机械设计课程设计--带式运输机传动装置的设计

机械设计课程设计--带式运输机传动装置的设计内容摘要：

知齿面接触强度设计公式为 311121 )1(39。 2)( iiKTZZZddHPEH    （ 31） ①计算载荷系数 K 由 [1]表 查得使用系数 1AK ，由 [1]P134 得 vK ， K ，K ，则   KKKKK VA ； ② 由前面知 mmNmNT  2 6 0 1 39。 1 ， i ； ③由 [1]表 选取齿宽系数 1d ； ④由 [1]图 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 MPaH 7001lim  ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim  ； ⑤计算应力循环次数 小齿轮 911 )825016(114406060  hjLnN ， 大齿轮应力循环次数 892 N； ⑥由 [1]图 取接触疲劳寿命系数 1NZ =1， 2NZ =； ⑦计算接触疲劳许用应力 由 [1]表 ，取安全系数 S=，则 小齿轮 1HP = M P aS 5 3 7 0 011limN1Z  ，西 南 科 技 大 学 机械设计课程设计说明书 11 大齿轮 2HP22limN2 HPM P aS  ，故 MPaHP 465。 ⑧查 [1]中：图 ,取 节点区域系数 HZ =(无变位 )。 参考 [1]中 135 页 ,取 Zε=；由 [1]表 查得材料的弹性影响系数 ZE = MPa。 (5） 确定齿轮直径及模数 由（ 31）式及代入（ 4）的 ① ~⑧ 中数据得 mmd 2 6 0 1 )465 (3 21  ， 模数 mmzdm ,查 [1]表 取 m=， 则 4511  zmd mm， 20722  zmd mm， 中心距： 1 262 2 07452 211  dda mm， 齿顶圆直径 mmmhzd aa )230()2( 11   ， mmmhzd aa )2138()2( 22   ， 齿根圆直径 mmmchzd af )()22( 11   ， mmmchzd af )()22( 22   ， 齿轮宽度：因为 b=ψ d 1d =1179。 45=45mm， 故取 b1=50mm； b2=b=45mm。 （ 6）选定齿轮精度 V= 100060 11nd = sm / 0 0 060 1 4 4 045   ， 参考 [1]中图 （ a），取齿轮精度 8级。 （ 7） 按齿根弯曲强度校核 由 [1]公式（ ）知弯曲 应力 ][39。 211 FPSaFaF YYYmbdKT    （ 32） ① 由 [1]137 页， ~Y ，按最大取如果满足上式，强 度肯定满足， ② 查 [1]中表 得取齿形系数 1FaY =, 2FaY =， ③查 [1]中表 得取应力校正系数 1SaY =, 2SaY =， ④计 算弯曲疲劳许用应力 查 [1]中 图 (b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ Flim1=300MPa。 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ Flim2=220MP， 查 [1]中图 取弯曲疲劳寿命系数 YN1= YN2=1，查 [1]中表 取弯曲疲劳安全系数 HS 则 1FP =STH FN YSY min 1lim1=  =273MPa， 2FP =STH FN YSY min 2lim2=  =200MPa， 西 南 科 技 大 学 机械设计课程设计说明书 12 mmNmNT  1 1 5 9 8 1 539。 2 YYYmbdKT SaFaF 111 11 2=   25 102MPa， M P aYY YY FSaFa SaFaF 222  ， 因 11 FPF   ， 22 FPF   故弯曲强度足够。 (8)受力分析 圆周力111 39。 2dTFt = N115645260102  ， 径向力 NFF tr 2 020ta n1 1 4 4ta n1   合力 NFF tn 123020c o s/115620c o s/ 。 低 速级齿轮传动计算 已知条件：输入功率 2P = 3 转速 m in/ 1 32 rn  传动比 2i =,工作寿命为 8 年，两班制。 (1)选定齿轮类型、材料和齿数 1）因功率 不大 速度 不高 ，故选用直齿圆柱齿轮 传动。 2）材料选择。 由 [1]表 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3）选择小齿轮齿 3数 3z =30，大齿轮 4齿数 4z =2i 3z =179。 30=,取 4z =98，此时 2 i。 (2)按齿面接触强度设计 由公式（ ） [1]知齿面接触强度设计公式为 322223 )1(39。 2)( iiKTZZZddHPEH    （ 33） ①计算载荷系数 K 由表 查得使用系数 AK =1，由 [1]P134，取vK ， K ， K ，则 K= AK VK K K =1179。 179。 179。 =； ② 由前面知齿轮 3 传递转矩（即轴 2 的输出转矩） i ； 西 南 科 技 大 学 机械设计课程设计说明书 13 ③由 [1]表 选取齿宽系数 1d ； ④由 [1]图 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限MPaH 7003lim  =700 MPa。 大齿轮的接触疲劳强度极限  4limH =550 MPa； ⑤计算应力循环次数 小齿轮 hnjLN 603  =60179。 179。 1179。 (16179。 250179。 8)=179。 108 ，大 齿轮 4N = 8 =179。 108； ⑥由 [1]图 取接触疲劳寿命系数 3NZ =， 4NZ =； ⑦计算接触疲劳许用应力 由表 ， 取 安全系数 S=，则 3HP = S =592MPa 4HP =  S =487MPa 3HP ，故取 MPaHP 487 ； ⑧查 [1]中：图 ,取 节点区域系数 HZ =(无变位 )。 参考 [1]中 135 页 ,取 Zε=；由 [1]表 查得材料的弹性影响系数 ZE = MPa。 (3） 确定齿轮直径及模数 由（ 32）式及代入（ 2）的 ① ~⑧ 中数据得 3 23 1 1 5 9 8 )487 ( d =， 模数 mmzdm ,查 [1]表 取 m=， 小齿轮直径  mzd mm， 大齿轮直径  mzd mm， 中心距： 1602 245752 432  dda mm， 齿顶圆直径 mmmhzd aa )1230()2( 33   ， mmmhzd aa )1298()2( 44   ， 齿根圆直径 mmmchzd af )()22( 33   ， mmmchzd af )()22( 44   ， 齿轮宽度：因为 b=ψ dd =1179。 75=75mm，故取 b3=80mm， b4=b=75mm。 （ 4） 计算 圆周速度，确定齿轮精度 V= 100060 23nd = 0 0 060 1 375  m/s， 参考 [1]中图 （ a），取齿轮精度 8级。 (5)按齿根弯曲强度校核 由 [1]公式（ ）知弯曲强度校核公式为 西 南 科 技 大 学 机械设计课程设计说明书 14 NFF tr 1 1 2 620ta n3 0 9 320ta n33 ][39。 232 FPSaFaF YYYmbdKT    ① 由 [1]137 页， ~Y ，按大取如果满足上式，强度肯定满足， ② 查 [1]中表 得取齿形系数 3FaY =, 4FaY =， ③查 [1]中表 得取应力校正系数 3SaY =, 4SaY =， ④计 算弯曲疲劳许用应力 查 [1]中 图 (b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ Flim3=300MPa。 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ Flim4=220MP， 查 [1]中图 取弯曲疲劳寿命系数 YN3= YN4=1，查 [1]中表 取弯曲疲劳安全系数 FS 则 1FP =STH FN YSY min 3lim3=  =273MPa， 2FP =STH FN YSY min 4lim4=  =200MPa，  YYYmbdKT SaFaF 333 23 39。 2=   97MPa， M P aYY YY FSaFa SaFaF 444  ， 因 33 FPF   ， 44 FPF   故弯曲强度足够。 (6)受力分析 圆周力323 39。 2dTFt  = N3093751159802  ，径向力 合力 NFF tn 3 2 9 220c o s 33 。 圆柱齿轮传动参数表 表 圆柱齿轮传动参数表 名称 代 号 单 位 高速级 低速级 小齿轮 1 大齿轮 2 小齿轮 3 大齿轮 4 中心距 a mm 126。