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1、一、一、设设计题目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/kW5.1.33电动机满载转速nm/(r/min)960工作机的转速nw/(r/min)110第一级传动比i12轴承座中心高H/mm1805 年 2 班室外、有尘最短工作年限工作环境二、二、选选择齿轮材料、热处理方式、精度等级择齿轮材料、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，
2、该齿轮传动按 8 级精度设计。三、三、初初步计算传动主要尺寸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，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;321m 211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。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。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。许用齿根弯曲应力。1.1.小齿轮传递的转矩小齿轮传递的转矩1=9.55 1061=12根据参考文献2
3、表 9.1，取1=0.96，2=0.97。由此1=12=0.96 0.97 3=2.79361=9.55 1062.2.齿数齿数 Z Z 的初步确定的初步确定为了避免根切，选小齿轮1=17，设计要求中齿轮传动比i=1=1112.7936=9.55 106960=55581N mm12960/2110=4.3636，故2=1=4.3636 17=74.1818，取2=75。此时的传动比误差为=04.3636 75/17 100%=100%=1.1%5%4.3636满足误差要求，故可用。3.3.载荷系数载荷系数 K K 的确定的确定由于 v 值未知，不能确定，故可初选载荷系数=1.11.8，本设计
4、中初选=1.4。4.4.齿宽系数齿宽系数的确定的确定根据参考文献1表 8.6，齿轮在轴承上为悬臂布置，软齿面，选取齿宽系数=0.35。5.5.齿形系数齿形系数和应力修正系数和应力修正系数的确定的确定根据参考文献1图 8.19，1=2.95，2=2.25。根据参考文献2图 8.20，1=1.52，2=1.76。6.6.重合度系数重合度系数的确定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 3.21111+=1.88 3.2+=1.64911217750.750.75=0.25+=0.721.6491=0.25+7.7.许用弯曲应力许用弯曲应力的确定的确定2=式中计入了齿根应力修正系
5、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1=2=300。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=1.25。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=60nan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；因此，1=60 480 1 5 250 2 8=5.76 10815.76 1082=1.32 1084.3636根据参考文献1图 8.30，取1=2=1.0。因此，需用弯曲应力：1=2=根据参考文献1112.95 1.52=0.018681240222.25 1.76=
6、0.01652240因此，1122=,=0.0186812综上，可初算模数：2132 1.4 55581m=0.01868 0.72=2.74620.35 17213300 1.0=2401.25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、四、计计算传动尺寸算传动尺寸1.1.计算载荷系数计算载荷系数 K 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=1.00。3v=11 3.157 17 480=1.349m/s60 100060 100060 1000由参考文献1图 8.7 得动载荷系数=1.1
7、5。由参考文献1图 8.11得齿向载荷分布系数=1.10。由参考文献1表 8.4 得齿间载荷分布系数=1.1。K=1.0 1.15 1.1 1.1=1.392由于该 K 值与初设的 Kt差距很小，故不必修正。2.2.圆整圆整根据参考文献表 8.1，圆整取第一系列标准模数4mm。3.3.其他传动尺寸其他传动尺寸中心距a=(1+2)4 (17+75)=184mm222=2=4 75=300b=1=0.35 68=23.8，取2=251=2+510，取1=30因此，1=1=4 17=68五、五、齿齿面接触疲劳强度的校核面接触疲劳强度的校核齿面接触疲劳强度校核计算公式：+1=1式中u齿数比，为大齿轮齿
8、数与小齿轮齿数之比，u=7517=4.41材料弹性系数，由参考文献1表 8.5，得=189.8 节点区域系数，由参考文献1图 8.14，得=2.5重合度系数，由参考文献1图 8.15，得=0.89+11.392 2 555814.41+1=189.8 2.5 0.89 123.8 6824.41=554.6MPa许用接触应力：=式中试验齿 轮的齿面 接触疲劳极限。由参考 文献1图 8.28，得 1=2=770接触强度计算的寿命系数。由参考文献1图 8.29，得1=1.07，=1.13接触强度计算的安全系数。取=1.04=770 1.07=823.91.0因此有，满足齿面接触疲劳强度要求。六、六
9、、计计算齿轮传动其他尺寸算齿轮传动其他尺寸1.1.齿轮结构型式的确定齿轮结构型式的确定对于大齿轮，齿顶圆直径：=2+2=2+2=4 75+2 4 1=308由于200 500，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，=1+2=1+2=76mm由于 200，采用实心式结构。2.2.轮毂孔径的确定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d 3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=31=0.97 2.7936=2.71C由许用扭转剪
10、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32.71d 3=110=32.00mm110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d 1+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=100MPa，因此d 332.71=100=29.10mm110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d 1+10%29
11、.10=32.01mm，取 d=32mm。3.3.大齿轮结构尺寸的确定大齿轮结构尺寸的确定5参照参考文献1图 8.38：=36，1 1.6=57.6，取1=582 10=268L=1.21.5=43.254，取 L=50mmc=0.20.3 b=57.5mm，取 c=7mm0 0.5 1+2=1630 0.25 2 1=52.5，取0=520=2.54 =1016 10，取0=104.4.键连接设计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b h=10 8，初选 L=45mm，材料选用 45#优质碳素钢。根据公式校核强度：=式中工作面的挤压应力；T传递的扭矩，T=1=55581 ；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；许用挤压应力，由参考文献1表 6.1，取=120=即该键满足要求。22 55581=22.05 4 35 362 参考文献参考文献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，2012.86