哈工大机械设计大作业--齿轮传动设计5.3.4(绝对完美版)

Harbin Institute of Technology齿轮传动设计设计说明书课程名称：机械设计设计题目：齿轮传动设计院系：能源科学与工程学院班级：设计者：学号：指导教师：曲建俊设计时间：哈尔滨工业大学目录一、设计题目--------------------------------------------------------------------------------2二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级----------------------------------------2三、初步计算传动主要尺寸--------------------------------------------------------------3四、确定传动尺寸--------------------------------------------------------------------------4五、校核齿根弯曲疲劳强度--------------------------------------------------------------5六、计算齿轮传动其他尺寸--------------------------------------------------------------6七、大齿轮结构设计-----------------------------------------------------------------------7八、参考文献--------------------------------------------------------------------------------8一、设计题目设计题目:设计绞车（带棘轮制动器）中的齿轮传动传动方案如下图所示:已知数据：方案电动机工作功率dP/kW电动机满载转速mn/(r/min)工作机的转速wn/(r/min)第一级传动比1i轴承座中心高H/mm最短工作年限FC32208年3班25%注：FC--电动机额定负载时间持续率。

二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到绞车（带棘轮制动器）为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面。

由参考文献[1]表查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~255HBW，平均硬度236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBW，平均硬度190HBW。

大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW。

大、小齿轮均选用8级精度设计。

三、初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面闭式传动，齿面疲劳点蚀是其最主要的失效形式，故按齿面接触疲劳强度进行设计。

齿面接触疲劳强度的设计公式：[]321112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥HH E d Z Z Z u u KT d σφε式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩1T 。

61119.5510P T n =⨯⨯112dP P ηη=式中1η——V 带传动的传动效率；2η——滚动轴承的传动功率；由参考文献[2]表可知96.01=η，98.02=η，带入上式可得：kW kW P P d 7632.30.498.096.0211=⨯⨯==ηη 故mm N n P T ⋅=⋅⨯=⨯=3.11783139157632.31055.91055.961161（2）设计时，因v 值未知，v K 不能确定，故可初选载荷系数8.1~1.1=t K ，本题初取3.1=t K 。

（3）由参考文献[1]表取齿宽系数0.1=d φ。

（4）由参考文献[1]表查得弹性系数MPa Z E 8.189=。

（5）由参考文献[1]图查得节点区域系数5.2=H Z 。

（6）齿数比083.5603915==u 。

（7）初选241=z ，则99.121083.52412=⨯==u z z ，取1222=z 。

由参考文献[1]式（）得72.10.112212412.388.1cos 112.3-88.121=⨯⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫⎝⎛+=βεαz z由表参考文献[1]图得重合度系数861.0=εZ 。

（8）许用接触应力可由参考文献[1]式（）[]HH N H S Z limσσ=算得。

由参考文献[1]图（e ）、（a ）得接触疲劳极限应力MPa H 5701lim =σ，MPa H 3902lim =σ。

由参考文献[1]表，取安全系数0.1=H S 。

小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为81110784.88250830.139156060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h aL n N881210728.1083.510784.8⨯=⨯==u N N由参考文献[1]图查得寿命系数02.11=N Z ，12.12=N Z （允许局部点蚀），则[]MPa S Z HH N H 4.5810.157002.11lim 11=⨯==σσ[]MPa S Z HH N H 8.4360.139012.12lim 22=⨯==σσ 故取 [][]MPa H H 8.4362==σσ 初算小齿轮1的分度圆直径t d 1，得[]mm Z Z Z u u T K d H H E d t t 451.688.436861.05.28.189083.51083.50.13.1178313.1212323211=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⋅⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σφε四、确定传动尺寸（1）计算载荷系数K 。

由参考文献[1]表查得使用系数25.1=A K 。

齿轮线速度如下式s m n d v t 09.11000603915451.6810006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ由参考文献[1]图查得动载系数1.1=V K ；由参考文献[1]图查得齿向载荷分布系数06.1=βK ； 由参考文献[1]表查得齿间载荷分配系数1.1=αK 。

故载荷系数60.11.106.11.125.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K V A（2）对t d 1进行修正。

因K 与t K 有较大差异，故需要对按t K 值计算出的t d 1进行修正，即mm K K d d t t 357.733.160.1451.683311=⨯== （3）确定模数m 。

mm z d m 06.324357.7311===按参考文献[1]表，取mm m 3=。

（4）计算传动尺寸。

中心距()()mm z z m a 219122243212121=+⨯⨯=+=改变m 、Z 的搭配，圆整中心距，取241=z ，1202=z ，mm m 3=，则()()mm z z m a 216120243212121=+⨯⨯=+=524120'==i ，%5%66.155083.5<=-=∆i i ，允许 由mm d b d 357.73357.730.112=⨯==φ，取mm b 742=。

又()mm b b 10~521+=，取mm b 801=。

五、校核齿根弯曲疲劳强度[]F s F F Y Y Y bmd KT σσε≤=112 式中各参数：（1）11d m T K 、、、值同前。

（2）齿宽mm b b 742==。

（3）齿形系数F Y 和应力修正系数s Y 。

由参考文献[1]图查得65.21=F Y ，15.22=F Y 。

由参考文献[1]图查得58.11=S Y ，82.12=S Y 。

（4）由参考文献[1]图查得重合度系数71.0=εY 。

（5）许用弯曲应力可由参考文献[1]式（）[]FF N F S Y limσσ=算得。

由参考文献[1]图（f ）、（b ）查得弯曲疲劳极限应力MPa F 2201lim =σ，MPa F 1702lim =σ由参考文献[1]图查得寿命系数0.121==N N Y Y 。

由参考文献[1]表查得安全系数25.1=F S ，故[]MPa S Y FF N F 17625.12200.11lim 11=⨯==σσ[]MPa S Y FF N F 13625.11700.12lim 22=⨯==σσ []MPa MPa Y Y Y bmd KT F s F F 17683.6871.058.165.2357.733743.11783160.122111111=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσε[]MPa MPa Y Y Y bmd KT F s F F 13697.6371.081.115.2357.733743.11783160.122222112=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσε 满足齿根弯曲疲劳强度要求。

六、计算齿轮传动其他尺寸（1）对于小齿轮：分度圆直径mm mz d 7224311=⨯==；齿顶高mm m h h aa 331*1=⨯==； 齿根高()()mm m c h h a f 75.3325.01**1=⨯+=+=；齿顶圆直径mm h d d a a 7832722111=⨯+=+=； 齿根圆直径mm h d d f f 5.6475.32722111=⨯-=-=； 小齿轮齿宽mm b 801=。

（2）对于大齿轮：分度圆直径mm mz d 360120322=⨯==；齿顶高mm m h h aa 331*2=⨯==； 齿根高()()mm m c h h a f 75.3325.01**1=⨯+=+=；齿顶圆直径mm h d d a a 368323602222=⨯+=+=； 齿根圆直径mm h d d f f 5.35275.323602222=⨯-=-=； 大齿轮齿宽mm b 742=。

七、大齿轮结构设计（1）齿轮结构形式的确定由于齿顶圆直径mmmm h d d a a 500368323602222<=⨯+=+=，为了减少质量和节约材料，采用锻造腹板式结构。

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。

（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3nP C d ≥ 由参考文献[1]表查得103~126=C ，由于齿轮不装在轴端部，故取125=C 。

由参考文献[2]由表查得8级精度的一般齿轮传动效率97.03=η，则kW P P 650.397.07632.331=⨯==η 所以mm n P C d 161.4960650.312533=⨯=≥ 考虑到键槽削弱轴的强度，而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，故应将轴径增大10%，则()mm d 077.54161.49%101=⨯+≥根据参考文献[2]表，按标准20052822-GB 的20a R 系列圆整，取mm d 56=。