机械设计课程设计说明书(二级减速器)(编辑修改稿)

机械设计课程设计说明书(二级减速器)(编辑修改稿)内容摘要：

11 确定大、小带轮的基准直径 d （ 1）初选小带轮的基准直径： 查《机械设计》表 87 和表 89 得 m in1 )(110 dd dmmd  ； 计算大带轮基准直径： 取滑动率  mmdid dd  ）（）（带 ； 圆整取 mmdd 3302  ，误差小于 5%，是允许的。 验算带速： smsmndv md /)25,5(/5 2 6 0 0 060 9 6 01 1 0 0 060 1    带的速度合适。 确定中心距 a ，并选择 V带的基准长度 dL ： （ 1）中心距： )(2)( 21021 dddd ddadd  初选中心距 mmdda dd 6 6 0)3 3 01 1 0()( 210  取中心距 mma 6600 。 （ 2）基准长度： mmaddddaL ddddd20296604)110330()330110(24)()(22202122100  查《机械设计》表 82 的对于 A 型带选用 mmLd 2050 ，带长修正系数LK （ 3）实际中心距： mmLLaa dd 202920506602 00  验算主动轮上的包角 1 ： 12 由 add dd )(1 8 0121  得  1 2 6 7 0 )1 1 03 3 0(1 8 01  主 动轮上的包角合适。 计算 V带的根数 z ： LAr KKPPPKPPz ca)( 00  min/960rnm  ， mmdd 1101  查《机械设计》表 84 得： kwP  ； （ 2） min/960rnm  ， 3带i 查表 85 得： kwP  ； （ 3）由   查表 86 得，包角修正系数 K （ 4）由 mmLd 2050 ，与 V带型号 A型查表 82 得： LK 综上数据，得 )( 2 4 z 取 103z 合适。 计算预紧力 0F （初拉力）： 根据带型 A型查《机械设计》表 83 得： mkgq / NqvzvKPKF caa 4 6 0 2 4 5 0 0)(5 0 0220）（ 计算作用在轴上的压轴力 pF ： 13 NzFF p 6 62 6 1s 4 6322s in2 10 其中 1 为小带轮的包角。 V带传动的主要参数整理并列表 ： 带型 带轮基准直径(mm) 传动比 基准长度 (mm) A 1101 dd 3302 dd 3 2300 中心距（ mm） 根数 初拉力 (N) 压轴力 (N) 660 3 、 带轮结构的设计 带轮的材料： 采用铸铁带轮（常用材料 HT200） 带轮的结构形式： V带轮的结构形式与 V带的基准直径有关。 小带轮接电动机， mmdd 1101 较小，所以采用实心式结构带轮 五 、高速级齿轮的设计 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 （ 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度。 （ 3）材料选择。 由【 1】表 101选择齿轮材料： 小齿 轮材料为 40Gr（调质），硬度为 260HBS； 大齿轮为 45钢（调质），硬度为 220HBS； 14 二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数： 小齿轮齿数 241Z (估 ) 大齿轮齿数 1252 Z 、按齿面接触强度设计 (1) 设计准则 :先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 23 11 )][(HEdtZuuKTd  (3) 确定公式内的各计算数值 : ① 试选载荷系数 tK （估） ② 计算小齿轮传递的转矩（ kwP  960I n minr ） mmNnPT466.1103 .9 49 6 010559 ③ 按软齿面齿轮非对称安装，由【 1】表 107选取齿宽系数 1d ④ 由【 1】表 105查得材料的弹性影响系数 211 MPaZE  ⑤ 由【 1】图 1026d按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim  大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim  （ 4）计算应力循环次数（ 960I n minr j =1 实hi ） 9I1)83008(19606060 hjLnN 8912 实hiNN (5) 由【 1】图 1023取接触疲劳寿命系数 tK mmNT  41 1d 211 MPaZE  MPaH 6001lim  MPaH 5502lim  91 N 82 N 15 HNK HNK （ 6）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，取安全系数 S=1 M P aM P aSK HHNH 5 5 86 0 ][ 1l i m1 1   MPaMPaSK HHNH ][ 2l i m22   （ 7）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 ][ H 中较小的值： mmZuuKTdHEdt5281103 . 9 )][(32423 11 、试计算小齿轮模数 1m （ 1）计算圆周速度 1V smndV t3 8 1 0 0 0609 6 03 4 1 0 0 060I11 （ 2）计算齿宽 1b mmdb td  Ф （ 3）计算齿宽与齿高之比 11hb 模数： 9 7 2  Zdm tt 齿高： mmmh t 7 2 11  hb HNK HNK S=1   MPaH 5581    MPaH 5282  mmd t  smV  mmb  tm mmh  hb 16 （ 4）计算载荷系数 K ①根据 v sm 8 级精度， 查【 1】图 108得 动载系数 VK ②因为该齿轮传动为直齿轮，所以齿间 载荷分配系数： 1FKK  ③由【 1】表 102查得使用系数 1AK ④由【 1】表 104用插值法查 8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：    HH KK  HK ⑤由 11 hb HK 查【 1】图 1013得 FK 故载荷系数：   HHVA KKKKK (5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d mmKkdd tt  （ 6）计算模数 1m  Zdm 、按齿根弯曲强度设计  3 2111 2  F SaFad YYZKTm Φ （ 1）由【 1】图 1024c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  ； VK 1FKK  1AK HK FK K= mmd  m MPaFE 5001  MPaFE 4502  17 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4502  ； （ 2）由【 1】图 1022根据应力循环次数 91 N 82 N 取弯曲疲劳寿命系数 : FNK ， FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=，得 M P aSK FEFNF 1 5 4 5 0 ][ 111   M P aSK FEFNF ][ 222   （ 4）计算载荷系数 K 6 2 1   FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 1FaY 、 2FaY 和应力修正系数 1SaY 、 2SaY 由【 1】图 101 1018 查得： FaY SaY 101150 22  FaFa YY  FaY 101150 22  SaSa YY  SaY （ 6）计算大、小齿轮的][ FSaFaYY并加以比较； 小齿轮： 0 1 2 ][ 1 11 F SaFa YY  大齿轮： 0 1 1 7 5 4 ][ 2 22 F SaFa YY  将数值较大的一个代人公式计算：   23243 2111 FSaFadYYZKTmΦ 91 N 82 N FNK FNK   MPaF  MPaF  K= FaY SaY FaY SaY ][ 1 11 F SaFa YY ][ 2 22 F SaFa YY m 18 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 1m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由。