哈工大齿轮传动设计
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哈尔滨工业大学
机械设计作业设计计算说明书
题目：齿轮传动设计
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日期：2013.10.19
目录
计算任务书 (3)
计算说明书 (4)
参考文献 (9)
哈尔滨工业大学
机械设计作业任务书
题目：齿轮传动设计
设计原始数据：设计带式运输机中的齿轮传动，
使之满足工作平稳，单向回转，
成批生产。
其他数据见下表1。
电动机工作功率Pd：4 kw
电动机满载转速nm: 960r/min
工作机的转速nw : 100r/min
第一级传动比i1 ：2
轴承座中心高H ：180mm
最短工作年限：3年3班
工作环境：室外、有尘
计算说明书
一.选择齿轮材料、热处理方式、精度等级
由已知，大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。
由参考文献1表6.2查得：
小齿轮调质处理，齿面硬度为217~225HBW ，选取硬度236HBW ； 大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW ，选取硬度210HBW 。
由参考文献2表16.1查得，齿轮可选用8级精度。
二.初步计算传动主要尺寸
因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。
由于目前对
于齿面磨损还无完善的计算方法，因此通常按齿根疲劳强度进行设计，然后考虑磨损的影响，一般将算的模数增大10%~15%之后再取标准值。
下面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
m ≥
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
61
11
9.5510P T n =⨯⨯
11
2m P P ηη= 式中： 1η——带轮的传动效率
2η——滚动轴承的传递的功率
由参考文献2表9.1查得，取10.96η=，20.98η=，代入上式，得:
1120.960.98 5.72 5.381m P P KW ηη==⨯⨯=
所以：
661
11
5.3819.55109.551010706
6.969602
P T N mm
n =⨯⨯
=⨯⨯=⋅
2.齿数的初步确定
为了避免根切，选小齿轮1z =18，设计要求中齿轮传动比i =960
100*2
=4.8，故
z 2 = i 2 z 1 =86.4
圆整后，取2z =87，此时i =4.833，传动比误差
ε = 0.694%<5% 可用
3.齿宽系数d φ的确定
由参考文献1表8.6，选取齿宽系数d φ=0.4 4.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1z = 17 ，2z = 88，代入上式得11
1.88 3.2*()1887
αε=--=1.665
查参考文献[1]图8.21得重合度系数Y ε=0.7。
5.载荷系数t K 的确定
由于v 值未知，v K 不能确定，故可初选t K = 1.1 ~ 1.8 ，这里初选t K = 1.3。
6.齿形系数F Y 和应力修正系数s Y
由参考文献1图8.19查得齿形系数1 2.89F Y =，2 2.2F Y =0
12
11[1.88 3.2(
)]z z αε=-+
由参考文献1图8.20查得应力修正系数1 1.53s Y =，2 1.77s Y = 7.许用弯曲应力的确定
lim
[]N F F F
Y S σσ=
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；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，断齿的后果更为严重。
所以，一般取F S =1.25 由参考文献1图8.28弯曲疲劳极限应力
σFlim1 =215Mpa ，σFlim2 =180Mpa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算
1160h N n aL =
式中 n ——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
8111
6060*960*1*3*3*8*250* 5.184*102
n N n aL ===
812 1.08*10N
N i
==
由参考文献1图8.30 得，弯曲强度寿命系数12 1.0N N Y Y == 故弯曲应力1lim111*220
[]1761.25N F F F Y S σσ=
== 2lim221*180
[]1441.25
N F F F Y S σσ=
==
111 2.89*1.530.0251[]176
F S F Y Y σ==
222 2.20*1.77
0.027[]144
F S F Y Y σ==
3.437nt m ≥= 三.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2查得 1.0A K =
11
11
*3.437*18*960*0.5*0.96*0.98
1.46360*1000
60*1000
60*1000
t nt d n m z n v πππ=
=
=
=
由参考文献1图8.7得动载荷系数
1.151v K =
由参考文献1图8.11得齿向载荷分布系数
1.21K β=
由参考文献1表8.4得齿间载荷分布系数 1.1K α=， 则 1.53A v K K K K K βα==
2.对nt m 进行修正，并圆整为标准模数
3.629n m m === 考虑磨损的影响将莫属增大10%为3.629*（1+10%）=3.992
按表8.1，圆整为4。
3.计算传动尺寸
中心距12()4*(1887)
21022
n m z z a mm ++===
10.4*7228.8d b d mm φ===
取230b b mm ==，135b mm =
四. 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2222874241356360a a d d h mz m mm mm =+=+=⨯+⨯⨯=< 为了减少质量和节约材料，采用锻造腹板式（模锻）结构。
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，
d ≥
=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； 根据参考文献1表9.4查得C=118～106，取C=118，
所以，d ≥
本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即
44.55*(15%)d ≥+=46.775mm
按照GB/T2822-2005的40a R 系列圆整,取d=48mm
由参考文献2表11.27，键的公称尺寸14*9，轮毂上键槽的尺寸b=14mm,
1t =3.8mm 。
3.齿轮结构尺寸的确定
1 1.6k D d ≈=76mm ；21035610*4316a D d m =-=-=mm; (1.2~1.5)57.6~72k L d mm ==，取L=60mm;
0120.5()196D D D ≈+=,取0196D =mm ； 0210.25()d D D ≈-=60，取060d =mm ；
0(2.5~4)10~1610m mm mm δ==≥，取012mm δ=； c=(0.2~0.3)b=6~9mm;取c=8mm; r=0.5c=4mm 。
五.参考文献
【1】王黎钦，陈铁鸣.机械设计【M 】.5版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,2010. 【2】宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006.。
