带式运输机的传动装置设计_课程设计计算说明书(编辑修改稿)

带式运输机的传动装置设计_课程设计计算说明书(编辑修改稿)内容摘要：

   HH KK  HK ⑤由 《 机械 手册 》 查 图得 ：33hb = HK 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 3d mmKKdd tt 3333  （ 6）计算模数 3m 6  Zdm 1按齿根弯曲强度设计  3 2323 2 FSaFadYYZKTm Φ （ 1）由 《 机械 手册 》查 图 得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5003  ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4504  ； （ 2）由 《 机械 手册 》查 图 根 据应力循环次数 83 N 74 N 取弯曲疲劳寿命系数 : FNK ， FNK HK FK K= mmd  m MPaFE 5003  MPaFE 4504  83 N 74 N 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 ][ 333   M P aSK FEFNF ][ 444   （ 4）计算载荷系数 K   FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 3FaY 、 4FaY 和应力修正系数 3SaY 、 4SaY 由 《 机械 手册 》 查 表 得： FaY SaY 95100 44  FaFa YY  FaY 95100 44  SaSa YY  SaY （ 6）计算大、小齿轮的 ][ FSaFaYY 并加以比较； 小齿轮： 0 1 1 3 8 6 5 ][ 3 33 F SaFa YY  大齿轮： 0 1 1 7 6 3 5 7 8 ][ 4 44 F SaFa YY  将数值较大的一个代人公式计算：  821 6 23253 2323FSaFadYYZKTmΦ 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 3m 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，可取由弯曲强度算得的模数 并就进圆整为标准值 3m =  MPaF   MPaF  K= FaY SaY FaY SaY 01 ][ 3 33 F SaFa YY ][ 4 44 F SaFa YY m 接触强度算得的分度圆直径 3d = mm，算出大小齿轮齿数 ： 1 00  mdZ 3 91 0 03 9  ZiZ l实 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 1几何尺寸计算 （ 1）计算分圆周直径 3d 、 4d mmmzd 0 0333  mmmzd  （ 2）计算中心距 mmdda 6 22/) 5 174(2 432  （ 3）计算齿轮宽度 mmdb d 747413  取 mmB 744  ； mmB 803 。 1其他参数计算 *ah 为齿顶高系数 : *ah = 1 *c 为顶隙系数 : *c = 模数 : m 中心距 : mma  齿顶高 : *  mhh aa 齿根高 : )()( 3**  mchh af 齿 顶 圆 直 径 : mmmhdd aa 3*33  , mmmhdd aa 3*44  齿根圆直径： mmhdd ff  mmhdd ff 4 929 2 5 1244  1003 Z Z mmd 743  mmd  mma  b = 74mm mmB 803  mmB 744  mmda  mmda  mmd f  mmd f  1高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称 符号 结果（ mm） 模数 3m 分度圆直径 3d 4d 74 齿顶圆直径 3ad 4ad 齿根圆直径 3fd 4fd 中心距 2a 齿宽 3B 4B 80 74 1齿轮的结构设计 小齿轮 3 由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮 4的结构尺寸按 《 械 手册 》 续设计出的轴孔直径计算如下表： 由于 mmmmd a  选择锻造齿轮 代号 结构尺寸计算公式 结果（ mm） 轮毂处直径 1D sdD  轮毂轴向长度 L sdL )~( 99 倒角尺寸 n mn 齿根圆处厚度 0 30 )4~( m 腹板最大直径 0D 040 2 fdD 板孔分布圆直径2D )( 102 DDD  板孔直径 1d )( 101 DDd  腹板厚度 C BC 1验证齿轮传动组中心距 验证两组齿轮设计是否合理： mma  大于 mma  设计符合要求。 两组齿轮组的数据如下 ： 高速级 低速级 齿数 z 30 127 38 129 中心距 a(mm) 模数 m(mm) 齿宽 b(mm) 45 50 74 80 分度圆直径d(mm) 45 74 五 、 轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。 （一）减速 器轴的结构草图 (减速器轴的结构草图 ) （减速器简图） （ 二 ） 中间轴 II的设计 选择材料及热处理方式 因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材料一样。 即和小齿轮 3 的材料一样同为 45Cr (调质 ) ，硬度为 260 HBS。 (中间轴 ) 初步计算轴的最小直径 mind 按扭矩 扭转剪切强度公式计算最小直径 mind ： P n minr 由 《机械手册》查表 1000A （由于无轴向载荷 0A 取较小值 ，0A =112 ~ 97 ）。 6 3 m . 3 8 4100 33 IIII0m i n  nPAd 该段轴上有一键槽将计算值加大 3%，取 mmd  此轴的最小直径 mind 即安装在轴端处的深沟球轴承直径 1d ，由 机械手册 表选取深沟球轴承的型号，既： mmd 40 mmda 47 mmB 18 计算各段轴直径 mmdd )2~1(212  mmdh )~( 2  mmhdd  mmdd a 474  1000A mmd  mmd 401  mmda 47 mmB 18 mmd 432  mmh  mmd  mmd 474  计算各段轴的长度 mmBl4010841810)15~10()5~3(1 mmBl 4522  )(153 估mml  mml 15312)5~3()15~10(4  mmBl 8035  mmBl 186  弯扭合成强度条件校核计算 （ 1）轴上力的作用点及支点跨距的确定 ①齿轮对轴 的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。 ②轴颈上安装的深沟球轴承 6208 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。 mmllL102)15~10()5~3(2 261 mmlllL 5322  mmlllL 642181528022 6453  mmLLLL 1 9  （ 2）计算轴上的作用力及受力图 由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角 020 mmNT  5II 齿轮 2 ： NdTF t 52II2  NFF tr 1 520t a 6 9 0t a n 022   02aF mml 401 mml 452  mml 153 mml 154  mml 805 mml 186 mmL  mmL  mmL 643  mmL 199 020 mmNT  5II NFt  NFr  02aF 齿轮 3 ： NdTF t 53II3  NFF tr a a n 033   03aF （轴的受力图） （ 3）计算出支反力 ① 绕支点 B 的力矩和 0 BZM 得： 0)( 32233  LLFLFLR rrAZ 即 0)( 1 5 8 31 9 9 AZR。