HarbinInstituteofTechnology大作业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：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：齿轮传动设计题号：5.1.5设计原始数据：带式运输机的传动方案如下图所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产。电动机工作功率为3kW，电动机满载转速为710r/min，工作机的转速为80r/min，第一级传动比2，轴承座中心高为170mm，最短工作年限为3年3班，工作环境为室内、清洁。方案电动机工作功率电动机满载转速工作机的转速第一级传动比轴承座中心高最短工作年限工作环境5.1.5Pd=3kWnm=710r/minnw=80r/mini1=2H=170mm3年3班室内、清洁目录一、设计题目……………………………………………………………1二、选择电动机……………………………………………………………1三、普通V带轮的传动设计…………………………………………2四、带轮结构设计……………………………………………………………4五、参考文献………………………………………………………………5一、设计任务原始数据如下：有冲击，室外工作，有尘环境，机器成批生产案Pd（KW）轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.537108021703年3班室内、清洁二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用锻造工艺，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217~255HBS，平均硬度236HBS；大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBS，平均硬度190HBS。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS，在30~50HBS范围内，选用8级精度。三、初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，轮传动的主要失效形式是齿面磨损，齿面不会发生疲劳点蚀，因此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式中——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响——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。——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——许用齿根弯曲应力1.小齿轮传递的转矩因为为代式运输机工作时间每天24小时，所以K=1.3Pm=Pd/K=2.3式中——带轮的传动效率——对滚动轴承的传递的功率由参考文献2，表9.1取，，代入上式，得=0.96×0.99×2.3kw=2.19kw所以，T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×2.19355=58914.1N.mm2.载荷系数的确定由于值未知，不能确定，故可初选=1.1~1.8，这里初选=1.33.齿宽系数的确定由参考文献1表6.6，选取齿宽系数4.齿数的初步确定为了避免根切，选小齿轮=24，设计要求中齿轮传动比i=4.36！4.44，故z2=z1×i=87！4.44*24=106.6圆整后，取=107，此时传动比误差ε=|i−i0i|×100％=|4.44-107/244.44|×100％=0.41％＜5％5.齿形系数和应力修正系数由参考文献1图6.20查得齿形系数YF1=2.75!2.68，!2.25由参考文献1图6.21查得应力修正系数Ys1=1.55!1.57，Ys2=1.75!1.856.重合度系数的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中、——齿数把=20，=87，代入上式得εα=[1.88−3.2(1z1+1z2)]=1.88−3.2×(124+1107)=1.72根据图6.22，确定Yε=0.687.许用弯曲应力的确定式中——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——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=1.25由参考文献1图6.29（f）、（b）弯曲疲劳极限应力σFim1=150MPa!230，σFim2=150MPa!!1701211[1.883.2()]zz由参考文献1表6.7，取安全系数小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算式中n——齿轮转速，r/min；a——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；——齿轮的工作寿命，h（小时）代入数值，分别有N1=60n1aLh=60×355×1.0×3×250×8*3=3.834×108N2=N1i=3.834×1084.44=8.64×107由参考文献1图6.32得，弯曲强度寿命系数故弯曲应力[σ]F1=184Mpa[σ]F2=136MpaYF1Ys1[σ]F1=2.68×1.57184=0.0229YF2Ys2[σ]F2=2.25×1...
