机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置(编辑修改稿)

机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置(编辑修改稿)内容摘要：

7 63 7 . 4 1 4 6 . 7 11 . 3HtHtKd d m mK    及相应的齿轮模数 11c o s 4 4 . 4 2 c o s 1 4 2 . 1 5 520dm m mz     16 （ 1）由式（ 1020）试算模数，即  113 212 F F a Sant dFK T Y Y Ym z  1） 确定公式中的各参数值 ① 试选  ② 由式（ 1018），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y a r c t a n ( t a n c o s ) a r c t a n ( t a n 1 4 c o s 2 0 . 5 6 2 ) 1 3 . 1 4b     22 1 . 5 6 1 . 6 4 5c o s c o s 1 3 . 1 4v b     0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 0 61 . 6 4 5vY       ③ 由式（ 1019），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 141 1 88 1512 0 12 0Y        ④ 计算  Fa SaFYY 11 3320 21 .89c os c os 14v zZ    22 3382 89 .76c os c os 14v zZ    由图（ 1017），得齿形系数 1  ， 2  由图（ 1018），得应力修正系数 1  ， 2  由图（ 1024 ），得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 lim 1 600F MPa  ，lim 2 550F MPa  由图（ 1022），得弯曲疲劳寿命系数 1  ， 2  取弯曲疲劳安全系数  ，由式（ 1014）得 17   1 l i m 11 0 . 8 5 5 0 0 3 4 3 . 2 81 . 4F N FF K M P as      2 l i m 22 0 . 8 8 5 5 0 3 4 5 . 7 11 . 4F N FF K M P as     111 2 .6 1 .5 6 0 .0 1 1 73 6 4 .2 8 9F a S aFYY   222 2 .2 1 1 .7 8 0 .0 1 1 33 4 5 .7 1F a S aFYY  因为大齿轮的  Fa SaFYY 大 于小齿轮，所以取   SaFYY  2） 试算模数  21131 212 c o sF F a S adFK T Y Y YYm z  42322 1 . 3 4 . 2 6 4 1 0 0 . 7 0 6 0 . 8 1 5 c o s 1 4 0 . 0 1 1 31 2 0       （ 2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ① 计算圆周速度 111 93 20 24 .59c os c os 14mzd mm    11 342 4 . 5 9 6 4 5 0 . 8 3 /6 0 1 0 6 1 0dnv m s     ② 计算齿宽 1 1 24 .5 8 24 .5 9db d m m    ③ 计算宽高比  ** 12 ( 2 1 0 . 2 5 ) 1 . 1 9 3 2 . 6 8ah h c m m m        2）计算实际载荷系数 FK ① 根据 /v m s ， 7 级精度，由图 108 查得动载系数  ② 由 411 12 2 4 . 2 6 4 1 0 34682 4 . 5 9t TFNd    18 1 1 3 4 6 8 1 4 1 . 0 3 1 0 0 /2 4 . 5 9AtKF N m mb  查表 103 得齿间载荷分配系数   ③ 由表 104 用插值法查得   ，结合 h 查图 1013，得   则载荷系数为 1 1 . 0 3 1 . 2 1 . 3 3 1 . 6 4 4F A V F FK K K K K      3） 由式 1013，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 331 1 . 6 4 41 . 6 6 1 . 2 91 . 3FFtKm m m mK    从标准中就近取 2m mm ,按接触疲劳强度算得的分度圆直径 1 mm ，算出小齿轮齿数 11 c os 44 .4 2 c os 14 m   ，取 1 22z 21 22 uz   ，取 1 23z 与 2 91z 互质 （ 1）计算中心距    12 2 3 9 1 2 1 1 6 . 42 c o s 2 c o s 1 4z z ma m m     考虑模数从 增大圆整至 2mm，为此将中心距减小圆整至 120mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 2 9 1 ) 2a r c c o s a r c c o s 1 5 . 0 32 2 1 1 7z z ma     （ 3）小、大齿轮的分度圆直径 11 22 2 os c os 13 .3zmd    mm 22 91 2 18 5c os c os 13 .3zmd mm    （ 4）计算齿轮宽度 11 1 4 5 .5 6 4 5 .5 6db d m m    取 2 46b mm ， 1 51b mm 19 （ 1）由式（ 1011）试算小齿轮分度圆直径，即   2 131 2 1()HE HHdZ Z Z KT ud u  3） 确定公式内 的各个计算值 ① 试选  ② 选取区域系数  ③ 小齿轮传递的转矩 51 10T N mm ④ 选齿宽系数 1d ⑤ 查得材料的弹性影响系数 MPa ⑥ 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 . 5 6 2c o s c o s 1 4    11 *1c o s 2 5 c o s 2 0a r c c o s a r c c o s 3 1 . 3 2 12 2 0 2aazzh     21 *2c o s 7 8 c o s 2 0a r c c o s a r c c o s 2 4 . 3 8 72 6 3 2aazzh        1 1 2 2ta n ta n ta n ta n2aazz        25 ( ta n 29 .53 ta n 20 ) 78 ( ta n 23 .62 ta n 20 )2       4 4 1 . 6 7 5 0 . 7 7 533Z      计算螺旋角系数 c o s c o s 1 4 0 . 9 8 5Z     20 ⑦ 计算接触疲劳许用应力  H 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限应力为 lim 1 600H MPa  ，大齿轮的接触疲劳极限应力为 lim 2 550H MP a  计算应力循环次数 8116 0 6 0 1 9 4 1 ( 2 8 3 0 0 8 ) 4 . 4 7 1 0hN n jL          8 812 10 9 106320NNu    查得接触疲劳寿命系数 1  ， 2  ，取失效概率为 1%，安全系数 S=1   1 l i m11 0 . 9 5 6 0 0 5701H N HH K M P as      2 l i m 22 0 . 9 8 5 5 0 5391H N HH K M P as    取两者中的较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即    2 539HH M Pa 4） 试算小齿轮分度圆直径   2 131 2 1()HE HHdZ Z Z KT ud u  52378 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 7 7 5 2 1 . 3 1 . 3 6 4 1 0 25()785 3 9 125        （ 2）调整小齿轮分度圆直径 2） 计算圆周速度 111 6 0 . 1 3 7 1 9 4 0 . 6 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0tdnv m s     2）计算齿宽 b 及模数 nm 11 6 0 .1 3 7dtb d mm 3）计算实际载荷系数 HK 由表 102 查的使用系数 1AK 根据 /v m s 、 7 级精度，由图 108 查得动载系数  21 齿轮的圆周力 511 12 2 1 . 3 6 4 1。