fk圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计.doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流fk圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计.精品文档.圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，设定皮带拉力F=1000N，速度V=2.0m/s2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=涡轮×4轴承×齿轮×联轴器×锥齿轮=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=1000×2/1000×0.85=2.4KW1.2确定电动机转速计算工作台工作转速：n工作台=1.5r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围Ia=36。考虑到电机转速太小，将会造成设计成本加高，因而添加V带传动，取V带传动比I1=24，则总传动比范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n工作台=（624）×1.5=936r/min，加上V带减速，取减速比为5，那么nd=45180r/min符合这一范围的同步转速有60、100、和150r/min。由于工作台n工作台=1.5r/min，圆锥齿轮传动比1:1，蜗轮蜗杆传动比10，齿轮传动比2，V带传动比5，因而选择电机转速150r/min。1.3 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，额定转速150r/min，额定转矩2.0。质量10kg。1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n工作台=150/1.5=1002、分配各级传动比1）取齿轮i齿轮=2（单级减速器i=26合理）；2）圆锥齿轮传动比1:1，3）蜗轮蜗杆传动比10，4） V带传动比5，1.5 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机/5=150/5=30r/minnII=nI/i齿轮=30/2=15(r/min)nIII=nII/i涡轮=15/10=1.5(r/min)n工作= nIII=1.5(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI×带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×轴承×齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KWPIV=PIII×轴承×涡轮=2.168×0.98×0.96=2.039 KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/150=152800N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/30=733440N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/15=138029N·mmTIV=9.55×106PIV/nIV=9.55×106×2.039/1.5=12985799N·mm1.6 齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=2取小齿轮齿数Z1=10。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=2×10=20实际传动比I0=20/2=10传动比误差：i-i0/I=2-2/2=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=2由课本P138表6-10取d=0.9(3)转矩TIITII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/30=733440N·mm (4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×30×1×(16×365×8)=8.4×107NL2=NL1/i=8.4×107/2=4.2×107由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d130(k TII (u+1)/duH2)1/3=301×733440×(6+1)/0.9×6×34321/3mm=50mm模数：m=d1/Z1=50/10=5mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=5×10mm=50mmd2=mZ2=5×20mm=100mm齿宽：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=10,Z2=20由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s1.7 轴1的设计计算1.7.1输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%)mm=20.69选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50021.8N·mm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1000.436×tan200=364.1N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(1×48)21/2=54.88N·m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。1.7.2涡杆轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271N·m求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1806.7×0.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1N·m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1×271)21/2=275.06N·m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够1.8 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=750.3N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264（11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h预期寿命足够F=1000NV=2.0m/sn工作台=1.5r/min总=0.85P工作=2.4KW电机转速150r/min电动机型号Y132S-6i齿=2Z1=10Z2=20u=6TII=733440N·mmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=8.4×107NL2=4.2×107ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=524.4MpaH2=343Mpad1=50mmm=5mmd1=50mmd2=100mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11.6Mpaa =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=9.1N·mMC2=25N·mMC =26.6N·mT=48N·mMec =99.6N·me =14.5MPa<-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1N·mMC2=44.26N·mMC =47.1N·mMec =275.06N·me =1.36Mpa<-1b轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3N2.3 传动零件的设计计算2.3.1 蜗杆蜗轮设计计算1选择蜗轮蜗杆的传动类型2选择材料3按齿面接触强度进行设计4按齿面接触强度进行设计5蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸6校核齿根弯曲疲劳强度根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。传动中心矩计算公式如下：(1) 确定作用在蜗轮上的转矩=892.9N·m(2) 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数,KA=1.11,由于转速不高，冲击不太大，可选取动荷系数,则K=KA··=1.11×1×1.05=1.17(3) 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160(4) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1(5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力应力循环次数N=60×=60×1××（2×8×300×15）=2.359×寿命系数=0.674=0.674×268MPa=180.528MPa（6）计算中心矩=199.05mm取中心矩a=200mm 因i=10取m=5mm 蜗杆分度圆直径d1=55mm这时， =3.1查手册得，因为<，因此以上计算结果可用。（1） 蜗杆分度圆直径d1=55mm模数 m=5直径系数q=10，齿顶圆 齿根圆df1=m(q-2.4)=38mm分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚Sa=9.891mm（2） 蜗轮蜗轮齿数=×10=50变位系数为验算传动比i=蜗轮分度圆直径=5×50=250mm蜗轮喉圆直径=（250+2×4.725）=259.45mm蜗轮齿根直径=（259.45-2×1×5）=249.45mm蜗轮咽喉母圆直径=（200-×249.45）=75.275mm当量齿数根据=-0.25 =57.28=2.5 螺旋角系数=许用弯曲应力从表11-8中查得：由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数=56×0.545=30.52MPa=27.2MPa<=30.52=MPa所以弯曲强度是满足要求的。已知r=11°183611.31°= , 与相对滑动速度有关= = =7.27 m/s从表11-18中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中=0.220 =0.1998则=0.86 大于原估计值，因此不用重算。考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HT100=892.9N·mK=1.17=160=3.1N=2.359×=0.674=180.528MPaa=199.05mm =3.1 合格d1=55mm=54=340.2mm=349.65mm=337mm=25.2mm=57.28=0.9192=56MPa=0.579=27.2MPa合格=7.27 m/s2.4.1蜗轮轴（即小锥齿轮轴）的设计1轴的材料的选择，确定许用应力2按扭转强度，初步估计轴的最小直径3轴的结构设计 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=100，于是得：d 轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩=,查表14-1，选取=1.3，则有=KT=1.3×9.550××3.78/54.60=859500Nmm最小直径d1=48mm 根据d2=50mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为：d×D×T=50mm×110mm×23.75mm故选d3=60mm L6=23.75mm查GB/T294-94得：圆锥滚子轴承da=69（30212）即轴肩为h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm又：轴环的亮度b=1.4h，即b1.4×6=8.4b取12mm，即L5=12mm（4）蜗轮的轴段直径 蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故d4=d5-2h，求出d4=64mm与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为：B2=(1.21.5)d4=（1.21.5）×64 =76.896，取b=80mm，即L4=80mm(5)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=23.75mm，蜗轮轮毂长为L=80mm，则：L3=T+s+a+(80-78)=49.75mm选用45号钢， b=600MPa b-11=55MPa=1.3=859500Nmmd1=48mmd2=50mmL1=82mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm轴环L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，轴的总长为：L总=82+55+49.75+80+12+36=315mm4轴的强度校核（1） 轴向零件的同向定位蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由表6-1查得平键截面 b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键14mm×9mm×70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考15-2，取的倒角2×45°，各轴肩处的圆角半径为（见附图）。（3.1）确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径d=340.2 mm 转矩T=892.9 N·m蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N蜗轮的径向力为：Fr=Ft× =5249.9×tan20°/cos11°1835 =1853.5 N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft× =5249.9×tan11°1835 =1050 NT=892.9N·mFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N反力及弯矩、扭矩见10.3反力及弯局矩、扭矩图所示：5轴的强度校核（3.2）垂直平面上： 支撑反力： = =2182 N其中132为两轴承中心的跨度，59为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。 N水平平面： N N（3） 确定弯距 =59=592902.9=171271 N·mm 垂直弯矩： N·mm N·mm 合成弯矩： = 233893N·mm =172357 N·mm扭矩T=892.9 N·mm（4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力： =27MPa<-1=60MPa故是安全的。=2182 N= N=2347 N=2902.9N=171271 N·mm=233893 N·mm =172357 N·mm=27MPa合格三 圆锥齿轮设计圆锥齿轮传动比为1:1 3.1确定齿数Z及校核(1)选Z。软齿面应尽量选大些。(2)Z= iZ。且Z为整数。(3)计算U=(4)=53.2按接触强度计算d1 1.计算公式 2.计算T1T1=95500 Pd-Kw nd-r/min =0.99 3.计算K K=KAKVK (1)由表4-8选用系数KA (2)选动载荷系数KV记为KVt (3)取值。一般取=0.3 = (4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K (5)计算 K=KAKVK 取KV=KVt故Kt=KAKVK 4.弹性系数ZE由表4-9查得 5.节点系数ZH由表4-48查得 6.许用应力H=ZNZW (1)由图4-58查得(2)由已知条件计算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U式中：n-啮和次数 n1-r/min tn-每天工作小时 N-年300天/年小时/天(3)由图4-59查得寿命系数 ZN1 ZN2 (4)由表4-11查得安全系数SH(5)由图查得工作硬化系数Zw(6)计算 H1=ZNZW H2=ZNZW(7)计算d1 d1 试选Kt=Kvt 3.3 校核d1 因为试选的Kv可能与实际不符合。(1)模数m=取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。 (2)按几何关系计算d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圆周速度Vm（平均直径dm） Vm= 计算 由查图4-43得Kv (4)校核d1 d1= d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t3.4 校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 (2)当量齿数计算 Zv= a. b. c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2.d.确定F=YHYx 查图4-61得和 查图4-62得YN1, YN2查图4-63得尺寸系数Yx查图4-11得安全系数SF计算 比较 ，的大小，取较大值校核弯曲强度3.5 几何尺寸计算1.分度圆直径d d1 =mZ1 d2=mZ22.节锥 =arctan =90-3.节锥距RR=4.齿宽b=R5.周节P=m6.齿顶高ha ha=m7.齿根高hf hf=1.2m8.齿顶间隙 c=0.2m9.齿顶圆直径 =m(Z+2) =m(Z+2)10.齿根圆直径 = m(Z-2.4)= m(Z-2.4)3.6 受力分析Ft1=-Ft2=Fr1=-Fa2= Ft1*tanFa1=-Fr2= Ft1*tan小齿轮为45钢，调质217HBS255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS217HBS。取200HBS。8级精度Z选20Z=2.6520=53 U=2.65=0<5T1=95500005.50.99/720=72221.9 N*mmKA=1.0KVt=1.1=0.3 =0.500K=1.03Kt=1.133ZE=189.8ZH=2.5=570MPa=460MPaN1=1.27N2=4.76tn =29200ZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1H1=570MPaH2=460MPad1tm=4.395取m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmVm=2.88