带式运输机的减速器机械设计课程设计(编辑修改稿)

带式运输机的减速器机械设计课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

K K K      3)齿形系数 FaY ：由 3311 / c os 26 / c os   ， 3322 / c os 130 / c os 4 140 .25vzz    查图 932【 2】，得 1  ， 2  4)齿根应力修正系数 SaY :由 122 8 . 0 5 , 1 4 0 . 2 5vvzz，查图933【 2】。 得 1  ， 2  5)重合度系数 Y ：同前   6)螺旋系数 Y ：由式（ 947）， 1 ( /120 )Y  由前计算可知 1, ，计算时取 1  1 ( / 1 2 0 ) 1 ( 1 2 . 8 4 / 1 2 0 ) 0 . 8 9Y       7)许用弯曲应力 []F : 由式（ 931）【 2】， lim[] FF N XFYYS  limF ：由图 936c【 2】，查得： lim1 600F M P a  （按图中 ME 查值）， lim 2 430F M P a （按图中 MQ 查值） FS ：由表 911【 2】，取  （较高可靠度） NY ：由 91 10N , 82 6 .9 1 2 1 0N  查图 937【 2】得： 1  ， 2  XY ：由 1 mm ，查图 938【 2】得， 121XXYY 第 14 页 共 60 页 则 l i m11 1 1600[ ] 0 . 8 6 1 3 2 2 . 51 . 6FF N XF Y Y M P aS      l i m 22 2 2 430[ ] 0 . 9 1 2 4 1 . 91 . 6FF N XFY Y M P aS      8)验算齿根弯曲疲劳强度 tF 1 1 121F1KF=bm3 .7 4 1 1 5 7 .42 .5 6 1 .6 1 0 .7 0 .8 96 0 2 .57 4 .1 0 [ ] 3 2 2 .5F a S aY Y Y YM P a M P a       tF 2 2 22F2KF=bm3 .7 4 1 1 5 7 .42 .1 5 1 .8 4 0 .7 0 .8 96 0 2 .57 1 .1 2 [ ] 2 4 1 .9F a S aY Y Y YM P a M P a       故弯曲强度足够 ：确定齿轮的主要参数及几何尺寸 1 mm ， 1 26,z  2 130z  ，   分度圆直径 1 1 1/ c os 26 / c os 4 m z m m    2 1 2/ c os 130 / c os m z m m    齿顶圆直径 1 1 12 6 6 . 7 2 2 . 5 7 1 . 7ad d m m m      第 15 页 共 60 页 2 2 12 3 3 3 . 3 2 2 . 5 3 3 8 . 3ad d m m m      齿根圆直径 1 1 12 .5 6 6 .7 2 .5 2 .5 6 0 .4 5fd d m m m      2 2 12 .5 3 3 3 .3 2 .5 2 .5 3 2 7 .0 5fd d m m m      齿宽 12 ( 5 ~ 1 0 )6 0 ( 5 ~ 1 0 ) 6 5 ~ 7 0b b m mm m m m m m   取 1 70b mm ， 2 60b mm 中心距 1 1 211( ) ( 6 6 . 7 3 3 3 . 3 ) 2 0 022a d d m m     ：确定齿轮制造 精度 由前面计算知 /v m s ，查表 913【 2】，确定齿轮第Ⅱ公差组为 8 级精度，第Ⅰ、Ⅲ公差组与第Ⅱ公差组同为 8 级。 按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为 GJ，在其零件工作图上标记为8GJGB/T10095— 1988，大齿轮齿厚偏差为 HK,在其零件工作图上标记为： 8HKGB/T10095— 1988。 ：低速级直齿圆柱齿轮传动设计 我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。 由前面的计算我们可得到相关数据有： 2 1 9 2 / m innr ，2 KW , 2  ，单向运转，三班制工作，使用年限 10 第 16 页 共 60 页 年，每年 250 天， 2 1 8 5 .3 6T N m, 3 6 9 4 .2 8T N m ：选择材料 查表 95 齿轮常用材料及其力学性能【 2】，小齿轮初步选用 40Cr调质处理， HBS3=241~286,大齿轮选用 45钢调质处理， HBS4=217~255.计算时取 HBS3=260， HBS4=230.（ HBS3 HBS4=30, 合适） ：按齿面接触疲劳强度初步设计 由式（ 923）【 2】 23322( 1 )766[]dHKT udu 1）小齿轮传递的转矩： 2 1 8 5 .3 6T N m 2）齿宽系数 2d 由表 910【 2】可知，软齿面、非对称布置取2   3）齿数比 u ：对减速运动， 2  4）载荷系数 K ：初选 2K （直齿轮、非对称布置） 5）确定需用接触应力 []H 由式（ 929）【 2】， [] H linHNHZS  a. 接 触 疲 劳 极限 应 力 Hlin ， 由图 934c 【 2 】 差 得， 第 17 页 共 60 页 3 710H lin M P a  （按图中 ME 查值） , 4 580H lin M P a  （按图中 MQ 查值） HS 由表 911【 2】差得，取  (较高可靠度 ) NZ 由式（ 930）【 2】计算应力循环次数 60N ant 式中 1,a 10 250 8 3 60000th    ， 2 1 9 2 / m innr 83260 60 1 192 600 00 2 10N an t       884 3 2/ 10 / 10N N i     查图 935【 2】得， 3  ， 4  （均按曲线 1 查得），故 333 7 1 0 1 . 0 2[ ] 5 5 71 . 3H linHNHZ M P aS    444 5 8 0 1 . 1 1[ ] 4 5 51 . 3H linHNHZ M P aS    6）计算小齿轮分度圆直径 3d 233 2232( 1 )766[]2 1 8 5 . 3 6 ( 3 . 9 1 )7 6 6 1 0 8 . 10 . 8 4 5 5 3 . 9dHKT udumm   7）初步确定主要参数 ：取 3 40,z  43 3 . 9 4 0 1 5 6z u z     ： 3231 0 8 . 1 2 . 7 040dm m mz  ，取 2 3m mm 第 18 页 共 60 页 ： 3 2 3 3 4 0 1 2 0 1 0 8 . 1d m z m m m m      4 2 4 3 1 5 6 4 6 8d m z m m     ： 2 3 411( ) ( 1 2 0 4 6 8 ) 2 9 422a d d m m     ： 4 2 3 0 . 8 1 2 0 9 6db d m m     ：验算齿面接触疲劳强度 由式（ 921） 23232020 ( 1 ) []H E H HdK T uZ Z Zdu 1）弹性系数 EZ ：由表 99【 2】查得， 121 8 9 .8 ( )EZ M P a 2）节点区域系数 HZ ：由图 929【 2】查得，  3）重合度系 数 Z ：由 341 1 1 11 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 84 0 1 5 6a zz         则： 4 4 1 . 7 8 0 . 8 633Z      4）载荷系数 K ： A V H HK K K K K AK ：由表 96【 2】查得  VK ：由 第 19 页 共 60 页 32 3 . 1 4 1 2 0 1 9 2 1 . 2 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s    查图 923【 2】得  （初取 8 级精度） HK ：由表 97【 2】，按调质齿轮、 8 级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得 2 2 34443322 3[ 1 0 .6 ( ) ] ( ) 1 09 6 9 61 .2 3 0 .1 8 [ 1 0 .6 ( ) ] ( ) 9 6 0 .6 1 1 01 2 0 1 2 01 .4 5HbbK A B b Cdd            d. 齿间载荷分配系数 HK ：由表 98【 2】 先求 232 0 0 0 2 0 0 0 1 8 5 . 3 63 0 8 9 . 3120tTFNd   41 . 2 5 3 0 8 9 . 3 4 0 . 2 3 / 1 0 0 /96AtKF N m m N m mb   由前面可知   则 221 / 1 /    故 1 . 2 5 1 . 1 0 1 . 4 5 1 . 3 5 2 . 6 9A V H HK K K K K      5）验算齿面接触疲劳强度 第 20 页 共 60 页 2323342020 ( 1 )2020 ( 1 ) 120 [ ] 455 ( )H E HdHK T uZ Z ZduM Pa M Pa        安 全 ：验算齿根弯曲疲劳强度 由式（ 926） tFF42KF= [ ]bm F a S aY Y Y   1)由前面计算可知， 3 0 8 9 .3tFN ， 4 96b mm ， 2 3m mm 2)载荷系数 K ： A V F FK K K K K AK 同前，  VK 同前，  c. 齿向载荷分布系数 FK ：由图 925【 2】，   ，4 / 9 6 / ( 2 . 2 5 3 ) 1 4 . 2 2bh   ，查出   d. 齿间载荷分配系数 FK ：由 44 0 . 2 3 / 1 0 0 /AtKF N m m N m mb ，查表 98【 2】，知 1/FKY ，又由 第 21 页 共 60 页 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 71 . 7 8Y      ，得 1 / 1 / 0 . 6 7 1 . 4 9FKY   故： 1 .2 5 1 .1 0 1 .4 5 1 .4 9 2 .9 7A V F FK K K K K      3)齿形系数 FaY ：由 344 0 , 1 5 6zz，查图 932【 2】，得3  ， 4  4)齿根应力修正系数 SaY :由 344 0 , 1 5 6zz，查图 933【 2】。 得 3  ， 4  5)重合度系数 Y ：同前   6)许用弯曲应力 []F : 由式（ 931）【 2】， lim[] FF N XFYYS  limF ：由图 936c【 2】，查得： lim 3 600F M P a  （按图中 ME 查值）， lim 4 430F M P a （按图中 MQ 查值） FS ：由表 911【 2】，取  （较高可靠度） NY ：由 83 6 .9 1 2 1 0N , 84 10N  查图 937【 2】得： 3  ， 4  XY ：由 2 3m mm ，查图 938。