机械设计大作业齿轮.doc

齿轮传动设计计算 方案 电动机功率 小齿轮转速(r/min) 大齿轮转速(r/min) 二级传动比 5.2.3 4kW 288 80 3.6 一、齿轮强度设计计算 选择齿轮材料、热处理方式及精度等级： 考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为217～255HBS，平均硬度236HBS；大齿轮正火处理，齿面硬度162～217HBS，平均硬度190HBS，大小齿轮硬度的平均差值为46HBS，在30～50HBW范围内，故选用8级精度。 初步计算传动主要尺寸: 由于本设计选用的是开式齿轮传动，而对于开式齿轮传动，主要的失效形式是齿面磨损，而且在齿轮磨薄后往往会发生轮齿折断，故目前多是按照齿根弯曲强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数适当加大。 按照齿根弯曲疲劳强度设计主要参数和尺寸，由参考文献[2]公式6.13，可得： 公式中各参数的计算： 小齿轮传递的转矩T1 T1/（N.mm）==9.55×106×0.96×0.98×4/288=124780 其中，——传动效率，由参考文献[3]表9.1得普通V带的传动效率为0.96，轴承传动效率为0.98，所以 =0.96*0.98 P1——电机的输出功率，kw n1——小齿轮转速，r/min 齿数Z1 当中心距一定时，齿数取多，则重合度εα增大，改善了传动的平稳行。同时齿数多则模数小，齿顶圆直径小，可使滑动比减小，因此磨损小、胶合的危险性也小，并且又能减小金属切削量，节省材料，降低加工成本。但是齿数增多则模数减小，轮齿的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。 闭式传动，硬度小于350HBS，过载不大，宜取较大值；硬度大于350HBS，过载大，宜取较小值；开式传动宜取较小值。对载荷平稳、不重要的手动机构甚至可以取到z1＝10～12。而对高速胶合危险性大的传动，荐用z1≥25～27。一般减速器中常取z1＋z2＝100～200 初选Z1＝20，则Z2＝iZ1＝3.6×20＝72 本设计中选用直齿圆柱齿轮，螺旋角β=0°。 齿宽系数φd 齿宽系数取大些，可使中心距及直径d减小，但是齿宽越大，载荷沿齿宽分布不均的现象越严重 查参考文献[2]表6.6，悬臂布置，选取齿宽系数φd＝0.3。 重合度系数 由参考文献[2]公式8.1 =[1.88-3.2（1/+1/）] ×=[1.88-3.2(1/20+1/72)] ×1=1.676 由参考文献[2]式（6.14）查得齿轮传动的重合度系数 =0.697 初取Kt =1.3 齿形系数和应力修正系数 两齿轮的齿数分别为Z1＝20，Z2＝72， 由参考文献[2]图6.20查得齿形系数为=2.8，=2.25， 由参考文献[2]图6.21查得应力修正系数=1.55，=1.76， 许用弯曲应力可由参考文献[2]公式6.29 ， ——弯曲疲劳极限应力，由参考文献[2]图6.29查得=238MPa，=163MPa， ——由参考文献[2]表6.7，取安全系数=1.25，无量纲 ——弯曲强度计算的寿命系数，无量纲 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为： =60=60×288×1×3×8×250×3=3.1104× =/=0.864×（小带轮的转速，r/min；a齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；齿轮的工作寿命，h/小时) 由参考文献[2]图6.32查得，==1.0 即，190.4MPa，130.4 MPa 则，=0.0228，=0.0304 故取最大值===0.0304 初算模数得：= =3.851 计算传动尺寸: 计算载荷系数K 由参考文献[2]表6.3查得使用系数=1.0 由参考文献[2]图6.7查得动载荷系数 =1.2 由参考文献[2]图6.12得齿向载荷系数 =1.18 由参考文献[2]表6.4查得齿间载荷分配系数，=1.2，即 K==1.70 对进行修改，并圆整为标准模数 m= =4.21 开式齿轮为提高其的齿面抗磨能力m增大11%，m=4.21×1.1=4.63mm,按参考文献[2]表6.1圆整为标准模数m=5mm 计算传动尺寸 中心距： a = 小、大齿轮分度圆直径：d1＝mz1＝5×20＝100mm；d2＝mz2＝5×72＝360mm 齿宽b1＝φd×d1＝0.3×100＝30mm(小齿轮) b2＝b1-（5～10）mm＝25mm（大齿轮） 大齿轮齿顶高、齿根高 、齿顶圆直径、 齿根圆直径 校核齿面接触疲劳强度: 由参考文献[2]公式6.20： 其中： K＝1.70、T1＝124780，b＝30mm，d1＝100mm； 齿数比3.6； 弹性系数； 由参考文献[2]图6.15查得节点区域系数ZH＝2.5； 由参考文献[2]图6.16查得重合度系数Zε＝0.90；