目录一任务书 (2)二选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 (3)三初步计算传动主要尺寸 (4)四计算传动尺寸 (6)五大齿轮结构尺寸的确定 (7)六参考文献 (8)一机械设计作业任务书题目:齿轮传动结构简图见下图:原始数据如下：机器工作平稳，单向回转，成批生产 方案 Pm （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中 心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 12.214201202.31603年3班室外二 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8.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~225HBS ，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，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1. 小齿轮传递的转矩1T61119.5510P T n =⨯⨯ 112m P P ηη= 式中 1η——带轮的传动效率2η——对滚动轴承的传递的功率由参考文献2，取10.96η=，20.99η=，代入上式，得1120.960.99 2.2 2.09m P P KW ηη==⨯⨯= 所以，66111 2.099.55109.551032328.771420/2.3P T N mm n =⨯⨯=⨯⨯=•2. 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 = 1.33. 齿宽系数d φ的确定由参考文献1表8.6，选取齿宽系数0.5d φ=4. 齿数的初步确定初选小齿轮1z =17 设计要求中齿轮传动比11420 5.142.3120m w n i i n ===⨯，故 21 5.141787.38z iz ==⨯=圆整后，取2z =88，此时传动比误差0 5.1488/17||100%||100%0.71%5%5.14i i i ε--=⨯=⨯=< 4. 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 2.95F Y =，2 2.22F Y =由参考文献1图8.20查得应力修正系数1 1.52s Y =，2 1.78s Y =5. 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1211[1.88 3.2()]z z αε=-+121111[1.88 3.2()] 1.88 3.2() 1.6551788z z αε=-+=-⨯+= 根据经验公式，确定0.750.750.250.250.7031.655Y εαε=+=+= 6. 许用弯曲应力的确定lim[]N F F FY 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0.7F 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lim1230F MPa σ=，lim2170F MPa σ=由参考文献1表8.7，取安全系数 1.25F S = 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9111606014201330038608.001102.3w h h n aL N n aL i ⨯⨯⨯⨯⨯⨯====⨯99128.00110 1.557105.14N 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1lim11 1.0230[]/1841.25N F F F Y MPa S σσ⨯===2lim22 1.0170[]/1361.25N F F F Y MPa S σσ⨯===111 2.95 1.520.0244[]184F s F Y Y σ⨯==222 2.22 1.780.0291[]136F s F Y Y σ⨯==所以222[][]F s F s F F Y Y Y Y σσ==0.0244 7. 初算模数2.15t m ≥== 对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将上式计算出来的模数m 后，增大10%~15%，故2.15(115%) 2.473t m ≥⨯+=四 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 =111113.14 2.473171420/2.3/() 1.35860100060100060000d n mz n v m s ππ-⨯⨯⨯•====⨯⨯由参考文献1图8.7得动载荷系数 1.2Kv =由参考文献1图8.11得齿向载荷分布系数1.03K β=由参考文献1表8.4得齿间载荷分布系数 1.1K α=，则1.0 1.2 1.03 1.1 1.360A V K K K K K βα==⨯⨯⨯=K 值与初取的t K = 1.3差距很小，不须修正2. 修正m/ 2.473 2.587m mm m === 由参考文献2，圆整取第一系列标准模数2.53. 计算传动尺寸中心距12() 2.5(1788)/131.2522m z z a mm +⨯+=== 中心距需要圆整，调整齿数1z ，2z ，取1z =18，2z =90，模数m 不变，仍取m=2.5， 此时中心距12() 2.5(1890)/13522m z z a mm +⨯+=== 传动比误差0 5.1490/18||100%||100% 2.72%5%5.14i i i ε--=⨯=⨯=<所以 11/ 2.51845d mm mz ==⨯= 22/ 2.590225d mm mz ==⨯=10.54522.5d b d φ==⨯= 取225b b mm ==，130b mm =五 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222(2)(902) 2.5230500a a d d h z 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，3P d C n≥=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10.2查得C=118103，取C=118， 所以，311846.72P d C mm n ≥==•===30.6本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥46.72（1+5%）=49.056mm==32.1 按照GB2822-81的a R 20系列圆整，取d=50mm=，根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b h ⨯=149⨯，轮毂上键槽的尺寸b=14mm ，1t =3.8mm3. 齿轮结构尺寸的确定图中， 50h d mm =；25b mm =；1 1.6 1.65080h D d mm ≈=⨯=；21023010 2.5205a D d m mm ≈-=-⨯=； 0120.5()0.5(80205)142.5D D D mm ≈+=⨯+=,取0D =142mm; 0210.25()0.25(20580)31.25d D D mm ≈-=-=，取0d =32mm ；(2.54)(6.2510)10m mm mm δ==≥，取δ=10mm ；(0.20.3)(57.5)C b mm ==，取C=6mm; (1.2 1.5)(6075)h l d mm ==,取l =70mm;0.50.563r C mm ==⨯=；六 参考文献1 陈铁鸣主编 . 机械设计 . 第四版 . 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20062 王连明，宋宝玉等主编 . 机械设计课程设计 . 第二版 . 哈尔滨：哈尔滨工业大学，2005。