下傳動式單沖壓片機結構設計

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1摘 要壓片機是固體制劑中常用設備，它將顆?；蚍蹱钗锪现糜谀？變?nèi)由沖頭壓制成片劑。本設計的課題一種下傳動式單沖壓片機，在原有傳動方案的基礎上加以改進，就傳統(tǒng)傳動式壓片機在工作中易污染片劑、振動較大、噪聲較大能量消耗大、壓力小的問題做出解決的方案。其主要技術特征是將傳動機構的主要部分安裝在壓片機的下部并封閉起來。傳動機構由皮帶輪、齒輪、偏心輪、連桿、凸輪、杠桿等組成。電動機經(jīng)傳動機構帶動上、下沖桿和加料器，完成加料、壓片和出片等動作，并且可以手動操作。本機應用“下傳動式單沖壓片機”專利技術，具有壓力大，成型性好，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，不需要地基，節(jié)能省電，手動也壓片等。并可配裝壓力顯示及超載保護裝置。本機可將粉粒狀原料壓制成圓形、異形或環(huán)形片劑，適用于農(nóng)藥、化工、冶金、食品等行業(yè)壓制大規(guī)格片劑和難成形的片劑。關鍵詞：壓片機；下傳動；單沖；偏心齒輪；2AbstractPressed for solid formulations commonly used equipment, it will powdered or granular materials placed by-hole punch compressed into tablets. The design of the topics under a single drive-stamping machine, the original drive program on the basis of improvement. on the traditional drive-pressure machine at work easy pollution tablet, vibration, noise energy consumption, Pressure small problems made solutions. Its main technical characteristics of the drive to the main part of the installation of the compression machine and closed lower. Drive by Pulley, gear, eccentric, Linkage, cams, levers and other components. Motor driven by the drive, where Punch and processing feeder, complete feed and pressure and the amount of such action films, and can be operated manually. The mechanism applies the technology patent of lower transmission type Single Tablet Press. It has a number of advantages such as large pressure, good molding, stable in operation, doesn’t need groundwork, reduces ability and electricity, and also presses tablets by manpower. It has a pressure display and an overload protection unit.The machine is designed for pressing round tablets, irregular tablets or ring shaped tablets, and it is applicable to industries such as farm chemicals, chemical, metallurgy and foodstuff for pressing tablets of large and hard- molding.Key words: Single Tablet Press；lower transmission type；Single Press；Eccentric Gear；3目 錄摘 要 1Abstract .2目 錄 31 緒 論 61.1 指導思想 .61.2 目的與要求 .61.3 設計介紹 .72 設計任務書 .83 下傳動式壓片機傳動系統(tǒng)介紹 .94 組成結構單元設計分析 105 傳動系統(tǒng)及其關鍵部件設計計算 .115.1 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 115.2 帶傳動的設計與校核 155.3 中間輪軸齒輪（第一級）部分的設計與校核計算 215.4.下輪軸偏心齒輪的齒輪部分（第二級）設計與校核 275.5 下輪軸偏心齒輪的偏心輪及其偏心輪殼的設計校核 315.6 偏心齒輪部分拉桿的設計校核 346 輪軸及其軸承的設計校核 .356.1 下輪軸設計 356.2 中間輪軸的設計校核 .4146.3 上輪軸設計 .466.4 輪軸的軸承選擇與校核 517 頂片、撥片和送料裝置的設計計算 .547.1 送料機構運動方案的選擇 .547.2 凸輪機構部分設計 .557.3 連桿機構部分設計 578 上、下沖壓部分設計計算 .608.1 上、下沖壓軸的設計計算 608.2 滑塊、滑塊軸的設計計算 618.3 立柱的設計計算 638.4 下沖壓部分傳動設計 638.5 調(diào)節(jié)螺母及其他零件 698.6 安裝說明 719 送料部分設計 .729.1 送料板的設計模座、中模的設計計算 729.2 送料板其他零件的設計 729.3 送料板工作說明 7610 密封裝置和其他零件的設計 .7710.1 密封裝置零件設計 7710.2 其他零件設計 7711 箱體的設計 .7812 裝配圖的繪制 .7912.1 總裝配圖的繪制 79512.2 各功能單元小裝配圖的繪制 7913 潤滑和保養(yǎng)以及使用過程中的注意事項 .8013.1 壓片機的潤滑 8013.2 注意事項 8114 技術經(jīng)濟分析 .8314.1 本項目的技術特點與關鍵技術 8314.2 市場及效益分析 84致謝詞 85總結 86主要參考文獻 88附錄 8961 緒 論畢業(yè)設計是大學期間的最后學習階段，是培養(yǎng)主動學習、提高創(chuàng)新能力的重要環(huán)節(jié)，是對學習，研究，實踐，成果的全面總結，能夠全面提高學生工程實踐能力，同時也是對學生畢業(yè)及學位認可的重要依據(jù)；其集運用性，實踐性，工程性，探索性于一體，以利于大學生畢業(yè)后快速融入快速發(fā)展的 21 世紀，早日成為社會的棟梁。1.1 指導思想現(xiàn)代社會對人才提出了更高的要求，作為一名當代大學畢業(yè)生，不僅打好堅實的專業(yè)知識，還應具備工程技術人才應有的綜合素質(zhì)。為了適應這一發(fā)展趨勢，我們應立足于：變傳統(tǒng)的，僵化的，單純的畢業(yè)設計為培養(yǎng)主動學習、提高創(chuàng)新能力、樹立團結協(xié)作精神、強化計算機運用等多維兼容性畢業(yè)設計；同時通過完成畢業(yè)設計，鍛煉學生解決實際工程問題的能力；在整個畢業(yè)設計的過程中，以我們主動學習為主，教師適時指導為輔；將素質(zhì)教育與畢業(yè)設計教學相融合，從根本上提高畢業(yè)設計的質(zhì)量和水平。1.2 目的與要求1.2.1、設計目的培養(yǎng)嚴肅認真的科學態(tài)度與嚴謹求實的工作作風；培養(yǎng)優(yōu)良的思想素質(zhì)，樹立勇于實踐，探索和開拓的創(chuàng)新精神；提高深入理解并綜合應用以前所學知識、并主動學習新知識、新理論、新技術的能力。在指導行輔助設計（如 CAD、Pro/E） ；培養(yǎng)進行工程設計與分析的初步教師的指導下，獨立攻克設計所要求的工程技術問題；熟練應用計算機進科研能力；培養(yǎng)7檢索文獻資料、熟練運用手冊與規(guī)范化圖表等常規(guī)工程資料的能力；強化運算、識圖、制圖和編制說明書等基本工程技能；鍛煉學生解決實際問題的能力。1.2.2、設計要求認真獨立的按計劃和日程要求完成全部設計任務；必須以負責的態(tài)度對待自己所作的課題。在設計中要采用嚴格按照國家標準；要樹立工程意識，注意理論聯(lián)系實際，以期使整個設計在技術上是先進的，在生產(chǎn)上是可行的，在經(jīng)濟上是合理的；設計過程中，應勤于鉆研與思考，善于互相討論與啟發(fā)，充分發(fā)揮主動性與創(chuàng)造性；整個設計過程，從方案到出圖、成果說明書，均應符合相關標準。1.3 設計介紹下傳動式單沖壓片機是為適應現(xiàn)代制藥設備發(fā)展的需要、在綜合分析已有的單沖壓片機技術發(fā)展趨勢的基礎上開發(fā)的一種新型傳動原理設備。采用了下傳動原理，既傳動部分和壓片部分分開，具有壓力大，成型性好，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，不需要地基，節(jié)能省電，手動也壓片等特點，構思新穎奇特，有巨大的經(jīng)濟效益。以下是本組具體設計過程，共分 14 個章節(jié)，其中穿插有具體的公式、圖片、表格和附圖等，由于能力及時間有限，錯誤在所難免，希望多多批評指正，謝謝！2010 年 6 月82 設計任務書設計緣由——現(xiàn)有上傳動式單沖壓片機在工作中易污染片劑、振動較大、噪聲較大。設計條件——具有設計制造新型壓片零部件的一般機械廠。設計方向——研究新的傳動方案和結構，并進行參數(shù)優(yōu)化。設計內(nèi)容—— 單沖壓片機的方案設計；○ 1一般零部件的強度和結構設計；○ 2單沖壓片機的工作圖設計。○ 3設計要求——壓片力大，成型性好，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，不需要地基，節(jié)能省電，可手動壓片。設計期限——16 周原始數(shù)據(jù)——最大壓片力 Max. Pressure (kN) 60最大壓片直徑 Max. Dia. Of Tablet (mm) 20最大充填深度 Max. Depth Of Fill (mm) 20壓片產(chǎn)量 Max. Production Capacity （single）( tablets/min) 120壽命 15 年93 下傳動式壓片機傳動系統(tǒng)介紹其基本思想是，有電動機帶動兩級齒輪傳動，其中第二級齒輪為偏心齒輪，通過偏心齒輪帶動偏心輪擺動從而實現(xiàn)通過連桿帶動滑快實現(xiàn)下壓藥片；也可以通過手輪帶動偏心齒輪來實現(xiàn)。偏心齒輪采用齒輪代替曲軸，故受力情況較好，即齒輪受扭矩作用，心軸只承受彎矩。偏心齒輪安裝在心軸上并繞心軸轉(zhuǎn)動，通過偏心齒輪與心軸偏心距，實現(xiàn)曲軸機構動作，毛坯為鑄件，心軸為光軸，制造容易，結構緊湊。示意圖如下：圖 3.1 傳動系統(tǒng)結構簡圖104 組成結構單元設計分析要通過上述傳動方案實現(xiàn)其功能，首先必須設計傳動部分，偏心齒輪必須通過在一根軸上實現(xiàn)，中間手輪部分也必須通過一根軸實現(xiàn)，電動機帶動皮帶輪傳動到手輪那根軸上又需要一根軸，故傳動部分分為下傳動軸部分、中間輪軸部分、和上輪軸部分。還必須頂片送料杠桿部分和上、下沖壓部分（沖壓模部分） ，另外還要有電器部分、機座及外殼部分和壓力指示及限載部分。各功能單元共同作用實現(xiàn)既定功能。我們將分別設計各部分。115 傳動系統(tǒng)及其關鍵部件設計計算5.1 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算5.1.１．電動機選擇 已知參數(shù)：最大壓片力 Max. Pressure (kN) 60最大壓片直徑 Max. Dia. Of Tablet (mm) 20最大充填深度 Max. Depth Of Fill (mm) 20壓片產(chǎn)量 Max. Production Capacity （single）( tablets/min) 120在設計的過程中按理想狀態(tài)下計算（不考慮機器運行時的各關節(jié)及滑塊部分的摩擦力） ，滑塊上受到的力有：工件壓縮成型的反力 F、連桿對滑塊的作用力 P 及導軌對滑塊的反作用力 Q。其機構簡圖和受力簡圖如下。1.力分析圖 5.1 機構簡圖和受力簡圖122f10/6=2.5????一般情況下對于普通壓片機角 很小故可以認為 F P, 滑塊對原料的b?壓力是有零逐漸增加到 80KN 再減為零的過程。其示意圖如下；60KN900圖 5.2 受力示意圖故在設計的過程中選取幾個點進行計算，由于采用兩個桿同時工作，故每個桿最大受力 40KN，取 F=40KN 一定能滿足使用要求。速度分析根據(jù)設計已知參數(shù)，查閱多方面資料考慮到壓片機尺寸，連桿的擺角不宜過大，故曲柄尺寸要小，連桿要長尺寸要大，在沖壓的過程中，從最高點開始壓的 內(nèi)滑塊受力逐漸減小，而沖壓過程需力逐漸加大，故曲90o柄應轉(zhuǎn)過 后再開始沖壓工作，且最大壓深深度為 20mm 經(jīng)過多次計算選取曲柄為 55mm 連桿為 910mm。3.功率計算從運動過程中得知P=FV=FS/t 其中 F 是所受平均力 S 是沖程 t 是擠壓過程中所用時間則對其估算得 P=8.3KW。13故在設計的過程中，按總功率 8.3KW 計算一定能滿足使用要求。曲柄壓力機構的負載屬于沖擊負載，即在一個工作周期只在較短的時間內(nèi)（壓力角）承受工作載荷，而其他較長的時間是空運轉(zhuǎn)。若按此短時的負荷來選擇電動機的功率，則電動機的功率會很大。為此在傳動系統(tǒng)中加上一個大轉(zhuǎn)動慣量的飛輪就顯的非常必要了。滑塊空行程時，電動機帶動飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲存動能，在沖壓工件的瞬間，主要靠飛輪釋放能量。壓片工作完成后，飛輪負載減小，電動機帶動飛輪加速旋轉(zhuǎn)。所以，采用飛輪后，壓片時所需要的大部分能量不是電動機直接供給的，電動機的功率大大降低，飛輪起著儲存能量和釋放能量的作用。飛輪安裝在大帶輪上，在帶傳動部分設計分析校算。根據(jù)查閱【1】查表 10-110 選擇電動機為 380V、4 KW，確定電動機型號為 Y112M-4 4 KW 三相異步電動機，其滿載時的轉(zhuǎn)速 =1440 r/min。mn此外電動機的中心高、外形尺寸、軸伸尺寸等均可從表中查出。5.1.2.計算總傳動比并分配各級傳動比計算總傳動比nm/nw = 1440/120 = 12i?分配各級傳動比考慮到電動機和機器尺寸選擇帶傳動的傳動比 =3.2 則齒輪傳動比為di3.75 。 【1】 （13）頁取 =1.5 則 =2.5。i?1i2i5.1.3. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速n1=1440/3.2=450r/minn2=450/1.5=300r/min 14n3=120r/min各軸的功率 bp*40.963.84??????=79.6gr KW? ??*.58cr各軸的轉(zhuǎn)矩 m0P4T95026.53Nmn1???.8.9??P3.6T95017.4Nn0?????.582.9m??軸 名參數(shù)電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 n/ /minr1440 450 300 120功率 P/ kw 4 3.84 3.69 3.58轉(zhuǎn)矩 T/ N:26.53 81.49 117.47 284.91傳動比 i 3．2 1.5 2.5效率 ?0.96 0.97*0.99 0.98*0.99表 5-1 運動參數(shù)結果匯總表155.2 帶傳動的設計與校核5.2.1.帶傳動設計5.2.1.1. 確定設計功率根據(jù)傳遞的功率 P、載荷的性質(zhì)和每天工作的時間等因素來確定設計功率 , KW dAK?式中 ——傳遞的額定功率，kW ；P——工作情況系數(shù)AK經(jīng)查【2】5-13 表，取工作情況系數(shù) 1.2AK?P1.24.8dW??5.2.1.2. 選擇帶型根據(jù)設計功率 和小帶輪轉(zhuǎn)速 由【2】圖 9-8 或圖 9-9 選定 A 型普dP1n通 V 帶。5.2.1.3. 確定帶輪的基準直徑 和  1d2初選小帶輪的基準直徑經(jīng)查 【2】表 5-7 和表 5-8，取小帶輪基準直徑 =71mm 1d傳動比 = / =3.2i1n2大帶輪基準直徑 =i* =3.2*71mm=227.2mm2d1取 =224mm2d實際傳動比 = / =224/71=3i2d116從動輪轉(zhuǎn)速12n405/mini3.2r??驗算帶的速度 v計算帶的速度 ，并滿足 5 m/s≤ ≤ 。對于普通 V 帶，vmax＝25～30 m/s。d1n71405.3/s606?????maxv所以 5 ≤5.35m/s ≤25～30 ，滿足條件/s/ms計算從動輪的基準直徑 2d= ，并按 V 帶輪的基準直徑系列【2】表 9-7 進行圓整。2di1所以 4?。5.2.1.4. 確定中心距 和帶的基準長度a帶傳動的中心距如過大，會引起帶的抖動，且傳動尺寸也不緊湊；中心距如過小，帶的長度愈短，帶的應力變化也就愈頻繁，會加速帶的疲勞破壞，當傳動比較大時，中心距太小將導致包角過小，降低傳動能力。如果中心距未給出，可根據(jù)傳動的結構需要按下式給定的范圍初定中心距 0a12012.7()()dda???則，初定中心距 。3m?根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的基準長度 21d0d210()La4723()8.63dam????????（+17根據(jù) 查圖選取相近的基準長度 ，求帶傳動實際中心距0dL108?dLmamm2()AB???式中 ，mm ；12)48ddL??, ；21()d2m帶傳動的中心距可以調(diào)整，故可用下式近似計算002dLa???考慮到安裝調(diào)整和張緊的需要，實際中心距的變動范圍為 minax0.153dL???則計算得 100182.6392????dLa m5.2.1.5. 驗算小帶輪包角 1?根據(jù)對包角的要求，應保證 21180690~2????? ??da如 太小，則應增大中心距 ，或增設張緊輪。1?a經(jīng)計算得 247806150929??????? ??:5.2.1.6. 確定帶的根數(shù) z實際工作條件下，單根 V 帶的許用功率［ ］ ，其計算公式為1P KW??11()LpPK???:18式中 ——基本額定功率增量。由于 ≠1 時，帶在大帶輪上的彎曲應力1P?i較小，故在壽命相同的條件下，可增大傳遞的功率，——包角系數(shù)，考慮 ≠180 時對傳動能力的影響， K??——長度系數(shù)，考慮帶的基準長度不為特定長度時對傳動能力的影響，L 查表 8-2 =1.06 查表 8-5 =0.92LK?V 帶的根數(shù)可用下式計算 ????114.81.27()3.09.06????????ddLPz取 z=3。5.2.1.7. 確定帶的初拉力單根 V 帶所需的初拉力為 N 20(2.5)dKPFqvz?????經(jīng)查表 8-3 得，Z 型帶， .06/qkgm20(2.59)4.8539.73??????5.2.1.8. 計算對軸的壓力 QF為了設計安裝帶傳動的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的徑向壓力 FQ。如果不考慮帶的兩邊拉力差，則壓軸力可近似地按帶兩邊的初拉力的合力來計算，得 10 1502sin23.8sin3.762?????QFz N5.2.1.9. 帶輪的結構設計確定帶輪的材料、結構尺寸和加工要求，繪制帶輪工作圖。19小帶輪結構如下：圖 5.4 小帶輪示意圖具體尺寸詳見零件圖由于傳動系統(tǒng)上要安裝飛輪，故安裝在大帶輪上。飛輪結構計算如下；則飛輪儲存能量的最大值時 1.65KW計算飛輪轉(zhuǎn)動慣量 ??max229090431.655??????fWJn20圖 5.5 飛輪尺寸計算示意圖設計飛輪的大致結構尺寸，參考【3】 （4-133）取 60mm,fB=，2130()8fmDJ+=213()4fB?????032fJ其中： ——材料的密度，鑄鐵 7.2 kg/ ,鑄鋼 7.8 kg/ ；?310?m310?m——飛輪輪緣寬度。fB21, , .20Dm?3172?48Dm故大皮帶輪的結構圖如下：圖 5.6 大帶輪圖具體尺寸詳見零件圖225.3 中間輪軸齒輪（第一級）部分的設計與校核計算5.3.1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)所選用的傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動，壓片機一般為工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88）材料選擇。查表選擇，小齒輪的材料為 45，硬度為 200HBS，大齒輪材料HT20-40，硬度為 240HBS，兩者材料硬度差為 40HBS。選取小齒輪齒數(shù) ， ，取18?z21.5827??uz2?z5.3.2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式【4】10-9a 進行試算，即21312.[]t EtdHKTZud???????????確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) 1.3t=計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 55 4119.0/9.0.84/.150???????TPnNm查【4】表 10-7 選取齒寬系數(shù) 9df=查【4】表 10-6 得材料的彈性影響系數(shù) 6.4EZMPa按齒面硬度查【4】圖 10-21d 得小齒輪的接觸疲勞強度極限為，大齒輪的接觸疲勞強度極限為lim140HMPas= lim2350Hs=計算應力循環(huán)次數(shù) ??9165183021.hNnjL?????992.30426?23查【4】圖 10-19 得，接觸疲勞壽命系數(shù) ；10.92HNK=20.9HN=計算接觸疲勞需用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得1lim[]0.924368HNKMPaS????2li2 51計算試計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值1td[]Hs2 241331 .810.516.2. 8[]93????????????????????tEtdHKTZu m計算圓周速度 v19.4502./6061???tnv ms計算齒寬 b1.87.??td計算齒寬與齒高之比 h模數(shù) 16.5ttmz齒高 2.5.14.96???thm7498b計算載荷系數(shù)根據(jù) ，7 級精度，查【4】圖 10-8 得動載系數(shù)2.0/?vs =1.03vk直齒輪，假設 ，查【4】10-3 表得，10AtKFbNm，查【4】表 10-2 得使用系數(shù) ；查【4】10-4 表得.Ha= AK247 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 231.208(1.6)0.1dHKb????????將數(shù)據(jù)代入后得： 23.(.9).09.8716H? ??由 ， ，查【4】圖 10-13 得 ，故載荷系數(shù)682bh?136HK? FK?.02.16AV???按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 3311.689.7?ttKdm計算模數(shù) 19.6785.2?mz為了使 不至于太大，取 。2 6m5.3.3.校核齒輪的彎曲疲勞強度彎曲疲勞強度的設計公式為 ??123dKTFaSzYm?????????確定公式內(nèi)的計算數(shù)值查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強1320FEMPas=度極限 。2130FEMPas=查【4】圖 10-18 得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，1.8FNK20.89FN=計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) ，得1.4S=25[]110.82317.4FNEKMPaSs′==2296.計算載荷系數(shù) K 1.0321.8AvF??????查【4】10-5 取齒形系數(shù)經(jīng)查表 10-5 得， ，1.97FaY=2.Fa查【4】10-5 取應力校正系數(shù)經(jīng)查【4】0-5 表得， ，1.5Sa21.7SaY=計算大小齒輪的 ，并加以比較[]FYs[]12.97150.248FaSYs′=[]276FaS′大齒輪的數(shù)值大。校核計算，m=6 滿足條件。4321.680.72.389????mm5.3.4．幾何尺寸計算計算分度圓直徑 18610??dz272?m計算中心距 26????120816235????adm計算齒輪寬度 1.97.4???dtb故取 ，0?B255.3.5．驗算 418.1509??tTFNd509.6//7.??AtKmb5.3.6．結構設計及繪制齒輪零件圖圖 5.7 主動齒輪示意圖27圖 5.8 中間大齒輪示意圖具體尺寸詳見零件圖。5.4.下輪軸偏心齒輪的齒輪部分（第二級）設計與校核5.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)所選用的傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動，壓片機一般為工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88）材料選擇。查表選擇，小齒輪的材料為 45，硬度為 200HBS，大齒輪材料 HT20-40，硬度為 240HBS，兩者材料硬度差為 40HBS。選取小齒輪齒數(shù)， ，取14?z21.543???uz25?z5.4.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式【4】10-9 進行試算，即2821312.[]t EtdHKTZud???????????確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) 1.t=計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 55 5129.0/9.03.69/1.70?????????TPnNm查【4】表 10-7 選取齒寬系數(shù) df=查【4】表 10-6 得材料的彈性影響系數(shù) .4EZMPa按齒面硬度查【4】圖 10-21d 得小齒輪的接觸疲勞強度極限為，大齒輪的接觸疲勞強度極限為lim140HMPas= lim2350Hs=計算應力循環(huán)次數(shù) ??816318302.641?????hNnjL82.405.94?查【4】圖 10-19a 得，接觸疲勞壽命系數(shù) ；10.95HNK=21.0HN=計算接觸疲勞需用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得1lim[]0.954380HNKMPaS????2li2 55.4.3 計算試計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值1td[]Hs2 251331 .7103.6.42. 93.1[]?????????????????????tEtdHKTZu m29計算圓周速度 v193.14502.9/606????tdnv ms計算齒寬 b1.7.7??t計算齒寬與齒高之比 h模數(shù) 193./46.5?ttmdz齒高 2.51.9??thm67/.b5.4.4 計算載荷系數(shù)根據(jù) ，7 級精度，查【4】圖 10-8 得動載系數(shù)2.19/?vs =1.04vk直齒輪，假設 ，查表得， ，查【4】表0AtKFbNm.HFK??10-2 得使用系數(shù) ；查【4】表 10-4 得 7 級精度小齒輪相對支撐非對=稱布置時 231.208(1.6)0.1dH b????????將數(shù)據(jù)代入后得： 23.(.7).01.24HK? ??由 ， ，查【4】圖 10-13 得 ，故載荷系數(shù)43bh?14H? 6FK?.0.214AV???按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 3311.4995.?ttKdmmm30計算模數(shù)為了使 不至于太大，取 。195.436.8??mdz2z7?m5.4.5 校核齒輪的彎曲疲勞強度彎曲疲勞強度的設計公式【4】10-5 為??123dKTFaSzYm?????????確定公式內(nèi)的計算數(shù)值查【4】圖 10-20 得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒1320FEMPas=輪的彎曲疲勞強度極限 。2130FEMPas=查【4】圖 10-1 得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，1.9FNK2.9FN計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) ，得1.4S=??10.9325.7FNEKMPa????22 8.4S計算載荷系數(shù) K1.01.63AvFK??????查取齒形系數(shù)經(jīng)查【4】表 10-5 得， ，1.9FaY=2.1Fa查取應力校正系數(shù)經(jīng)查【4】表 10-5 得， ，1.4Sa2.73Sa