1=1.52，Ys2=1.76。6. 重合度系数Y的确定对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端面重合度=1.88-3.21z1+1z2=1.88-3.2117+175=1.6491Y=0.25+0.75=0.25+0.751.6491=0.727. 许用弯曲应力F的确定F=FlimYNSF式中 Flim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，根据参考文献1图8.28，取Flim1=Flim2
5、=300MPa。 SF齿根弯曲强度计算的安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重，故一般取SF=1.25。 YN弯曲强度计算的寿命系数。 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算：N=60naLh n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；因此，N1=604801525028=5.76108hN2=N1i=5.761084.3636=1.32108h根据参考文献1图8.30，取YN1=YN2=1.0。因此，需用弯曲应力：F1=F2=FlimYNSF=3001.01.25=240MPa根据参考文献1YF1YS1F1=2.951.52240=0.0
6、1868YF2YS2F2=2.251.76240=0.0165因此，YFYSF=maxYF1YS1F1,YF2YS2F2=0.01868综上，可初算模数：m32KT1dz12YFYsYF=321.4555810.351720.018680.72=2.746mm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%，即m=1+15%2.746=3.157mm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，由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.00。v=dn601000=mz1n1601000=3.15717480601000=1.349m/s由参考文献1
7、图8.7得动载荷系数Kv=1.15。由参考文献1图8.11得齿向载荷分布系数K=1.10。由参考文献1表8.4得齿间载荷分布系数K=1.1。K=KAKvKK=1.01.151.11.1=1.392 由于该K值与初设的Kt差距很小，故不必修正。2. 圆整mn根据参考文献表8.1，圆整取第一系列标准模数4mm。3. 其他传动尺寸中心距a=m(z1+z2)2=4(17+75)2=184mm 因此，d1=mz1=417=68mm d2=mz2=475=300mm b=dd1=0.3568=23.8mm，取b2=25mm b1=b2+510mm，取b1=30mm五、 齿面接触疲劳强度的校核齿面接触疲劳强
8、度校核计算公式：H=ZEZHZKFtbd1u+1uH式中 u齿数比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u=7517=4.41 ZE材料弹性系数，由参考文献1表8.5，得ZE=189.8MPa ZH节点区域系数，由参考文献1图8.14，得ZH=2.5 Z重合度系数，由参考文献1图8.15，得Z=0.89H=ZEZHZKFtbd1u+1u=189.82.50.891.39225558123.86824.41+14.41=554.6MPa许用接触应力：H=HminZNSH式中 Hmin试验齿轮的齿面接触疲劳极限。由参考文献1图8.28，得Hmin1= Hmin2=770MPa ZN接触强度计算的寿命系数
9、。由参考文献1图8.29，得ZN1=1.07，ZN= 1.13 SH接触强度计算的安全系数。取SH=1.0H=HminZNSH=7701.071.0=823.9MPa因此有HH，满足齿面接触疲劳强度要求。六、 计算齿轮传动其他尺寸1. 齿轮结构型式的确定对于大齿轮，齿顶圆直径：da=d2+2ha=mz2+2mh*=475+241=308mm由于200mmda500mm，故采用腹板式结构。为降低成本、提高效率、适于批量生产，采用模锻的加工方法，起模斜度为1:10。同理对于小齿轮，da=d1+2ha=mz1+2mh*=76mm由于da200mm，采用实心式结构。2. 轮毂孔径的确定大齿轮轮毂孔径是
10、根据与孔相配合的轴径确定，此处按照扭矩初算轴径dC3Pn式中 P轴传递的功率，由参考文献2表9.1可知8级精度的一般齿轮传动效率3=0.97，因此P=3P1=0.972.7936=2.71kW C由许用扭转剪应力确定的系数，由参考文献1表10.2得C=11297MPa，对于大齿轮，不安装在轴端部，取较大值C=110MPa，因此dC3Pn=11032.71110=32.00mm轴和大齿轮连接时用键连接，轴和联轴器连接时用键连接，即轴颈上有2个键槽，应将轴径增大10%，即d1+10%32.00=35.21mm，根据参考文献2表9.4取d=36mm。对于小齿轮，安装在轴端部，其C值应取较小值，即取C
11、=100MPa，因此dC3Pn=10032.71110=29.10mm轴和小齿轮连接时用键连接，轴和V带大轮连接时用键连接，即轴颈上有2个键槽，应将轴径增大10%，即d1+10%29.10=32.01mm，取d=32mm。3. 大齿轮结构尺寸的确定参照参考文献1图8.38：dk=36mm，D11.6dk=57.6mm，取D1=58mmD2da-10m=268mmL=1.21.5dk=43.254mm，取L=50mmc=0.20.3b=57.5mm，取c=7mmD00.5D1+D2=163mmd00.25D2-D1=52.5mm，取d0=52mm0=2.54m=1016mm10mm，取0=10m
12、m4. 键连接设计对于大齿轮一侧：使用圆头普通平键（A型），根据参考文献2表11.28，可知公称尺寸bh=108，初选L=45mm，材料选用45#优质碳素钢。根据公式校核强度：P=2TkldP式中 P工作面的挤压应力；T传递的扭矩，T=T1=55581Nmm；L键的工作长度，对于该A型平键，l=L-b=35mmk键与毂槽的接触高度，取k=h/2=4mm；P许用挤压应力，由参考文献1表6.1，取P=120MPaP=2Tkld=25558143536=22.05MPaP即该键满足要求。参考文献1 机械设计/王黎钦，陈铁鸣主编. 6版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2015.72 机械设计课程设计/张锋，古乐主编. 5版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2012.8