带式输送机单级圆柱齿轮减速器课程(编辑修改稿)

带式输送机单级圆柱齿轮减速器课程(编辑修改稿)内容摘要：

60H lim 2 )M P a(600H lim 1  ②接触疲劳寿命系数 NZ NZS  H limH limHP 3 121 1)HP670( uuKTdd  11 应力循环次数公式为 hnjtN 60 工作寿命每年按 300 天，每天 16小时计算，故 )(3 8 4 0 0163 0 08 hth  故 查图 ，且允许齿表面有一定的点蚀得 NNZZ ③接触疲劳强度的最小安全系数 HminS 本题目要求有一般的可靠性，查表 ，得 1Hmin S ④计算接触疲劳许用应力 HP 将上述各值代入许用 接触应力计算公式得 ⑤宽度系数 由于本题的齿轮传动中齿轮为对称布置，且为软齿面传动，故由表 选取 1d。 ⑥计算小齿轮直径 1d 由于 HP1 HP2 ,故应将 HP1 代入齿面接触疲劳设计公式，于是得到 )( u （ 4） 圆周速度 v )(11 0 7 6 8 )600670(1)HP670(3 23 121mmuuKTdd)M P a(6161 l i m 2HP 2)M P a(60011600HP l i m 1HP 121H m i nH m i nNNZSZS8281 400138460  NN 12 )( 111 mmdnv    由于 1v 6m/s，故该齿轮传动取 8级精度 （ 1） 齿数 该齿面为软齿面，为使重合度较大，取 201z 0  uz 使两齿轮互为质数，最后确定 1012z （ 2）模数 m 初步计算的模数为 )( mmzdm  应使模数大于或等于上式计算出的模数，所以从表 中选取标准模数mmm 3 （ 3） 分度圆直径 d )(6020311 mmmzd  )(303101322 mmmzd  （ 4） 中心距 a )()30360(21)(21 21 mmdda  （ 5） 齿轮宽度 b 大齿轮宽度 )(6060112 mmdb d   小齿轮宽度    )(6510~521 mmbb  齿根弯曲疲劳强度的校核公式为 FP2F F11   Ybm dKT 13 (1)齿形系数 FY 根据 1z 、 2z 由表 得 Y Y (2)弯曲疲劳许用应力 FP 计算公式 NFminFlimFP YS   ①弯曲疲劳极限应力 Flim 根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由图 的 ME 取直线得 )M P a(210F lim 2 23 0(M P a )F lim 1  ②弯曲疲劳寿命系数 NY 根据 81 N 和 82 N ，查图 得 1N1Y 1N2Y ③弯曲疲劳强度的最小安全系数 FminS 本传动要求一般的可靠性，查表 ，取 S ④弯曲疲劳许用应力 FP 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 )M P a( l i m 1F P 1 N1F m in  YS )M P a( l i m 2F P 2 N2F m in  YS (3)齿根弯曲疲劳强度校核 )M P a( F111  Ybm dKT FP1 )M P a( F211  Ybm dKT FP2 14 因此，轮齿齿根的抗弯强度是安全的。 切向力： )(60107 68 622 31 1t1 NdTF  径向力： )( a a n 33t1r1 NFF   法向力： )( o s/ o s/ 33t1n NFF   根据作用力与反作用力定律可知，作用在主动轮和从动轮上各对力的大小 相等，方向相反。 主动轮上的切向力 t1F 是该齿轮所受的工作阻力，其方向与主动轮上作用点的速度方向相反；从动轮所受切向力 t2F 是驱动力，其方向与从动轮上该点的速度方向相同，两轮所受的径向力 r1F 和 r2F 分 别指向各自的轮心。 参数 数值 齿面接触疲劳强度设计公式 齿根弯曲疲劳强度校核公式 材料 小齿轮 45 钢 大齿轮 45 钢 热处理方式 小齿轮 调质 大齿轮 调质 硬度 小齿轮 260HBS 大齿轮 220HBS 小（大） 齿轮 分度圆直径 mmdd /)( 21 60(303) 齿宽系数 d 1 3 121 1)HP670( uuKTdd FP2F F11   YbmdKT 15 齿数 )(21zz 20(101) 模数 mmm/ 3 齿轮宽度 mmbb /)( 21 60(65) 小（大） 齿轮受力分析 切向力 NFt/  径向力 NFr/  法向力 NFn/  16 第 五 章 轴的设计与校核 确定轴的材料 由于轴在工作中既承受弯矩又承受扭矩，查资料可得，轴选用 45钢，调质处理。 计算轴的直径 d 根据轴传递的功率 P 、轴的转速 n 、许用扭转切应力  或计算常数 A 计算轴的直径 d ，由材 料力学理论，圆轴的扭转强度条件为    3 d nPWpt 式中  轴的扭转切应力（ MPa ） T 轴传递的扭矩（ mmN ） Wp 轴的抗扭截面系数（ 3mm ） P 轴传递的功率（ kW） n 轴的转速（ r/min） d 轴的直径（ mm）  轴材料许用扭转切应力（ MPa ） 由上式可得轴的计算公式为：   33 61 nPAn Pd   式中 A 计算常数，按表 可得 118~106A ，   40~30 代入数据 kWP  , 106A ,  MPa40 ， min/384rn . 所以 )( 31 mmd  考虑到大多数轴都是中间粗，两端细的形状，且存在键槽 17 故取 mmd 251 同理可得 )( 332 mmnPAd  所以可取 mmd 452  . 根据计算数据及经验公式，画出草图如下 ： 主动轴校核 ①由从前设计结果得，高速轴转矩 mmN1076861 T ，圆周力 )( 3t1 NF  ，径向力 )( 3r1 NF  ②支承在垂直面的分力 0102510)(31BVBVtARRFFM 18 B支承反力 NRBV  001   BVAVt y RRF。