带式运输机机械传动装置设计(4)

代号名称 内孔直径d 计算公式 输入轴最小直径 代入数据 D = 25mm 尺寸取值 25mm 分度圆直径dd1 da d1 B 315mm dd1+2ha (1.8~2)d (z-1)×e+2×f 315+2×2.75 (1.8~2)×25 (4-1)×15+2×9 320.5mm 47.5mm 63mm L h1 h2 f1 b1 b2 f2 (1.5~2)d 290 0.8h1 0.2h1 0.4 h1 0.8 b1 0.2 h2 3(1.5~2)×25 290 345mm 46.34mm 37.07mm 9.27mm 18.50mm 14.8mm 7.41mm ???????? 5.11626.09×2 0.8*46.34 0.2*46.34 0.4*46.34 0.8*18.50 0.2*37.07

第六章：齿轮传动的设计

内容 结论 15

Z1=24 （1）选择小齿轮材料为45刚（调质），齿面硬度250HBS，大齿轮材料为Z2=105 45钢（调质），齿面硬度为220HBS。 （2）一般工作机器，选用7级精度。 （3）选小齿轮齿数z1 = 24，大齿轮齿数z2 = 24×4.37 =104.88，取z2= 105。 小齿轮材料（4）压力角? = 20°。 为45钢（调2.按齿面接触疲劳强度设计 质），齿面硬（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 度250HBS，大齿轮材料 32K T ZZZ2为45钢（调 Ht1u±1HEεd ≥ ×× 1t u 质），齿面硬ψd[ζH]度为1）确定公式中的各参数值。 220HBS。 ①试选载荷系数KHt = 1.4。 （2）一般工②计算小齿轮传递的转矩 作机器，选用T1 = 79470 N/m 7级精度。 ③选取（机械设计第九版表10-7）齿宽系数φd = 1。 ④查（机械设计第九版图10-20）图取区域系数ZH = 2.5。 ⑤查（机械设计第九版表10-5）表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。 端面压力角：?a1 = arccos[z1cos?/(z1+2ha*)] = arccos[24×cos20°/(24+2×1)] = 29.841° φd = 1 ZH = 2.5 ?a2 = arccos[z2cos?/(z2+2ha*)] ZE = 189.8 = arccos[105×cos20°/(105+2×1)] MPa1/2 = 22.761° 端面重合度：?? = [z1(tan?a1-tan?)+z2(tan?a2-tan?)]/2π ??= 1.73 = [24×(tan29.841°-tan20°)+105×(tan22.761°-tan20°)]/2π = 1.73 ???? ?重合度系数：Z????? ? ??????????? ?????? ⑦计算接触疲劳许用应力[?H] ?Hlim1 = 600 查（机械设计第九版图10-25d）得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa ?Hlim1 = 600 MPa、?Hlim2 = 570 MPa。 ?Hlim2 = 570 MPa 6.2计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×626.09×1×5×300×2×8 =9.02×108 6.1选精度等级、材料及齿数 ??????16

大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 9.02×108/4.37 = 2.06×108 查（机械设计第九版图10-23）取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.99、KHN2 = 0.96。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: KHN1ζHlim1[?H]1 = S= 0.99×600 1= 594 MPa KHN2ζHlim2[?H]2 = S= 0.96×570 1 [?H] = [?H]2 =547.2 MPa V=1.93m/s b=58.99mm = 547.2 MPa 取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [?H] = [?H]2 =547.2 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d ≥ 1t3 2KTZZZ2Ht1u±1HEε×× u ψd[ζH]??????32×1.4×79.47×10004.27+1?2.5×189.8×0.871?2 = ××14.37?547? = 58.99 mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 πdn1t1①圆周速度：v = 60×1000= π×58.99×626.09 60×1000= 1.93 m/s ②齿宽b b = φdd1t = 1×58.99 =58.99mm 2）计算实际载荷系数KH ①查（机械设计第九版表10-2）表得使用系数KA = 1.25。 ②根据v = 1.93 m/s、7级精度，查（机械设计第九版图10-8）图查得动载系数KV = 1.05。 17

③齿轮的圆周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×79.5/58.99 = 2695 N KAFt1/b = 1.25×2695/58.99 = 57.11 N/mm < 100 N/mm 查（机械设计第九版表10-3）表得齿间载荷分配系数KH? = 1.2。 ④查（机械设计第九版表10-4）表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH? = 1.31。 由此，得到实际载荷系数 KH = KAKVKH?KH? = 1.25×1.05×1.2×1.31 =2.06 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 1t3 K32.06H =58.99× = 67.13 mm 1.4KHt K a=1.25 K v=1.05 KH? = 1.2 KH? = 1.31 KH=2.06 m=2mm d1=68mm d2=298mm a=185mm d1 = d及相应的齿轮模数 mn = d1/z1 = 67.13/24 = 2.8 mm 取模数为2mm。 6.3几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1 = z1m = 24×2 = 68 mm d2 = z2m = 149×2= 298 mm （2）计算中心距 a = (d1+d2)/2 = (68+298)/2 = 183 mm （3）计算齿轮宽度 b = φdd1 = 1×68 = 68 mm 取b2 = 68、b1 = 75。 6.4校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件 2KTYYYF1FaSaε?F = ≤ [?F] 32φmzdn11）确定公式中各参数值 ①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y??0.25+0.75/?? = 0.67?②由齿数，查（机械设计第九版图10-17）图得齿形系数和（机械设计第九版图10-18）图得应力修正系数 YFa1 = 2.15 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.82 YSa2 = 1.95 ③计算实际载荷系数KF 查（机械设计第九版表10-3）表得齿间载荷分配系数KF? = 1.0 根据KH? = 1.31，结合b/h = 10.67查（机械设计第九版图10-13）图得KF?????????18

KF= 2.19 KFN1ζFlim1 [?F]1 = S 0.90×420= 1.4 = 270 MPa KζFN2Flim2 [?F]2 = S 0.92×410= 1.4 = 269.43 MPa 2）齿根弯曲疲劳强度校核 2KTYYY F1FaSaε?F1 = 32 φdmnz1 2×1000×2.19×79.5×2.15×1.82×0.67= 321×2×34 = 98.7MPa ≤ [?F]1 2KFT1YFaYSaY ε?F2 = 32 φdmnz1 2×1000×2.19×79.5×2.05×1.95×0.67= 321×2×34 =100.85 MPa ≤ [?F]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 6.5主要设计结论 齿数z1 = 34、z2 = 149，模数m = 2 mm，压力角? = 20°，中心距a = 185 mm， 齿宽b1 = 68mm、b2 = 75 mm。 则载荷系数为KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.05×1.0×1.28 = 2.19 ④计算齿根弯曲疲劳许用应力[?F] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为?Flim1 = 420 MPa、?Flim2 = 410 MPa。 查（机械设计第九版图10-22）图取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.90、KFN2 = 0.92 取安全系数S=1.4，得 19