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P d /kW
电动机满载转速n m /(r/min) 工作机的转速n w /(r/min)
第一级传动比i 1 轴承座中心高H/mm 最短工作年限 工作环境 5.1.3 3 960 110 2 180 5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241~286HBW ，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;
m ≥√2KK 1K K K 1
2∙K K K K K K [K ]K 3
式中 K K ——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力K K 的影响。
K K ——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。
K K ——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。
[K ]K ——许用齿根弯曲应力。
1. 小齿轮传递的转矩
K 1=9.55×106×K 1K 1
K 1=K 1K 2K K
根据参考文献[2]表9.1，取K 1=0.96，K 2=0.97。
由此
K 1=K 1K 2K K =0.96×0.97×3=2.7936KK
K 1=9.55×106×
K 1K 1=9.55×106×2.79369602=55581N ∙mm 2. 齿数Z 的初步确定
为了避免根切，选小齿轮K 1=17，设计要求中齿轮传动比i =K 1K K =960/2110=4.3636，故
K 2=K ×K 1=4.3636×17=74.1818，取K 2=75。
此时的传动比误差为
ε=|K −K 0K |×100%=|4.3636−75/174.3636
|×100%=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，K K 不能确定，故可初选载荷系数K K =1.1~1.8，本设计中初选K K =1.4。
4. 齿宽系数K K 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K K =0.35。
5. 齿形系数K K 和应力修正系数K K 的确定
根据参考文献[1]图8.19，K K1=2.95，K K2=2.25。
根据参考文献[2]图8.20，K K1=1.52，K K2=1.76。
6. 重合度系数K K 的确定
对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端面重合度
K K =[1.88−3.2(1K 1+1K 2)]=[1.88−3.2(117+175
)]=1.6491 K K =0.25+0.75K K =0.25+0.751.6491
=0.72
7. 许用弯曲应力[K ]K 的确定
[K ]K =K KKKK K K K K
式中 K KKKK ——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K KKKK1=K KKKK2=300KKK 。
K K ——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K K =1.25。
K K ——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 =60na K K
n ——齿轮转速，r/min;
a ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；
K K ——齿轮的工作寿命，h ；
因此，
K 1=60×480×1×5×250×2×8=5.76×108K
K 2=K 1K =5.76×108
4.3636
=1.32×108K 根据参考文献[1]图8.30，取K K1=K K2=1.0。
因此，需用弯曲应力：
[K ]K1=[K ]K2=
K KKKK K K K K =300×1.01.25
=240KKK 根据参考文献[1] K K1K K1[K ]K1=2.95×1.52240
=0.01868 K K2K K2[K ]K2=2.25×1.76240
=0.0165 因此，
K K K K [K ]K =KKK {K K1K K1[K ]K1,K K2K K2[K ]K2
}=0.01868 综上，可初算模数：
m ≥√2KK 1K K K 12∙K K K K K K [K ]K 3=√2×1.4×555810.35×172×0.01868×0.723=2.746KK 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K K =1.00。
v =
KKK 60×1000=KKK 1K 160×1000=K ×3.157×17×48060×1000
=1.349m /s 由参考文献[1]图8.7得动载荷系数K K =1.15。 由参考文献[1]图8.11得齿向载荷分布系数K K =1.10。
由参考文献[1]表8.4得齿间载荷分布系数K K =1.1。
K =K K K K K K K K =1.0×1.15×1.1×1.1=1.392
由于该K 值与初设的K t 差距很小，故不必修正。
2. 圆整K K
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 =
K (K 1+K 2)2=4×(17+75)2
=184mm 因此，K 1=KK 1=4×17=68KK K 2=KK 2=4×75=300KK
b =K K K 1=0.35×68=23.8KK ，取K 2=25KK
K 1=K 2+(5~10)KK ，取K 1=30KK
五、 齿面接触疲劳强度的校核
齿面接触疲劳强度校核计算公式：
K K =K K K K K K √KK K KK 1∙K +1K
≤[K ]K 式中 u ——齿数比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u =7517=4.41
K K ——材料弹性系数，由参考文献[1]表8.5，得K K =189.8√KKK K K ——节点区域系数，由参考文献[1]图8.14，得K K =2.5
K K ——重合度系数，由参考文献[1]图8.15，得K K =0.89
K K =K K K K K K √KK K KK 1∙K +1K =189.8×2.5×0.89×√1.392×2×5558123.8×682×4.41+14.41=554.6MPa
许用接触应力：
[K ]K =K KKKK K K K K
式中 K KKKK ——试验齿轮的齿面接触疲劳极限。由参考文献[1]图8.28，得K KKKK 1= K KKKK2=770KKK
K K ——接触强度计算的寿命系数。由参考文献[1]图8.29，得K K1=1.07，
