发布时间 : 星期三 文章带式输送机传动装置设计更新完毕开始阅读
《机械设计基础课程设计》说明书
6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3 d1=d1t7）计算模数m
K=31.69×Kt31.954=35.55mm （4-14） 1.3m=
3．按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式
d135.55??1.95mm （4-15） Z1183m≥
⑴确定公式内各计算数值
2KT1YFaYSa() （4-16） ?dZ12[?F]1）由课本P207图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?500MPa；
2）由课本P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85，KFN2?0.85； 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲安全系数S=1.4，由式[?]?[?]1?KN?lim得 SKN1?FE10.85?500??303.57MPaS1.4
（4-17）
[?]2?KN2?FE20.85?500??303.57MPa S1.44）计算载荷系数K。
K?KAKVKF?KF??1。25?1.02?1?1.506?1.92 （4-18）
5）查取齿形系数。
查课本由P200表10-5得 YFa1＝2.91； YFa2＝2.206 6）查取应力校正系数。
查课本由P200表10-5得 YSa1＝1.53； YSa2＝1.777 7）计算大、小齿轮的
YF?FS?[?F]并加以比较
YF?1FSa1[?F]1?2.91?1.53?0.0147 （4-19）
303.579
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YF?2FSa2[?F]2?2.206?1.777?0.013 （4-20）
303.57大齿轮的数值大。所以选用大齿轮。 ⑵ 设计计算
m?32?1.954?3.846?10000?0.0147mm?1.863mm （4-21） 218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，可取由弯曲强的算得的模数m=1.584并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径d1=48.1mm，算出小齿轮齿数
z1=
d135.55??18 （4-22） m2 大齿轮的齿数 z2?4.79?18?86.22取 z2?87。
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。 4．几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径
d1=z1m?18?2=36mm （4-23） d2=z2m?87?2=174mm （4-24）
（2）计算中心距a?d1?d236?174??105mm （4-25） 22 （3）计算齿轮宽度b??dd1?1?48mm?36mm 圆整后取 B2?35mm
4.2低速级齿轮传动的设计计算
（4-26）
B1?40mm
1．选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。
（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿 面渐开线直齿轮。
（2）选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用40Cr调质淬火，小齿轮 齿面硬度为 450HBS。大齿轮选用45钢调质淬火，齿面硬度为450HBS （3）选择齿轮精度等级；按GB/T10095－1998，选择6级。
（4）选择齿轮齿数；为了保证低速级大齿轮的油浸深度，取18，传动比误差
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i＝u＝
z2=3.72，?i＝0.8％?5％。 z12．按齿面接触强度设计计算；
3d3t?2KtT2?d???u?1ZHZE2?() （4-27） u[?H] （1）确定公式内各参数的值:
1）试选载荷系数Kt=1.3。
2）计算小齿轮传递的转矩。
T2?16.442?104N?mm （4-28） 3）由课本P205表10-7选取吃宽系数?d?1。
4）由课本P201表10-6选取弹性影响系数 ZE=189.8MPa 。 5）由课本P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
12?Hlim1?500MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?500MPa。 6）由课本P206公式10-13计算应力值环数
N3=60n1jLh =60×300.63×1×（2×8×300×10）h=8.66×108h （4-29）
ZN18.66?108?h?2.35?107h (3.69为齿数比,即3.69=2) （4-30） N4=u3.69Z17）查课本P207图10-19查得接触疲劳寿命系数：K??3=0.95 K??4=0.95 8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式（10-12）得:
K?[?H]3=HN3Hlim3=0.95×1000MPa=950MPa （4-31）
SK?[?H]4=HN4Hlim4=0.95×550=950MPa （4-32）
S (2)设计计算
1）试算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得：
3 d3t?2.32KtT2u?1ZE2?()?53.24mm （4-33） ?du[?H]2）计算圆周速度v。
??53.24?300.63?d1tn1?m/s≈0.84m/s （4-34）
60?1000 60?10003)计算齿宽b。
b=?d?d3t=1×53.24mm=53.24mm （4-35）
v?④计算齿宽与高之比
b。 h模数 mt=
d3t53.24?mm?2.956mm （4-36） Z31811
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齿高 h=2.25mt=2.25×2.956mm=6.651mm （4-37） 5)计算载荷系数。
根据v?0.84m/s，6级精度，由课本P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.02； 直齿轮，KH??KH??1；
KA=1.25； 由课本P193表10-2查得使用系数
b53.24=≈7.99 （4-38） h6.66由课本P196表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
KH?=1.506。 由
b=7.99，KH?=1.506查课本P198图10-13得KF?=1.453；故载荷系数 hK?KAKVKH?KH??1.25?1.02?1?1.453?1.853 （4-39）
6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3d3=d3t7）计算模数m
K=53.24×Kt31.853=60.63mm （4-40） 1.3m=
3．按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
3d360.63??3.368mm （4-41） Z318m≥
⑴确定公式内各计算数值
2KT2YFaYSa() （4-42） 2?dZ3[?F]1）由课本P207图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?500MPa；
2）由课本P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85，KFN2?0.85； 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲安全系数S=1.4，由式[?]?[?]3?KN?lim得 SKN3?FE30.85?500??303.57MPa （4-43） S1.4[?]4?KN4?FE40.85?380??303.57MPa （4-44） S1.412