带式运输机传动装置机械设计课程设计传动方案(编辑修改稿)

带式运输机传动装置机械设计课程设计传动方案(编辑修改稿)内容摘要：

  ππ ②齿宽 b。 mmd td 1   2）计算实际载荷系数 HK。 ①由表 102 查得使用系数 1AK。 ②根据 v=、 7 级精度，由图 108 查得动载系数vK ③齿轮的圆周力。 NdTF tt 3511 103 5  mmNmmNbFK A /1 0 0/   查表 103 得齿间载荷分配系数 HK。 ④由表 104 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 HK。 由此，得到实际载荷系数   HHvAH KKKKK 3）由式（ 1012），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mmKKddHtHt 3311  sm/  1AK vK mmNbFKA / /1t HK HK mmd  mmm  3 第 17 页 及相应的齿轮模数 mmzdm  （ 1） 由式（ 107）试算模数，即  3 2112  F saFadFtt YYz YTKm   1) 确定公式中的各参数值 ①试选 FtK。 ②由式（ 105）计算弯曲疲劳用重合度系数。   Y ③计算  FsaFaYY。 由图 1017 查得齿形系数 FaY 、 FaY。 由图 1018 查得应力修正系数 saY 、 saY。 由图 1024c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 MPaF 5001lim  、 MPaF 3802lim 。 由图 1022 查得弯曲疲劳寿命系数 1  ，2 。 取弯曲疲劳安全系数 S ，由式（ 1014）得  1 l i m11 0 . 9 4 5 0 0 3 3 5 . 7 11 . 4F N FF K M P a M P aS     2 l i m 22 0 . 9 6 3 8 0 2 6 0 . 5 71 . 4F N FF K M P a M P aS      0 1 1 11 F saFa YY  FtK Y 3 第 18 页   0 1 4 11 F saFa YY  因 为 大 齿 轮 的  FsaFaYY 大 于 小 齿 轮 ， 所 以 取   222 0 .0 1 4 8F a sa F a saFFY Y Y Y 2）试算模 数  3 2112 FsaFadFtt YYz YTKm   3 2 5    （ 2） 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度 v。 mmzm t 11  smnd / 11   ππ ②齿宽 b。 mmdd 1   ③宽高比 hb/。 mmmchh ta 5 4 )()2( **  4 hb 2）计算实际载荷系数 FK。 ①根据 m/ ， 7 级精度，由图 108 查得动载系数 VK。 ②由 NdTF 3511t1  ，  FsaFaYY = tm sm/  3 第 19 页 mmNmmNbFK tA /1 0 0/ 4  ， 查表 103得齿间载荷分配系数 FK。 ③由表 104 用插 值法 查得 HK ，结合hb ， 查图 1013，得 FK。 则载荷系数为   FFvAF KKKKK 3）由式（ 1013），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmKKmmFtFt 1 1 33  对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径  ,算出小齿轮齿数 md。 取 251z ，则大齿轮齿数 12  z ， 1z 与2z 互为质数。 这样设计出的齿轮传动，既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。 FK m = 2 251z 79z2 3 第 20 页 （ 1） 计算分度圆直径 mmmz 50225d 11  mmmz 158279d 22  （ 2） 计算中心距 mmdd 1 0 42/)1 5 850(2/)(a 21  （ 3） 计算齿轮宽度 mmdb d 505011   考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节省材 料 ， 一 般 将 小 齿 轮 略 为 加 宽 mm)10~5( ，即mmb 6055)105(50)105(b 1  取 mmb 561  ，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即mmbb 502 。 齿数 251z 、 792z ，模数 2m ，压力角 20 ，中心距 mma 104 ，齿宽 mmb 561  ， mmb 502 。 小齿轮选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45 钢（调质）。 齿轮按7 级精度设计。 3 第 21 页 五、 轴的结构设计 设计 设计步骤及内容 结果 轴一 已知电动机 P = ，转速 n = 1430r/min， z1=21， mt = mmb 321  1P 、转速 1n 和转矩 1T 查转速和转矩表知 min/14301 rn  mmNT  142501 KWP  mmzmd t  而 NdTF t 11  NFFtr 9 50co s20t 0 8 5co st an   00t a a n   tFF 先按式（ 15— 2）初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45钢，调制处理。 根据表 15— 3，取 1120A ，于是得 mmnPAd 4 3 1 2 33110m i n  查表 141， 取 AK ，则 联 轴 器 的 计 算 转 矩mmNTKT Aca  1 8 5 2 51 4 2 5 查表得选用 GY1 型 凸缘 联轴 器 ， 公称 转 矩 为mmN25000 ， 半联轴器的孔径 dI=14mm ， 故 取dIII=14mm， 半联轴器与 轴配合的 毂孔长度 1L =27mm。 min/14301 rn  mmNT  142501 KWP  NFt  NFr  0F GY1 型 凸缘 联轴器 dI=14mm 3 第 22 页 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案 现选用图 1522a 所示的装配方案。 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 取 Ⅱ — Ⅲ 段的直径 dⅡ Ⅲ =15mm 半联轴器与 轴配合的 毂孔长度 1L =27mm， 为保证轴段挡圈只压在半联轴器 上而不压在轴的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的长度应比 1L 略短一些，现取 lⅠ Ⅱ =25mm。 2) 选用单列深沟球轴承，选 取 0 基本游隙组 、标 准精度级 的 单 列 深 沟 球 轴 承 6303 ， 其 尺 寸 为144717  BDd ， 故 dⅢ Ⅳ =dⅧ VIII=17mm， lⅧ VII=14mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 取 dVIVII=20mm。 3） 取安装齿轮处的轴段Ⅳ Ⅴ的直径 d=20mm， 齿轮的左端采用 套筒 定位，已知齿轮毂轮宽 32mm， 为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度 ， 取 lⅣ Ⅴ =30mm。 齿轮 的右端采用轴肩定位， 由直径 d=20mm查表 152 ，得 R= ，则 轴 环 处 的dVVI==8mm。 4) 轴 承 端盖的总宽度为 20mm，取 端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=， 故取 lⅡ Ⅲ =。 5) 取齿轮距箱体内壁之距离 mm8 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位 置时，应距箱体内壁一段距离，取 s=2mm，已知滚动轴承宽度 B=14mm，则 lⅠ Ⅱ =25mm dIII=14mm lⅡ Ⅲ = dⅡ Ⅲ =15mm lIIIIV= dⅢ Ⅳ = 17mm lⅣ Ⅴ =30mm d=20mm lVVI=8mm dVVI=25mm lVIVII= dVIVII=20mm lⅧ VII=14mm dⅧ VIII=17mm， (3) 轴上零件的周向定位 齿轮直接在轴上加工，半联轴器与轴的周向定采用平键连 接。 半 联 轴 器 与 轴 的 连 接 ， 选 用 平 键 为5mmx5mmx20mm，半联轴器与轴的配合为 76HK。 滚动轴承与轴的周向定位有过度配 单列深沟球轴承 单列深沟球轴承6303 平键截面bXh=12X8 齿轮毂孔与轴的配 3 第 23 页 合保证，此处选轴的直径。