Harbin Institute of Technology
机械设计大作业说明书
大作业名称：齿轮传动设计
设计题目： 5.1.2
班级：1208108
设计者：
学号：
指导教师：吴伟国、古乐
设计时间：2014.11.04
哈尔滨工业大学
目录
齿轮设计任务书 (1)
一选择齿轮材料、热处理工艺及精度等级 (1)
二传动装置的运动和动力参数设计 (2)
三选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 (3)
四初步计算传动主要尺寸 (4)
五计算传动尺寸 (7)
六大齿轮结构尺寸的确定 (8)
七参考文献 (9)
一、机械设计作业任务书
1. 设计题目：齿轮传动设计
2. 设计结构简图
3. 设计原始数据
机器工作平稳，单向回转，成批生产
方案 P d （KW ） (/m in )m n r
(/m in )w n r
1i
轴承座中
心高H （mm ）
最短工作 年限L 工作环境 5.1.2 4 960 100 2
180
3年3班
室外 有尘
三、 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。
45
由参考文献1表6.2
217~225HBW 平均硬度236HBW
162~217HBW
189.5HBW 。
由参考文献2表16.1
8级精度。
二、 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 Y 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
总传动比i ∑
：
60.9100
960==
=
w
m n n i
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
分配传动比：21i i i ?=∑
故第二级齿轮传动的传动比为：80.42
6.91
2===i i i 。
3、传动装置各轴的运动参数
（1）、各轴转速
电动机轴 m n =960r/min
I 轴 I n =m n /1i =480r/min
∏
轴 ∏n =I n /2i =100r/min
卷筒轴 I∏
n =100r/min （2）、各轴输入功率
电动机轴 P=4KW
I 轴
11p p η=
其中1η-V 带传动效率，由参考文献【2】表9.1，有1η=0.96； 代入数据：kW
P 84.396.04=?=
Ⅰ
∏
轴 321ηηp p =∏
其中 2η-齿轮传动效率，由参考文献【2】表9.1有2η=0.97； 3
η
-轴承传动效率，由参考文献【2】表9.1有3
η
=0.98； 代入数据有： kW kW P P 65.398.097.084.332=??=??=ηηⅠ
Ⅱ
卷轴筒 34p p ηη∏I ∏=
由参考文献【2】表9.1有40.99η=； 代入数据有： kW
kW P P 542.399.098.065.343=??=??=ηηⅡⅢ
（3）、各轴的转矩 电动机轴的输出转矩
mm
N mm N n P T m
d d ?=??
?=?
?=67.39791960
410
55.910
55.96
6
I 轴 mm N mm N i T T d ??=???==
4
1110
64.7296.067.39791
ηⅠ
∏
轴 mm N mm N i T T ??=?????=???=5
4
23210
486.38.498.097.010
64.7ηηⅠⅡ
卷筒轴
mm
N mm N i T T ??=?????=???=5
5
34310382.3199.098.010486.3ηηⅡⅢ
上述计算结果如下表。
轴号 功率
/P kW
转矩
/()
T N m m ? 转速 /(/m in )n r 传动比i 效率η
电动机轴 4 67
.39791
960
2
0.96 I 轴 3.84 4
1064.7?
480 4.8
0.95
5
10486.3?
四、 初步计算传动主要尺寸
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，因此初步确
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
13
2
12[]F s d F
Y Y Y K T m z ε
φσ≥
? 式中F Y ——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力F σ的影响
s Y ——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 ε——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
σ——许用齿根弯曲应力
1.小齿轮传递的转矩1T 由上一步可知：
mm N mm N i T T d ??=???==4
1110
64.7296.067.39791
ηⅠ
2.载荷系数t K 的确定
设计时，t K = 1.1-1.8，本题初选选t K = 1.3 3.齿宽系数d φ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 1.0d φ=
II 轴 3.65
100
1
0.97
卷筒轴
3.542 5
10382.3?
100
4.齿数的初步确定
初选小齿轮1z =21 设计要求中齿轮传动比8.4100
29601=?=
?=w
m n i n i
故
8.100218.412=?=?=z i z
圆整后，取1012=Z 此时传动比误差
%5%198.0|8
.421101
8.4|
%100||
≤=-
=?-=i
i i ε
5.齿形系数F Y 和应力修正系数s Y
由参考文献[1]图6.20查得
齿形系数Y F1=2.73，Y F2=2.21
由参考文献[1]图6.21查得
应力修正系数Y s1=1.55，Y s2=1.82
6.重合度系数Y ε的确定
对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度
式中
1z 、2z ——齿数
把101,2121==z z ，代入上式得
70.1)1011
211(2.388.1)1
z 1(
2.38.8121
=+?-=??????
+
-=z αε 根据经验公式，确定
70.070
.175.025.075
.025.0=+
=+
=α
εεY
7.许用弯曲应力的确定
lim
[]N F F F
Y S σ
σ=
式中 lim
F σ
——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；
1
2
11
[1.88 3.2()]z z αε=-+
当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7
F S ——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F S =1.25
由参考文献[1]图6.29弯曲疲劳极限应力
lim 1
240F M P a σ
=，
lim 2
180F M P a
σ
=
由参考文献[1]表6.7，取安全系数 1.25F S = 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算
1160h N n a L =
式中 n 1 ——齿轮转速，r/min ；
a ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数； h L ——齿轮的工作寿命，h （小时）
代入数值，分别有
8
1
1110184.52
24
32501960606060?=?????=
=
=i aL
n aL
n N h
w h
由参考文献[1]图6.32 得，弯曲强度寿命系数12 1.0N N Y Y == 故弯曲应力
1lim 1
1 1.0240[]192M 1.25
N F F F
Y P a
S σ
σ?=
=
=
[]2lim 2
2
1.0180144M 1.25
N F F F
Y P a S σ
σ?=
=
=
[]0220
.0192
55
.173.21
1
1=?=
F S F Y Y σ
[]0279
.0144
82
.121.22
2
2=?=
F s F Y Y σ
221121m a x ,[][][]F s F s F s F F F Y Y Y Y Y Y σσσ??
=????
所以
[][]0279
.02
2
21
1
1==
F s F F s F Y Y Y Y σσ
8.初算模数
[]966
.20279.021
0.170
.017.756043.1223
2
3
2
1
1=?????=
?
≥
F
s
F d t Y Y Z Y KT m σφε
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%，故
410.3%)151(966.2=+?≥t m
五、 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 1.0A K =
s m n mz n d v /799.11000
602
/96021410.31000
601000
601
11
1=????=
?=
?=
πππ
由参考文献[1]图6.7得动载荷系数 1.08v K = 由参考文献[1]6.12得齿向载荷分布系数 1.1=βK 由参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数 1.1=αK ，则
307.11.11.108.10.1=???==αβK K K K K v A
K 值与初取的t K = 1.3差距很小，不须修正 2.修正m
416.33
.11.307410.33
3
=?
==t
t K K m m
由参考文献[1]表6.1，圆整取第二系列标准模数m=3.5 3.计算传动尺寸
中心距
mm z z m a 5.2132
)
10121(5.32
)
(21=+?=
+=
所以
mm mz d 5.73215.311=?==
mm mz
d 5.3531015.32
2=?==
5.735.730.11=?=?=d b d φ mm mm b b mm b b 80)105(,74212=-+===
六、 大齿轮结构尺寸的确定
1.齿轮结构型式的确定
齿顶圆直径 mm mm m z h d d a a 5005.3605.3)2101()2(222<=?+=+=+=
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，
[]
3
3
6
2.010
55.9n
P C n P d ?=?≥
τ
式中 d ——轴的直径；
τ——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;
[]τ——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， 所以
[]
mm n
P C n P d 810.39100
84.31182.010
55.93
3
3
6
=?
=?=?≥
τ
本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即
mm d 800.41%)51(810.39=+?=
按照GB2822-81的a R 20系列圆整，取d=40mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸812?=?h b ，轮毂上键槽的尺寸b=12mm
1 3.3t m m =
3.齿轮结构尺寸的确定
自由锻
mm d 40=，mm b 74=
mm d D 64406.16.11=?=≈
mm m d D a 5.3255.3105.360102=?-=-≈取326mm mm d L d L 605.1)5.1~2.1(===取取74mm b c )3.0~2.0(=取mm b c 5.1825.0==，取19mm mm c r 5.9195.05.0=?==
mm D D D 75.194)5.32564(5.0)(5.0210=+?=+≈取195mm mm D D d 375.65)645.325(25.0)(25.0120=-?=-≈取65mm m )4~5.2(0=δ取mm 5.105.330=?=δ,mm 100≥δ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] 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2005