冲压型压缩营养钵成型机结构设计毕业设计(论文)说明书(45页).doc

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1、-冲压型压缩营养钵成型机结构设计毕业设计(论文)说明书-第 0 页编号： 毕业设计说明书题 目： 冲压型压缩营养钵成型机结构设计学 院： 机电工程学院 专 业： 机械电子工程 学生姓名： 学 号： 指导教师： 梁才航 职 称： 副教授 *题目类型： 理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发年 月 日摘 要1、冲压型压缩营养钵成型机系统参数和工艺分析冲压型压缩营养钵成型机系统参数和工艺分析主要是确定冲压型压缩营养钵成型机所需动力及各传动部分的负载的确定，工艺分析主要是对其工作环境和加工工艺的确定。主要包括下料、冲压、起模、工作台换位、成品。2、冲压型压缩营养钵成型机的原理设计原理设计

2、其中主要是设计压缩型营养钵的运动原理，根据冲压型压缩营养钵成型机工艺，选择曲柄滑块、曲柄摇杆、双摇杆、双曲柄、凸轮等机构中的一种或几种设计其运动原理。并选择一个最佳的方案就行设计计算。3、冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分的运动设计和结构设计主要传动部分的运动设计和结构设计主要包括齿轮传动、带传动、轴、轴承、键、箱体等的设计。齿轮传动和带传动主要设计其型号和传动方式的设计和相关参数的设计选取确定，确定最优的转动方式和最佳参数。轴主要设计其各段直径大小和其形状的设计，轴承和键主要是参数的选取设计计算选出合适的轴承和键，箱体的设计包括传动的润滑和密封的设计还包括箱体其他参数的设计。最后完成相关设计

3、论文的写作和相关工程图的绘制。关键词：工艺设计；原理设计；主要传动部分设计Abstract1、the compression block molding machine system parameters and process analysisCompressed block molding machine system parameters and power for the process analysis is mainly to determine compression block molding machine and the determination of the trans

4、mission part of the load，Process analysis is mainly on its working environment and the determination of the machining process.Mainly including blanking, stamping, draw, workbench transposition and finished products.2、the principle of compression block molding machine designPrinciple design mainly de

5、sign movement principle of compression type block, block forming machine according to the compression process, the choice of crank slider, crank rocker, double rocker and double crank, CAM institutions such as one or several design of its movement principle. And choose a best scheme of the design an

6、d calculation.3, the compression block molding machine drive the main part of the movement design and structure designDrive the main part of the movement design and structure design mainly includes the gear drive, tape drive, shaft, bearing, key, such as casing design. Gear drive and belt drive the

7、main design model and design the way of transmission and relevant selection of design parameters are determined, to determine the optimal way of rotation and the best parameters. Main design its paragraphs diameter size and the shape of the design, the bearing is mainly the design and calculation of

8、 the selection of parameters and the key to select the appropriate bearing and key, the design of the box body including the transmission of lubrication and sealing design includes the design of other parameters of the. Finally ,finish the related design paper writing and related engineering drawing

9、 of the graph.Key words: technological design; principle design; The main transmission part design目 录引言11 冲压型压缩营养钵成型机原理设计31.1 冲压型压缩营养钵成型机工艺分析31.2 冲压型压缩营养钵成型机原理设计31.2.1 冲压型压缩营养钵成型机工作原理31.2.2 冲压型压缩营养钵成型机原理图41.2.3 对原理图中机构进行数据分析51.3 冲压型压缩营养钵成型机主要参数和主要传动部分的确定61.3.1 冲压型压缩营养钵成型机主要参数的确定61.3.2 冲压型压缩营养钵成型机主要传

10、动部分和传动比的确定82 冲压型压缩营养钵成型机带轮的设计102.1 设计计算101 确定计算功率102 选择V带的带型103 设计带轮的基准直径并验算带速114 确定V的中心距a和基准长度L115 验算小带轮上的最小包角116 计算带的根数117 计算单根带的拉力的最小值128 计算轴压力129 带轮的结构设计123 一级减速齿轮设计133.1一级圆柱直齿轮减速优点和传动功率计算133.1.1 一级圆柱齿轮减速优缺点133.1.2 传动功率的计算133.2 渐开线圆柱直齿轮材料、精度等级和齿数的选取133.2.1 渐开线圆柱直齿轮材料的选取133.2.2 渐开线圆柱直齿轮精度等级的选取143

11、.2.3 齿数的选择143.3 按齿面接触强度计算143.3.1确定公式中各值143.3.2 计算153.3.3 按齿根弯曲强度设计153.3.4 结构和几何尺寸计算164 换向锥齿轮设计174.1 强度计算174.1.1 接触强度初定主要尺寸174.1.2 接触疲劳强度校核计算174.2 几何尺寸和结构设计194.2.1轮的几何尺寸195 不完全齿轮间歇运动设计205.1 初选主从动轮数据205.2 计算确定不完全齿轮机构216 轴、轴承和键的设计236.1 轴的设计236.1.1 轴的设计计算236.1.2 轴的结构设计276.1.3 轴的设计296.1.4 轴的设计316.2 键的设计3

12、36.3 轴承设计347 齿轮减速箱体和润滑密封的设计357.1 齿轮减速箱体设计357.2 润滑密封的设计377.2.1 轴承的润滑377.2.2 齿轮润滑选择387.2.3 密封的设计388 冲压型压缩营养钵成型机整体尺寸设计398.1冲压型压缩营养钵成型机支架材料和尺寸的确定398.2 压缩营养钵其他部分材料和尺寸的确定408.2.1 搅拌机构和上料装置尺寸确定408.2.2 曲柄连杆机构尺寸确定408.2.3 冲头支架底座设计419 三维仿真449.1 仿真441 减速箱三维仿真图片442 不完全齿轮仿真图453 曲柄连杆和冲头仿真图464 搅拌机构仿真图475 支架和整体装配图仿真图

13、4710 总结51谢 辞52参考文献53引言课题背景：我国是一农业大国，在农业机械化发展的趋势下，人工作业被越来越多的机械所代替。这不但减少了人们的劳动量同时提高了效率。在农业生产中不管现在是否是机械化生产，但是在机械化的大背景下都将会被机械化所代替。而随着压缩营养钵技术的出现，所谓压缩营养钵就是用植物为原料，用生物酶等其他的一些化学元素制成的一种全新的培养钵。人工制模已经不能满足机械化大背景的要求，因为人工制模不但需要大量的劳动力，而且生产率低下。不能实现机械化的播种，这样很大程度上限制了农业生产效率，同时很大程度上限制了压缩营养钵技术的推广。在这样的大环境下机械制钵显得越来越重要，也越来越

14、被需要。机械制钵不但能提高生产力，同时大大降低了人们的劳动强度，且能实现机械化的播种。这也意味着研究设计制钵机械是发展所需要的。特别是在大量种植棉花的地方，压缩营养钵使用率很高，而现阶段制钵基本还是以人工为主，对机械制钵需求日益上升。就是在这样需求远没有达到要求的情况下设计制钵机械有着重大的意义。不但是有很好的市场空间，而且能为实现农业机械自动化创造一定的条件。随着现代人们文化程度和自身技能的不断提高，越来越多的人选择不在从事业农业耕作，在世界大环境和我国的国情下传统的农业耕作终将被机械化所代替，这是社会发展的必然结果，也是我国农业现阶段面临的挑战。随着压缩营养钵新技术的出现，传统的营养钵将慢

15、慢被代替，这是压缩营养钵的优势所决定的。但是由于压缩营养钵和传统营养钵在制钵上不同。目前还没有专门制钵的机械，冲压型压缩营养钵的设计将会给农民们带来极大的好处，可以很大程度上减小他们的劳动强度和工作环境。课题意义：第一、为实现农业机械化生产创造条件。第二、能解决现有的营养钵种植技术存在一些如：苗床占地多，劳动强度大，效率低，成本高等问题。由于压制的营养钵含有种子，可以在大田进行机械化直播 ，从而能够时农作物的生产效率和自动化控制的程度大大提高。第三，生产成的压缩营养钵是采用经过生化处理的农作物秸秆或木屑作为原料，以工厂化方式生产，不占用耕地，能够很好的解决农作物的套种问题。第四、冲压型压缩营养

16、钵成型机的的设计很大程度上推广了压缩营养钵的使用。第五、可以降低压缩营养钵制造成本。第六、由于制造机械化可以很好的解决现在农作物秸秆处理烦恼，作物秸秆不用焚烧对环境造成严重的污染，同时也是资源再生利用的好例子。1压缩营养钵介绍：采用秸秆(如棉秆、稻草等农作物的根、茎、叶)为原料，采用复合微生物发酵技术，打破秸秆中主要成分纤维素、半纤维素、木质素相结合形成的紧密晶体结构，使其疏松膨胀，便于降解产生单糖，提高了产品中蛋白质(酵母茵体蛋白)的含量，通过压缩制成具有高膨胀率、营养成分协调、可用于直播的营养钵。原料中的氮、磷、钾等营养成分较平衡。另外，枯草芽孢杆菌菌体生长过程中产生的枯草菌素、多粘菌素、

17、制霉菌素、短杆菌肽等活性物质，对致病菌或内源性感染的条件致病茵有明显的抑制作用。1 冲压型压缩营养钵成型机原理设计1.1 冲压型压缩营养钵成型机工艺分析冲压型压缩营养钵成型机主要由冲压型压缩营养钵成型机主要由搅拌上料、压制、起模、成品输出和工作台换位等组成。其中压制和起模可以用曲柄滑块机构、凸轮连杆机构实现如图1-1和图1-2所示。由于凸轮连杆机构中凸轮制造困难和制造成本大，所以选择曲柄滑块，曲柄滑块结构简单容易制造而且经济实惠，可以降低制造成本。图1-1：曲柄滑块机构 图1-2：凸轮滑块机构1.2 冲压型压缩营养钵成型机原理设计1.2.1 冲压型压缩营养钵成型机工作原理冲压型压缩营养钵成型机

18、工作原理：压缩营养钵主要由上料压制脱模三个部分组成。主要由冲压脱模往复机构，机制搅拌机构，工作台间歇分度机构组成。1.2.2 冲压型压缩营养钵成型机原理图冲压型压缩营养钵成型机原理图如图1-3和图1-4所示图1-3：冲压型压缩营养钵成型机原理图如图1-3所示冲压型压缩营养钵成型机动力由电机拖动，经过带传动和齿轮传动减速机构达到所需的转速，曲柄连杆机构上下往复运动实现冲压和脱模的过程，通过锥齿轮换向和不完全齿轮间歇运动来实现工作台的换位，轴同时带动搅拌机构实现搅拌喂料工序。由此完成整个冲压成型。图1-4：冲压型压缩营养钵成型机原理图工作时首先执行动作4一落模，然后执行动作5和6，曲柄滑块机构2带

19、动土箱在成型器上做往复运动，使土箱中的土在重力作用下落入钵杯中。接下来压实器在曲柄滑块机构3的作用下压人成型器中进行压实打孔，使钵体成型从而完成动作2，第4个动作是曲柄滑块机构1带动成型器上移，利用压实器将钵体从成型器中顶出。最后动作2将冲头移回原位，完成一个工作过程。比较冲压型压缩营养钵成型机原理图1-3和图1-4，显而易见图1-3比图1-4更容易实现，虽然1-4中都是运用曲柄滑块来完成冲压型压缩营养钵成型机的整过步骤，但是在设计中要综合考虑运动的运动顺序，不能相互干扰。所以图1-4相对难用一个电机实现所有运动，所以最终选择图1-3作为最终设计的原理图。1.2.3 对原理图中机构进行数据分析

20、1、运动分析图1-5（1）位置分析设滑块到固定铰链的距离为s所以可得 150cos a+450cos b=s （2-1） 150sin a+450sinb=0 （2-2） 当a=0时，b=102.84；当a=180时b=12.84由此可得s=300mm（2）速度分析对150cos a+450cos b=s对时间t求导得1501cos a+4502cos b=0 2=（1cos a）/（3cos b） （3）加速度分析对1501cos a+4502cos b=0对时间t求导得150（1）cos a+450sin b+450（2）cos b=0 =-（1）cos a/3（2）cos b，即所选择的

21、参数能构成曲柄滑块机构。1.3 冲压型压缩营养钵成型机主要参数和主要传动部分的确定1.3.1 冲压型压缩营养钵成型机主要参数的确定(1)营养钵成品参数：直径35mm，高50mm，钟子孔直径12mm，深8mm如图1-6所示图1-6 压缩营养钵压缩比：2 原始高度100mm，即模的高度为100mm。生产能力60个/min，即图1-3中轴的转速为60r/min，轴的转速为60r/min，压制力为1500N。由图1-5得曲柄直径为150mm，所以曲柄的线速度V=2n/t=0.942m/s，所以轴输出扭矩T=（9.55*1500*0.942）/60=225N*m轴输出转矩T=100N*m（2）电机的选择

22、电机一般分为交直流电机，根据对各电机性能的对比和冲压型压缩营养钵成型机工作要求选择三相交流电机，因为三相交流电机工作性能能满足该机械的要求，而且交流电机使用很广泛，可以很好的获得，同时如果电机出现故障维修和跟换都很方便。这样可以大大的方便了客户的需要。表1-1原始数据输出转矩T(Nm)转速（r/min）2256020060工作机的功率Pw= （2-3）=（225*60）/9.55=1.41kw=（100*60）/9.55=0.628kw=1.41/（0.98*0.99*0.96）+1.26/（0.98*0.99*0.96）=2.21kw所以选Y132S-6 额定功率p额定=3kw，Ied=7.

23、23A,n额定=960r/min。其技术参数为：表1-2电机参数表（摘自机械零件设计手册表19-11）型号额定功率转速电流效率功率因素最大转矩堵转转矩堵转电流转子转动惯量Y123s-63.0kw960r/min7.23A83%0.762.02.06.50.138电机转轴直径为45mm。1.3.2 冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分和传动比的确定冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分如图1-7所示图1-7：冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分选择带传动减速是因为带传动可以很好的实现大传动比的传动，而且带传动结构简单紧凑，由于带传运用很普遍，带轮和带很容易制造，很大程度减小了成本。选择齿轮减速传动是因为

24、齿轮传动工作平稳，传动效率高，工作可靠寿命长。但是带传动一般寿命较短，所以要经常检查带的工作情况，防止出现事故。根据算选电机可确定输出转速为960r/min，而轴所需输出转速为60r/min，普通V带轮传动比一般小于等于8，所以取带轮传动比为i皮带=4，即轴输出转速为960/4=240r/min，所以齿轮减速传动比为i=4即可达到轴输出转速为60r/min。2 冲压型压缩营养钵成型机带轮的设计电机功率P=3KW，转速n1=960r/min，转动比i=4，每天工作8小时。作为电机输出的第一级减速传动，一般不能让发动机或者电机直接与减速机构构成刚性连接，这样对电机冲击性比较大，如果有堵转情况发生，

25、会大大增加烧坏电机的概率。所以在选择第一传动的时候要求选择对电机具有缓冲和过载保护作用，同时作为产品，因该充分考虑选材的使用性、经济性u互换性。由此，可以选择具有缓冲功能机构，如有带传动、挠性、弹性联轴器传动、链传动等。由于要考虑经济型，而联轴器的价格比较昂贵，一般使用在减速器输出轴到执行部件之间等要求传动可靠的传递大扭矩的轴之间的连接。4链传动的优缺点：没有滑动，工况相同时，传动尺寸比较紧凑；不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小；传动效率较高；能在温度较高、湿度较大的环境中使用等。链传动的缺点：只能用于平行轴间的传动；瞬时速度不均匀，高速运转时不如带传动平稳；不宜在载荷变化很大和急促反向

26、的传动中应用；工作时有噪声；制造费用比带传动高。4带传动根据带的截面形状不同，可分为V带传动、平带传动、同步带传动、多楔带传动等。“带传动的优点有：能缓和载荷冲击；运行平稳，噪声小；制造和安装精度要求不高；过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；可增加带长以适应中心距较大的工作条件。带传动的缺点有：有弹性滑动和打滑，使效率降低和不能保持准确的传动比，(同步带传动除外)；传递同样大的圆周力时，啮合传轮廓尺寸和轴上的压力比动大；带寿命较短。而同步带只适合用要求传动精度比较高的对环境要求质量比较高的场合。根据对比各传动优缺点和冲压型压缩营养钵成型机工作要求可得出应该选择带传动。根据冲压

27、型压缩营养钵成型机的工作要求选择V带传动，因为v带传动能满足该机械传动要求。2.1 设计计算1 确定计算功率由于冲压型压缩营养钵成型机在工作过程中载荷变动小，每天工作已8小时算所以查表8-4得工作情况系数KA=1.1,故Pca=KA*P=1.1*3KW=3.3KW2 选择V带的带型根据计算功率 Pca=3.3KW，小带轮转速n1=960r/min，查现代机械设计手册机械传动设计“普通V带选型图”可得选择用A型带。3 设计带轮的基准直径并验算带速（1）初步选择小带轮的基准直径dd由于V带的类型是A型带，根据表机械设计8-2和表8-3，取小带轮的基准直径dd=112mm（2）验算带速根据公式：(2

28、-1)带速一般不宜过高或者是过低，一般应使V=5-25m/s，最高带速不能超过30m/s因为 5 V30,所以带速合适。（3）根据小带轮基准直径确定大带轮基准直径根据公式dd2=idd1所以dd2=112*4=448mm。根据表3-3取圆整为dd2=450mm。实际传动比i=dd2/【（1-）dd1】，当带为线绳结构是为0.05-0.08。所以实际传动比i=4.23。 4 确定V的中心距a和基准长度L（1）由式 取=500mm（2-3）（2）计算V带的基准长度（2-4）根据机械设计手册表8-2三角胶带长度系列表选择v带基准长度为Ld=2000mm(3) 计算实际中心距a0(2-5)5 验算小带

29、轮上的最小包角(2-6)6 计算带的根数（1） 计算单根V带的额定功率Pr根据dd1=112mm，n1=960r/min，查机械设计手册表8-5得P0=1.15kw，根据n1=960r/min和i=4.23查机械设计手册表8-5得P0=0.11KW。查机械设计手册表8-9得小带轮包角系数K=0.91，表8-10长度系数KL=1.03由：(2-7)（1） 计算V带的根数z (2-8)取3根便可以满足要求。7 计算单根带的拉力的最小值由现代机械设计手册机械传动设计表1-5得A类型带的单位长度质量为q=0.1kg/m，所以(2-9)应该使实际的初拉力大于计算出来的拉力，即F0(F0)min。8 计算

30、轴压力压轴力的最小值为：(2-10)9 带轮的结构设计表2-1（摘自现代机械设计手册机械传动设计表1-127）槽型小带轮直径d1/mm大带轮直径d2/mm中心距a/mm带根数ZbdhaminhfminefminA11245053035.02.07.0120.37根据电机参数可知电机轴直径为63mm，于是2.5d=2.5*63=157.5mm大于带轮直径d1，所以小带轮可以采用实心式。选择大带轮孔径为63mm选择孔3 一级减速齿轮设计3.1一级圆柱直齿轮减速优点和传动功率计算3.1.1 一级圆柱齿轮减速优缺点优点：效率高，在日常的机械传动中齿轮传动的效率最高。在圆柱齿轮一级传动中效率可达99%；

31、结构紧凑；工作可靠，寿命长；传动稳定。缺点：制造及安装要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。在此选渐开线圆柱直齿轮传动的原因：除了齿轮传动的优点之外，由于冲压型压缩营养钵成型机传动的功率不是很大，用直齿轮传动完全可以达到相应的要求，渐开线直齿轮在制造上相对斜齿轮来说要简单，这可以大大减低制造成本；并且传动比较小，齿轮传动完全能满足其传动要求，而且齿轮制造成本要小于涡轮蜗杆的制造成本。所以选择渐开线圆柱直齿轮传动。3.1.2 传动功率的计算一级减速齿轮的功率输入来自电机通过皮带传动传动，由于所确定的电机的功率是在一定程度上超过了输出轴的所需要的功率，在正常情况下，减速器传递的功率是由负

32、载觉决定的。但是出于考虑有意外情况的发生，如执行部件由于外界物体入侵而出现的卡死的现象，这时电机的额定功率就加在减速器上。故设计时应按照电机的额定功率来设计计算各级齿轮的参数。于是，一级齿轮的输入功率： P=3*0.97=2.91kw （3-1）主齿轮转速n1=960/i皮带=960/4.02=238.8r/min所以齿轮传动实际传动比i齿轮=3.98。3.2 渐开线圆柱直齿轮材料、精度等级和齿数的选取3.2.1 渐开线圆柱直齿轮材料的选取根据机械设计手册表8-110和表8-112及表8-113选小齿轮材料为40Gr，硬度为280HBS。大齿轮选45钢，硬度为240HBS，二者的硬度差为40

33、HBS。在齿轮传动中小齿轮磨损要比大齿轮磨损快，根据冲压型压缩营养钵成型机的工作状态和一级齿轮传动功率大小，可知小齿轮材料选40Gr，大齿轮材料选45钢可以完全满足工作要求，可以确保传动的可靠性和使用寿命，在以最低成本投入的情况下要设计达到实用的机械，其材料选择要满足工作条件的要求。而小齿轮选40Gr大齿轮选45钢满足了工作条件的要求同时又最大限度的减低了成本。3.2.2 渐开线圆柱直齿轮精度等级的选取冲压型压缩营养钵成型机为农业机械，运动精度是高，所以选择用7级精度（GB 10095-88），选择7级精度不但满足了传动的要求同时降低了齿轮的制造成本。3.2.3 齿数的选择由于齿轮为主要的磨损

34、失效，为了使齿轮不至于太小，故小齿轮齿数不宜太小，一般可选z1=17-20。所以选择小齿轮齿数为z1=17，根据传动比i齿轮=3.98和计算公式z2=iz1=17*3.98=67.66选z2=68。3.3 按齿面接触强度计算由公式2.32（3-2）进行计算，3.3.1确定公式中各值(1)选择载荷系数Kt=1.4；(2)计算小齿轮传动转矩T1T1= （3-3） (3) 查现代机械设计手册机械传动设计表1-71，选择圆柱齿轮的齿宽系数d=1.0（4）查现代机械设计手册机械传动设计表1-70，材料的影响系数ZE=188.9MPa。(5)根据机械设计手册，小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为Hlim

35、1=620mpa，Hlim1=550mpa；（6）计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*320*1*（1*8*200*10）=3.07（3-4）N2=(3.07)/2.67=1.15。（7）选择接触疲劳寿命系数KHN1=0.98;KHN2=1.0。（8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数s=1.0得/s=（0.98*620）/1.0=607.6MPa （3-5）/s=(1.0*550)/1.0=550MPa （3-6）3.3.2 计算（1）计算小齿轮d1t2.32（3-7）=2.32=76mm（2）计算齿宽bb=dd1t=1.0*62.6=76mm （3-8）（1） 计算b/h

36、， v模数 mt=d1t/z1=76/17=4.5mm （3-9）齿高 h=2.25mt=2.25*4.5=10.0mm （3-10）b/h=76/10.0=7.6 （4-11）圆周速度v=（dt1=n1）/(60*1000)=0.95m/s （3-12）（4）计算载荷系数由v=0.95m/s，7级精度，查表得KV=1.05；KA=1.25；KHB=1.318。由b/h=7.6，KHB=1.318查得KFB=1.40；所以载荷系数 K=KAKVKHaKHB=1.25x1.05x1.318x1.40=2.42。（3-13）根据实际的载荷系数算分度圆直径，由公式：d1=dt1（3-14） 代入数据

37、计算得： d1=dt1=93mm。计算模数 m=d1/z1=93/17=5.5mm。3.3.3 按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度计算公式m（3-14）确定公式中各值查机械设计图10-20c得小齿轮的弯曲抗疲劳强度极限=420MPa 大齿的弯曲强度极限=380MPa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86 ，KFN2=0.88；取弯曲疲劳完全系数S=1.25，由以下公式计算得：1=288.96MPa（3-15）2=267.52 MPa（3-16）计算载荷系数K：K=KAKVKFaKFB=1.25X1.05X1X1.36=1.785；（3-17）确定齿形系数：；YFa1=2.97 YFa

38、2 =2.24；确定应力校正系数：YSa1 =1.52 YSa2 =1.75；计算大、小齿轮的（4-18）并加以比较：=0.01562；=0.01453；小齿轮的数值大，设计计算：将各值代入m得m5.0mm；对比计算结果，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，因为m主要决定齿轮的弯曲疲劳强度的承载能力，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，所以可取弯曲疲劳强度设计得的模数m即模数为m=5.0mm。按接触接触分度圆计算得的分度圆直径d=93mm，所以小齿轮的齿数z1=d1/m=93/5=18.6，所以选择小齿轮齿数为19。大齿轮的齿数z2=3.98*19=7

39、5.62，所以选择z2=78。3.3.4 结构和几何尺寸计算表3-1直齿轮几何参数表名称齿数分度圆直径齿轮宽度中心距压力角模数大齿轮7839030242.5205.0小齿轮1995354 换向锥齿轮设计大小锥齿轮转速都为n=60r/min，所以传动比为1，转矩T=9.55P/N=458.54Nm，轴交角=90，工作载荷平稳，根据机械设计手册选材料都用40MnB钢表面淬火，HRC48-52，由于工作精度要求不高，所以精度等级选7级（GB 10095-88）。4.1 强度计算4.1.1 接触强度初定主要尺寸(1) KA由机械设计手册表8-119选取KA=1.1。（2） KH由机械设计手册表8-20

40、8选取KH=1.85。（3）齿轮的接触疲劳极限Hlim由机械设计手册图8-38得Hlim,=610MPa。（4）初选小齿轮d由机械设计手册图8-93查得d=140mm。（5）齿数z由机械设计手册齿数z1=20，大齿轮齿数z2=20*1=20。（4-1）（6）确定大端模数mM=d/z=140/20=7mm。（4-2）（7）分锥角1=aretan（z1/z2）=arctan（20/20）=45；（4-3）2=90-45=45。（8）锥距RR=d/（2sin1）=140/2*sin45=99mm。（4-4）（9）齿宽b取齿宽系数R=0.3，b=RR=0.3*99=29.7mm（4-5），又因为b=1

41、0m=10*7=70mm（4-6），所以取齿宽b=30mm。（10）变位系数由于z1min=20*cos1=14（4-7），因为z1z1min不产生根切，可以不变位，即取x1=x2=0。（11）齿形制按JB 110-60齿形制，=20，ha=1，c=0.2。4.1.2 接触疲劳强度校核计算(1) 分度圆上的圆周力FtFt=2T1/dm1=（2* 459991.67）/0.14=657N；（4-8）(2)分度圆圆周速度vV=d1n1/19100=（140*60）/19100=0.44m/s；（4-9）（3）动载系数KD由机械设计手册图8-207得KD=1.4；（4）齿轮比系数Zu由机械设计手册图

42、8-95得Zu=1.04；（5）Z由机械设计手册图8-96得Z=1.20；（6）节点区域系数ZH由机械设计手册图8-97得ZH=2.6；（7）弹性系数ZE由机械设计手册表8-206得ZE=62；（8）接触应力HH=*ZuZZHZE=552.68MPa（4-10）。（9）当量循环次数NeNe=60rnt=60*1*60*5*360*16=1.7*10（4-11）（10）齿轮的接触疲劳极限= ZuZZHZE= 671.61MPa（4-12）（11）接触强度的最小安全系数SHlim按照失效率为1%，所以SHlim=1（12）SHSH=/H=671.6/552.6=1.28SHlim（4-13），所以

43、接触疲劳强度通过。（12）接触强度的齿向载荷分布系数KF由机械设计手册表8-208查得KF=1.85；（13）Y查机械设计手册图8-96得Y=1.40；（14）当量齿数ZDZD1=Z1/COS1=20/COS45=28.28（4-14）ZD2=Z2/COS2=20/COS45=28.28（15）齿形系数YFYF=YF0C（5-15），由机械设计手册图8-100和图8-99查得YF0=2.95，C=1所以YF1=YF2=YF0C=2.95*1=2.95；（16）刀盘直接影响系数Y0查机械设计手册8-209得Y0=1.20；（17）弯曲应力FF1=F2= 424.48Mpa（4-15）；（18）齿

44、轮的弯曲强度极限Flim查机械设计手册图8-47得Flim1=Flim2= 610.00Mpa；（19）弯曲强度寿命系数YNYN1 =YN2=1(20)尺寸系数YX由机械设计手册图8-106得YX=0.75；（21）齿轮的弯曲疲劳极限根据=FlimYX YN得1=2=610*0.75*1=457.5 Mpa；（22）弯曲强度的最小安全系数SFmin由机械设计手册表8-121得SFmin=1（按失效概率为1%）；（23）弯曲强度的安全系数SFSF1=SF2=1/F=457.5/424=1.079SFmin=1；所以弯曲疲劳强度能满足要求。即设计的齿轮能满足其工作要求。4.2 几何尺寸和结构设计4.2.1轮的几何尺寸表4-1 锥齿轮几何参数名称分度圆直径d（mm）齿数分锥角（）锥距R（mm）轮齿大端模数m（mm）齿宽b（mm）小齿轮140204599730大齿轮1402045997305 不完全齿轮间歇运动设计不完全齿轮机构：主从动轮上都没有布满轮齿，主动轮连续转动，从动轮间歇运动，从动轮停歇时，主从动轮锁止弧锁住，防止游动。根据产量要求60个/min，所以所以从动轮每旋转一周产12个，所以从动轮转速为5r/min，所以从动轮每转一次转角=3