机械课程设计带式运输机传动装置的二级减速器设计

机械课程设计带式运输机传动装置的二级减速器设计内容摘要：

高速级齿轮 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿轮 按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 由资料 [2]表 101 查得，选择小齿轮材料为 40 号钢（调质），硬度为 197—286HBS。 大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 156— 217HBS。 运输机 为一般工作机械，速度不高，由资料 [2]表 101 可知。 选用 8 级精度（ G B1009588） . 按接触疲劳强度设计 由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。 由表 111 知小齿轮相应的接触疲劳强度极限σ HLim=550620MPa 弯曲疲劳强 度极限σ FE=410480 MPa。 大齿轮相应的接触疲劳强度极限σ HLim=350400MPa 弯曲疲劳强度极限σ FE=280340 Mpa。 由表 11— 5 得，安全系数 SH=1 SF= 则 [σ H1]= σ HLim /SH =590/1=590 MPa [σ F1]= σ FE / SF =450/= MPa [σ H2]= σ HLim /SH=380/1=380 MPa [σ F2]= σ FE / SF=310/= MPa 由表 11— 3 得载荷系数 K=1,齿宽系数φ d= 小齿轮转矩 T= 由表 114得 ZE= ，对于标准齿 ZH= 又 u=5 由设计计算公式得 d1t≥ [(KT1/φ d)(u177。 1)/u(ZE/[σ H]) 2] 1/3 = 取 Z1=21，则 Z2=21*5=105,取 Z2=106，则 实际传动比 i= 模数 m=d1/z1= 齿宽 b=φ d d1mm =*= mm,取 b2=40mm b1=45mm 按表 41 将模数标准化为 m= 则实际 d1=z1m= d2=z2 m=265 mm 中心距： a=(d1+d2)/2= mm 按弯曲强度计算 由图 118得 YFa1= YFa2= 图 119得 YSa1= Ysa2= 则σ F1=2KT1YFa1YSa1/bm*mz1 =2*1**1000**(40***21) =[σ F1]= σ F 2=σ F1 YFa2 Ysa2/ (YFa1 YSa1)= Mpa[σ F2]= Mpa 验算 齿轮圆周速度 V=π d1n1/(60*1000)= 符合 8级精度 高速级齿轮几何尺寸计算 高速级齿轮传动的几何尺寸见表 1 表 1 名称 计算公 式 结果 /mm 模数 m 压力角 α 20 分度圆直径 d1 d2 265 齿顶圆直径 Da1= d1+2ha Da2= d2+2ha 270 齿根圆直径 Df1= d12ha Df2= d22ha 中心距 a=m(Z1+Z2)/2 齿宽 b1=φ dd1 45 b2=b1(4∽ 10) 40 高速级 齿轮的结构设计 小齿轮因尺寸小而设计成齿轮轴，大齿轮设计成腹板式齿轮，结构见装配图 低速级齿轮 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿轮 按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 由资料 [2]表 101 查得，选择小齿轮材料为 40 号钢（调质），硬度为 197—286HBS。 大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 156— 217HBS。 运输机为一般工作机械，速度不高，由资料 [2]表 101可知。 选用 8 级精度（ G B1009588） . 按接触疲劳强度设计 由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲 疲劳强度校核。 由表 111 知小齿轮相应的接触疲劳强度极限σ HLim=550620MPa 弯曲疲劳强度极限σ FE=410480 MPa。 大齿轮相应的接触疲劳强度极限σ HLim=350400MPa 弯曲疲劳强度极限σ FE=280340 Mpa。 由表 11— 5 得，安全系数 SH=1 SF= 则： [σ H3]= σ HLim /SH =590/1=590 MPa [σ F3]= σ FE / SF =450/= MPa [σ H4]= σ HLim /SH=380/1=380 MPa [σ F4]= σ FE / SF=310/= Mpa 由表 11— 3 得载荷系数 K=1,齿宽系数φ d= 小齿轮 3转矩 T= 由表 114得 ZE= ，对于标准齿 ZH= 又 u=5 由设计计算公式得 d1t≥ [(KT1/φ d)(u177。 1)/u(ZE/[σ H]) 2] 1/3 = 取 Z3=30，则 Z4=21*5=150,取 Z4=151，则 实际传动比 i= 模数 m=d3/z3= 齿宽 b=φ d d3 mm =*= mm,取 b4=60mm b3=70mm 按表 41 将模数标准化为 m=3mm 则实际 d3=z3m=90mm d4=z4 m=453 mm 中心距： a=(d3+d4)/2= mm 按弯曲强度计算 由图 118得 YFa3= YFa3= 图 119 得 Ysa4= Ysa4= 则σ F3=2KTYFa3Ysa3/bm*mz3=[σ F3]= σ F 4=σ F3 YFa4 Ysa4/ (YFa3 Ysa3)= Mpa[σ F4]= Mpa 验算 齿轮圆周速度 V=π d3n3/(60*1000)=符合 8 级精度 低速级齿轮几何尺寸计算 低速级齿轮传动的几何尺寸见表 2 表 2 名称 计算公式 结果 /mm 模数 m 3 压力角 α 20 分度圆直径 d1 90 d2 453 齿顶圆直 径 Da3= d3+2ha 96 Da4= d4+2ha 459 齿根圆直径 Df3= d32ha Df4= d42ha 中心距 a=m(Z3+Z4)/2 齿宽 B3=φ dd1 70 B4=b1(4∽ 10) 60 低速级 齿轮的结构设计 因低速级小齿轮较小，故采用 实心式 结构，大齿轮采用 腹板式 结构，具体见装配图 四、轴的结构设计及校核 选择轴的材料 轴的材料为 45 号钢调质处理 查表 143 得 C为 118107 初步确定轴的最小直径 已知输入轴 P= T= n=960r/min 按扭矩强度计算最小直径 由公式 d≥ Ao (P2/n2)1/3= 考虑到轴上键槽的影响，轴径应增大 10%15%，考虑到电机轴直径为 38，故初步取标准直径 dmin=38mm 确定轴各段直径及长度的确定 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下图 轴段 1：固定联轴器 ,直径与长度应和联轴器内径与长度相适 应 d1=3。