2023年机械设计齿轮传动[机械大作业齿轮传动].docx

《2023年机械设计齿轮传动[机械大作业齿轮传动].docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《2023年机械设计齿轮传动[机械大作业齿轮传动].docx（14页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、2023年机械设计齿轮传动机械大作业齿轮传动 哈尔滨工业高校 机械设计作业设计计算说明书 题目 齿轮传动设计 系别 机械设计制造及其自动化 班号 姓名 日期 2023年 月 日 哈尔滨工业高校 机械设计作业任务书 题目 齿轮传动设计 设计原始数据： 图1 带式运输机 带式运输机的传动方案如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。 书目 1.计算传动装置的总传动比i 并安排传动比4 1.1总传动比4 1.2安排传动比4 2.计算传动装置各轴的运动和动力参数4 2.1各轴的转速4 2.2各轴的输入功率4 2.3各轴的输入转矩5 3.齿轮传动设计5 3.1选择齿轮材料、热处理方式

2、和精度等级5 3.2初步计算传动主要尺寸5 3.3计算传动尺寸7 3.4校核齿面接触疲惫强度8 3.5计算齿轮传动其他尺寸8 3.6齿轮的结构设计9 3.7大齿轮精度设计10 4.参考文献13 一、计算传动装置的总传动比i并安排传动比 1.总传动比为 i=nm960=10.67 nw90 2.安排传动比 由于i1为1.8，所以 i2=i10.67=5.926 i11.8 二、计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.各轴的转速 1轴 n1=nm=960r/min 2轴 n2=n1960r/min =533.33r/mini11.8 n2533.33r/min =90r/mini25.9263轴 n

3、3= 卷筒轴 nw=n3=90r/min 2.各轴的输入功率 1轴 P1=Pd=3kW 2轴 P2=P1=30.96=2.88kW 1 3轴 P3=P223=2.880.980.97=2.74kW 卷筒轴 PkW 324=2.740.980.99=2.656卷=P 上式中：1一般带传动传动效率； 2一对滚子轴承的传动效率； 38级精度的一般传动齿轮的传动效率； 4齿轮联轴器的传动效率。 均由参考文献1表9.1查得这些值。 3.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为 Td=9.55106Pd3kW=9.55106=2.98104Nmm nm960r/min 所以：1轴 T1=Td=2.9810

4、4Nmm 2轴 T2=T11i1=2.981040.961.8=5.16104Nmm 3轴 T3=T223i2=5.161040.980.975.926=2.91105Nmm 卷筒轴 T卷=T324=2.911050.980.99=2.82105Nmm 将上述计算结果汇总与下表： 三、齿轮传动设计 1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 考虑到带式传输机为一般机械，故大、小齿轮均用45钢，采纳软齿面，由参考文献2表6.2得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮为正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。题目已给出精度等级为8级。 2

5、.初步计算传动主要尺寸 由于是软齿面开式传动，主要失效形式为齿面磨损，故根据齿根弯曲强度进行设计。 由参考文献2式6.13得 m2KT2YFYSY 2dz1F 式中各参数为： 1）z1为小齿轮齿数，初取z1=17，则z2=z1i2=175.926=101。 2）小齿轮传递的扭矩为T2=T11i1=2.981040.961.8=5.16104Nmm。 3）K为载荷系数，初取Kt=1.3。 4）由参考文献2式6.1得重合度 a=1.88-3.2(1111+)=1.88-3.2(+)=1.66 z1z217101 由参考文献2图6.22查得重合度系数Y=0.7。 5）由于是是悬臂布置，由参考文献2表

6、6.6查得d=0.3。 6）齿形系数YF和应力修正系数Ys 由参考文献2图6.20查得YF1=2.95，YF2=2.2；由图6.21查得Ys1=1.52，YS2=1.85。 7）许用弯曲应力可由参考文献2式6.29计算得到，即F=YNFlim算得。 SF 由图6.29查得接触疲惫极限应力Flim1=240MPa,Flim2=170MPa，由表6.7查得平安系数SF=1.25。 小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=60533.331.0182508=5.12108 N15.12108 N2=8.64107 i25.926 由图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。 故

7、许用弯曲应力 F1=YN1Flim11240=192MPa SF1.25 F2=YN2Flim21170=136MPa SF1.25 YF1YS12.951.52=0.0234F1192 YF2YS22.21.85=0.0299F2136 所以 初算模数mt 2KT2YFYSY21.35.16104mt=0.02990.7mm=3.19mm 0.3172dz12FYFYSYF2YS2=0.0299 FF2 3.计算传动尺寸 1）计算载荷系数 由参考文献2表6.3查得运用系数KA=1.0。 =d1n1 601000=z1mn1173.19533.33=1.51m/s 601000601000 由

8、参考文献2图6.7查得动载系数为K=1.05。 由参考文献2表6.4查得齿间载荷安排系数为K=1.1，则 K=KAKK=1.01.11.05=1.155 2）对mt进行修正，并圆整为标准模数且考虑到磨损的状况，将模数加大10%15%。 m=mtK.155(1+15%)=3.191.15=3.53mm Kt1.3 按参考文献2表6.1取m=4mm。 3）计算传动尺寸。 中心距 m(z1+z2)4(17+101)a=236mm 22 所以 d1=mz1=417=68mm d2=mz2=4101=404mm b=dd1=0.368=20.4mm 取b2=25mm，b1=30mm。 4.校核齿面接触疲

9、惫强度 由参考文献2式6.7，即 H=ZEZHZ 式中各参数： 1）K、T1、b、d1值同前。 2）齿数比u=i2=5.94。 2KT1u+1H 2bd1u 3）由参考文献2表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。 4）由参考文献2图6.15查得节点区域系数ZH=2.5。 5）由参考文献2图6.16查得重合度系数Z=0.88。 6）许用应力接触式由参考文献2式6.26，即H=ZNHlim算得。 SH 由参考文献2图6.29e查得Hlim1=570MPa，图6.29a查得Hlim2=390MPa。 由参考文献2图6.30查得寿命系数ZN1=1.1，ZN2=1.2（允许有局部点蚀）。 由参考文

10、献2表6.7，取平安系数SH=1.0，故 H1=ZN1Hlim1=1.1570=627MPa SH1 H2=ZN2Hlim2=1.2390=468MPa SH1 H=ZEZHZ2KT1u+121.15515705.94+1=189.82.50.88=457.18MPa 即满意齿面接触疲惫强度。 5.计算齿轮传动其他尺寸 1）变位系数x1=x2=0； 2）压力角=20； 3）齿顶高系数ha=1； * 4）顶隙系数c*=0.25； 5）齿顶高ha1=ha2=ham=14mm=4mm； 6）齿根高hf1=hf2=(ha+c*)m=(1+0.25)4mm=5mm； 7）齿顶圆直径*da1=m(z1+2

11、ha*)=4（17+21）mm=76mm，da2=m(z2+2ha*)=4（101+21）mm=412mm； 8）齿根圆直径df1=m(z1-2ha*-2c*)=4（17-21-20.25）mm=58mm，df2=m(z2-2ha*-2c*)=4（101-21-20.25）mm=394mm； 9）分度圆齿距p=m=12.57mm。 10）齿全高h=ha+hf=4mm+5mm=9mm。 6.齿轮的结构设计 1）选择结构型式 (1)按扭矩初算轴径 dCP n 式中：d-轴的直径，mm； P-轴传递的功率，kw； N-轴的转速，r/min； C-由许用扭转剪切力确定的系数。 小齿轮所在轴中，P=2.

12、88kw，n=533.33r/min，查参考文献2表9.4，由于小齿轮装在悬伸端，C取106，则 dCP2.88=106mm=18.60mm n533.33 考虑到键槽减弱轴的强度，有一个键槽时，键槽所在轴段轴径增大5%，则小齿轮所在轴轴径为d=18.60(1+5%)mm=19.53mm，按标准GB/T 28222023的Ra20系列圆整，最终，取d=20mm。查参考文献1表11.27，取轮毂上键的截面尺寸为b*h=6*6。则有齿根圆到齿轮轮毂槽底面的距离大于2.5*m=10mm，又由于小齿轮齿顶圆da1 大齿轮所在轴中，P=2.74kw，n=90r/min，查参考文献2表9.4，由于大齿轮不

13、装在轴端部，C取118，则 dkCP2.74=118mm=36.85mm n90 考虑到键槽减弱轴的强度，有一个键槽时，键槽所在轴段轴径增大5%，则大齿轮所在轴轴径为dk=36.85(1+5%)mm=38.69mm，按标准GB/T 28222023的Ra20系列圆整，最终，取dk=40mm。查参考文献1表11.27，取轮毂上键的截面尺寸为b*h=12mm*8mm。则有齿根圆到齿轮轮毂槽底面的距离大于2.5*m=10mm，又由于大齿轮齿顶圆da2 (2)齿轮结构尺寸的确定 毛坯加工方式采纳模锻。则依据阅历公式，大齿轮的结构尺寸为 图2 锻造腹板式齿轮结构 D11.6dk=1.640mm=64mm

14、； D2da-10m=412-104mm=372mm； B=（1.21.5）dk=(1.21.5)40mm=(4860)mm，取B=55mm； D00.（5D1+D2）=0.5（64+372）mm=218mm； d00.25(D2-D1)=0.25(372-64)mm=77mm； 0=(2.54)m=(2.54)4mm=(1016)mm，取0=14mm； c=(0.20.3)b=(0.20.3)25mm=(57.5)mm，取c=6mm； r=0.5c=0.56mm=3mm。 且有肯定的起模斜度，1：10。 (3)键槽的尺寸设计 查参考文献3表6-1知取b*h=12*8， 7.大齿轮精度设计 1

15、）确定齿轮精度等级 齿轮传动精度为8级，图样标注为8 GB/T 10095.1。 2）确定齿轮的必检参数及其允许值 由于d2=mz2=4101=404mm，b2=25mm和8级精度，查参考文献1表16.3和表16.4可知： 运动精度：FP=0.094mm； 平稳性精度：fPt=0.022mm，F=0.034mm； 载荷分布匀称性：F=0.027mm。 3）确定最小法向侧隙和齿厚的上下偏差 A.计算最小法向侧隙： 22 jbnmin=(0.06+0.0005a+0.03m)=(0.06+0.0005236+0.034)mm=0.199mm 33 式中：a-中心距，mm; m-模数。 B.齿厚的上

16、偏差 j0.199Esns=-bnmin=-=-0.106mm 2cos2cos20 C.齿厚下偏差 齿厚公差为 Tsn=Fr+p2tan 22 式中：Fr-径向跳动公差，查参考文献1表16.3取Fr=0.075mm； p-切齿径向进刀公差，查参考文献1表16.7取p=1.26IT9=0.093mm。 则Tsn=0.087mm。 则齿厚下偏差为 Esni=Esns-Tsn=-0.106-0.087mm=-0.193mm 4) 计算公法线的公称长度及其上下偏差 A.公法线的公称长度 由式 z101+0.512 k=2+0.5=99 由式 Wk=m2.952(k-0.5)+0.014z2=42.9

17、52(12-0.5)+0.014101mm=141.448mm B.计算其上下偏差 Ebns=Esnscos=-0.106cos20mm=-0.100mm Ebni=Esnicos=-0.193cos20mm=-0.181mm 5) 确定齿坏精度 A.内孔： 尺寸公差：由参考文献1表16.15得：IT7，采纳基孔制协作，则内孔的尺寸公差带为H7，且为包涵要求； 圆柱度公差：由参考文献1表16.15得t=IT7=0.025mm； B.顶圆： 尺寸公差：由参考文献1表16.15得：IT8,采纳基轴制，所以顶圆的尺寸公差带为h8； 顶圆径向圆跳动公差：由参考文献3表8-12得，t=0.3FP=0.3

18、0.094=0.028mm； 顶圆的圆柱度公差：t=0.025mm. C.轴向基准面 轴向跳动公差由参考文献1表16.16得t=0.032mm. 6) 确定齿轮副精度 中心距极限偏差 由参考文献1表16.17得fa=0.0405mm。 7）确定键槽精度 +0.2 查参考文献3表6-1知取b*h=12*8，b=120 -0.027mm则轮毂深度t2=3.30mm。 8) 表面粗糙度 由参考文献3表8-13得齿面表面粗糙度轮廓Ra的上限值为2.0um,取Ra的上限值为1.6um；查参考文献3表8-14得内孔表面粗糙度轮廓Ra的上限值为1.252.5um，取Ra的上限值为1.6um；顶圆为3.2um；端面为3.2um；键槽协作面的表面粗糙度Ra取 3.2um，非协作面取6.3um，其余为12.5um。 四、参考文献 1 宋宝玉，吴宗泽，机械设计课程设计指导书，北京，高等教化出版社. 2 宋宝玉，王黎钦，机械设计，北京，高等教化出版社. 3 马惠萍，互换性与测量技术基础案例教程，北京，机械工业出版社.