带式运输机传动装置的设计机械设计课程设计任务书(编辑修改稿)

带式运输机传动装置的设计机械设计课程设计任务书(编辑修改稿)内容摘要：

故大齿轮的数值大 且   mFsF  ②设计计算 213 212 c os[]F a San dFK T Y YYmz    o 224 o 为满足齿根弯曲疲劳强度取 2nm ， 为满足齿面接触疲劳强度取mmd  14c os 011 nmdZ  取 311Z 1243142 Z (4).几何尺寸计算， ①计算中心距     mmmZZaon o s2 212431c o s2 21   将中心距圆整为 160mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角   ona mZZ r c c o s 21  因β值改变不多，故 ,HKZ 等值不必修正。 ③计算大、小齿轮的分度圆直径 o s 11  onmZdmm 2 5 o s 22  onmZdmm mn=2 Z1=31 Z2=124 a=160mm  d1=64mm d2=256mm 13 ④计算齿轮宽度 mmdb td   所以圆整后取 651B mm 602B mm  nnaf mChdd )(2 **11 64－ 2*（ 1+） *2 =59mm df2=251mm 齿顶圆直径为 da1=d1+ nanmh*2 64+2*1*2=68mm da2=260mm 2. 低速级齿轮传动设计 ①选择精度等 级、材料及齿数 运输机：一般工作机器，速度不变，故选用 7级精度 ②材料选择：由表 101 选择 小齿轮材料为 40Gr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS, 二者材料硬度之差为 40HBS ③初选小齿轮齿数 201z ， 大齿轮齿数 602z ④选取螺旋角，初选螺旋角 014 ⑵按齿面接触疲劳强度设计 2131 2 1t HEtdHKT ZZud u    ① 确定公式内各计算数值 a. 试选 tK b. 由课本图 1030选取区域系数 HZ c. 由图 1026 查得 ,21   则    d. 小齿轮传递转矩 T2==9550 P2/ n3=9550 /= m e. 由表 107 选取齿宽系数 1d b= 651B mm 602B mm df1=59mm df2=251mm da1=68mm da2=260mm 14 f. 由表 106 查得材料的弹性影响系数 1/ MPa g. 由表 1021d 查得齿轮的解除疲 劳强度极限 lim 600H MPa  h..应力循环次数 81  hjLnN 981 N i. 由表 1019 查得接触疲劳寿命系数 1 HNK HNK j. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1 M p aS KHHNHH 6001600][ 11l i m1   M p aSHHH ][ 1l i m2   M p aHHH ][][][ 21   ② 计算 a. 试算小齿轮分度圆直径 1td ，带入 []H 中较小的值  3211 12 HEHadtt ZZuuTKd  ) 8 8 4 3 8 9( 24 b. 计算圆周速度 smndv t / 0 0 060 7 4 1 0 0 060 11    b 及模数 ntm mmdb td   d1t= V= b= mnt= h= b/h= 15 ntm = mmzd t o s11  mmmh nt hb d. 计算纵向重合度  a a 1  od Z   K 由表 102 查得使用系数AK=1 根据 v=， 7 级精度，有图 108 查得动载荷系数，故 Kv 由表 104 查得   由表 1013 查得 FK 由表 103 查得  故载荷系数 5 7 1   HHA KK v KKK f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt 7 3311  g. 计算模数 nm mmzdmont 14c os11   ⑶按齿根弯曲强度设计 213 212 c os []F a San dFK T Y YYm z   ① 确定计算参数 a. 计算载荷系数   FFA KK v KKK  d1t= mnt= 16 b. 根据纵向重合度  ， 从图 1028 查得螺旋角影响系数  14c o s20c o s 3311  ov ZZ  14c o s60c o s 3322  ov ZZ  d. 查取齿形系数 由表 105 查得 1  F  F saY S e. 计算大、小齿轮的 []Fa SaFYY 并加以比较，   mFsF 取弯曲安全系数Ｓ＝１ .４   limF N FF K S   l im1 0 . 8 5 5 0 0 3 0 7 . 5 71F N FF K M P aS     2l i m 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61F N FF K M P aS    大齿轮的数值大 ②设计计算 14c 2 2   onm 为满足齿根弯 曲疲劳强度，取 nm o s11 nmdZ  取 261Z 782632 Z (4).几何尺寸计算， ①计算中心距 17 七、轴的设计     mmmZZa on 8 714c o s2 o s2 21   将中心距圆整为 188mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角   ona mZZar o s 21  因β值改变不多，故 ,HKZ 等值不必修正。 ③计算大、小 齿轮的分度圆直径 o s 11  onmZdmm o s 22。