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混凝土攪拌機的設計
摘 要
為加快鄉(xiāng)村振興以及城鎮(zhèn)的現(xiàn)代化建設，設計一種適用于農村和城鎮(zhèn)的小型簡便的混凝土攪拌機是有重大意義的。 本設計包括傳動機構，攪拌機構以及機架。電動機將動力輸入皮帶，然后經皮帶傳到減速器減速，減速器傳出的動力帶動滾筒上的大齒圈，使得滾筒轉動。由于這是一個小型混凝土攪拌機，整個機器上料為人工上料，出料通過攪拌筒的反轉使得混凝土卸出。通過對攪拌筒的設計計算得拌筒的尺寸長1480mm，寬1200mm，出料口半徑350mm，進料口半徑400mm，然后選擇合適的電動機，選擇電動機型號為 Y132S1-2，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉速為nm=2900r/min，同步轉速為nt=3000r/min。接著對帶輪，減速器，開式齒輪進行設計計算。皮帶選用3V帶根進行傳動，所設計減速器的傳動比為8.05。設計的開式大齒輪基準圓直徑為1260mm，齒寬100mm。選擇合適角度的高低葉片，最后設計機架使得各部件連接起來。設計所得的混凝土攪拌機滿足使用要求。
關鍵詞：混凝土攪拌機；電動機；攪拌筒；葉片
Design of concrete mixer
Abstract
In order to speed up the Rural Revitalization and urban modernization, it is of great significance to design a small and simple concrete mixer suitable for rural and urban areas. This design includes transmission mechanism, mixing mechanism and frame. The power is input into the belt by the motor, and then transmitted to the reducer through the belt. The power from the reducer drives the big gear ring on the drum to make the drum rotate. Because this is a small concrete mixer, the whole machine is manually loaded, and the concrete is discharged by reversing the mixing drum. Through the design and calculation of mixing drum, the size of mixing drum is 1480mm in length, 1200mm in width, 350mm in outlet radius and 400mm in inlet radius. Then select the appropriate motor, with y132s1-2 motor model, Pen=5.5kW rated power and n full load speednm=2900r/min n, synchronous speed is nt=3000r/min。 Then design and calculate the pulley, reducer and open gear. 3V belt root is selected for belt transmission, and the transmission ratio of the designed reducer is 8.05. The diameter of reference circle is 1260 mm and the tooth width is 100 mm. Choose the right angle of high and low blades, and finally design the frame to connect the components. The designed concrete mixer meets the use requirements.
Key words: concrete mixer; Motor; Mixing drum; blade
目錄
1、前言 6
1.1、課題的目的與意義 6
1.2、混凝土攪拌機國內外的研究發(fā)展 6
2、技術任務書 7
2.1、原始數據 7
2.2、設計的總體要求 7
2.3、設計內容 7
3設計計算說明書 8
3.1總體設計方案 8
3.2攪拌筒尺寸的確定 9
3.3、電動機的選擇 11
3.4傳動部分的設計 13
3.4.1傳動裝置傳動比的分配 13
3.4.2、V帶傳動設計計算 14
3.4.3減速器的設計 17
3.4.4聯(lián)軸器的選擇 42
3.4.5軸承的選擇 42
4執(zhí)行機構的設計 42
4.1. 滾筒上齒圈的設計 42
4.2、工作機軸的設計與校核 46
4.3葉片角度的選擇 49
5、機架的設計 50
6、其他 50
7、使用說明書 50
7.1、開機前的檢查 50
7.2、操作流程 51
7.3、日常維護 51
結論 51
參 考 文 獻 52
致 謝 52
1、前言
1.1、課題的目的與意義
隨著我國經濟和科技的迅速發(fā)展，基礎性的建設擴大，生產越來越朝著自動化的方向發(fā)展?；炷翑嚢铏C在建筑中有著十分廣泛的應用，它不僅減輕了人們的勞動力，還保證了混凝土的質量和生產效率。由于混凝土攪拌機是將沙和石子等物料進行混合，且需要量大，所處環(huán)境惡劣。因此混凝土攪拌機在向使用方便、自動生產等方面的發(fā)展是的必要的。
選擇混凝土攪拌機的設計，希望能鞏固和掌握學到的知識。且隨著“十四五”的到來，為加快鄉(xiāng)村振興以及城鎮(zhèn)的現(xiàn)代化建設，設計適用于農村和城鎮(zhèn)的混凝土攪拌機是有重大意義的。
1.2、混凝土攪拌機國內外的研究發(fā)展
19世紀40年代，在徳、美、俄等國家出現(xiàn)了以蒸汽機為動力來源的自落式攪拌機。從1943年美國開始大量生產預拌混凝土到1950年日本開始用攪拌機生產預拌混凝土期間，以各種有葉片或無葉片的自落式攪拌機的發(fā)明與應用為主。20世紀40年代后期，德國ELBA率先發(fā)明了強制式單臥軸攪拌機德國的桑索霍芬機械與礦業(yè)公司推出強制式雙臥軸攪拌機。但當時的臥軸式攪拌機因軸端密封技術未完全成熟，其發(fā)展基本處于停頓狀態(tài)。我國在1952年，天津工程機械廠和上海建筑機械廠各試制出第一臺進料容積為400L和1000L的混凝土攪拌機，當時的400L即后來定型的JG250.1964-1965年，天津攪拌機廠和華東建筑機械廠先后在測繪國外樣機的基礎上，研制出JG250和JG1000型立軸渦槳式攪拌機，開始了我國強制式攪拌機生產的新篇章。20世紀70年代初，臥軸式攪拌機的軸端密封技術得到突破，這種類型的攪拌機在德國的BHS公司、意大利的SICOMA公司美國的JOHNSNO公司、日本的日工株式會社和光洋株式會社等企業(yè)又重新發(fā)展起來。在此期間，除了強制式臥軸攪拌機外，立軸渦漿式，立軸行星式等強制式攪拌機也先后問世。1980年，長沙建筑機械研究所與吉林市工程機械廠聯(lián)合研制成功JS500型雙軸強制式混凝土攪拌機。進入21世紀以來，隨著商品混凝土技術的應用推廣及國家環(huán)保政策的強力推行，我國混凝土攪拌機發(fā)展非常迅速，以中聯(lián)重科、珠海仕高瑪為代表的混凝土攪拌機已經達到世界先進水平，引領國內混凝土攪拌機行業(yè)走上依靠創(chuàng)新的發(fā)展之路[1][10]。
2、技術任務書
2.1、原始數據
（1）出料容積250L
（2）進料容積350L
（3）攪拌筒的轉速18r/min
（4）骨料最大粒徑60mm
（5）生產率25-30m3/h
2.2、設計的總體要求
（1）滿足使用要求
（2）滿足經濟性要求
（3）力求整機的布局緊湊合理
（4）工業(yè)性要求易操作而實用
（5）滿足有關技術要求
2.3、設計內容
設計一個自落式混凝土攪拌機，使其適用于農村，城鎮(zhèn)家庭的一般工作使用，減少勞動力，提高效率。
1、機架：機架是整個混凝土攪拌機的支撐部件。在機架下方安放輪胎，便于移動。
2、原動機：采用電動機作為混凝土攪拌機的動力來源。
3、傳動部分：由電動機，皮帶，齒輪，減速器，軸承，工作機軸，聯(lián)軸器等零件組成。
4、工作部分：主要由滾筒，攪拌器等組成。
本設計選用的機型為錐型反轉出料式，結構簡單，對骨粒有很好的適應性，攪拌比較均勻，工作效率較高，成本較低。
3設計計算說明書
3.1總體設計方案
方案一：
圖3-1齒輪傳動
1-電動機 2-V帶 3-減速器 4-聯(lián)軸器
5-攪拌筒 6-大齒圈 7-小齒輪
攪拌筒由電動機控制旋轉方向，動力由V帶輸入減速器，經齒輪傳給在聯(lián)軸器上的工作軸IV，軸上的小齒輪和攪拌筒上的大齒帶動攪拌筒旋轉。
方案二：
圖3-2 摩擦傳動
1-電動機 2-V帶 3-減速器 4-主動摩擦輪
5-從動摩擦輪 6-滾道 7-攪拌筒
攪拌筒由電動機控制旋轉方向，動力由V帶輸入減速器經軸III傳出使一對主動摩擦輪旋轉，在攪拌筒及物料重量作用下，主動摩擦輪靠摩擦力帶動攪拌筒轉動[1][11]。
方案二的摩擦傳動特點是產生的聲音小，整體結構較緊湊。但摩擦輪遇到油和水等液體時容易發(fā)生打滑現(xiàn)象，使得生產效率變低。方案一是齒輪傳動，齒輪傳動能夠使攪拌筒不會出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象，而且齒輪傳動使它的傳動比較準確。綜合考慮選擇方案一作為本設計的總體方案。
3.2攪拌筒尺寸的確定
攪拌筒
圖3-1 攪拌筒
查《混凝土機械》得：
V0V1=2~4 （4-1）
δ=V2V1=0.6~0.7 （4-2）
δ-為出料系數
設出料V2=250L，所以V1=357～417L，暫時選V1==350L，所以V0=700L～1400L，暫時選V0=1000L。
查進料錐角為47°～50°，出料錐角為30°～33°。所以選擇出料角32°，進料角48°
設l1=430mm，l2=800mm，l3=250 mm
其中ρ為拌合料容重
為攪拌時拌合料的自然坡度，
φ=40°～45°
綜上可得：R1=350mm，R2=400mm
3.3、電動機的選擇
選擇電動機作為原動機。電機的選擇需要根據設備的工作條件和運動形式來確定。
混凝土攪拌機電動機的功率：
Pd=Pwη ( 3-1)
Pw—混凝土攪拌機所需工作效率
? —由電動機到混凝土攪拌機的總效率
Pw=M*n9550 (3-2)
M為攪拌筒攪拌時所需的外力據（N·m）
n—攪拌筒轉速（r/min）
混凝土攪拌機工作時，必須克服偏心阻力和滾筒摩擦阻力。假設所有物料都向攪拌筒的一側傾斜，這是極限條件。在此條件下的功率為最大功率。
外力矩M的計算：
M=M摩擦+M物料 （3-3）
M物料—攪拌時拌物料所產生的偏心阻力矩
M摩擦-攪拌時托輪所產生的滾動摩擦阻力矩
M物料=G物料*H*sinα=9.8*V*p*Hsinφ （3-4）
式中G物料為攪合物料質量
G物料=V*p
V—攪拌筒容積
p—拌合料容重
p=（1.5~1.7）×1000kg/m3 （3-5）
H—物料重心至攪拌筒中心的距離
H=2[R1+tanφ2-h]3 （3-6）
根據混合時進出口不溢流的原則，進出口應為h。
ΔM進=9.8ΔV進pHsinφ=9.8×23[(R1+xtanα-h2)]32?p?sinα??x （3-7）
ΔM柱=9.8ΔV柱pHsinφ=19.63(R2-h2)32l2psinφ （3-8）
所以攪拌時物料產生的偏心力矩為：
M物料=M進+M出+M柱 （3-9）
所以：
M進=430.5N?m
M出=390.8N?m
M柱=1140N?m
M摩擦=i=1nNiK1(1+Rr)+i=1mNjK2(1+rR)=195.4N?m （3-10）
所以外力矩M=M摩擦+M物料=2150N?m
工作機所需功率為
Pw=M* n9550=4.05Kw （3-11）
查表得：
聯(lián)軸器的效率：η1=0.99
滾動軸承的效率：η2=0.99
閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98
加工齒的開式齒輪的效率：η4=0.94
V帶的效率：ηv=0.96
工作機的效率：ηw=0.97
ηa=η1 η24 η32 η4ηv ηw=0.99×0.994×0.982×0.94×0.96×0.97=0.816
電動機所需額定功率:
Pd=Pwηa=4.050.816=4.96kW （3-12）
攪拌筒轉速：
nw=n=18r╱min （3-13）
查機械課程設計手冊，得各傳動比范圍
V帶：2～4
展開式二級圓柱直齒輪減速器：8～40
圓柱齒輪：3～5。
總傳動：48～800。
所以電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(48～800)×18=864～14400 r/min。經綜合考慮，電動機的型號為：Y132S1-2，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉速為nm=2900r/min，同步轉速為nt=3000r/min。
3.4、傳動部分的設計
3.4.1、傳動裝置傳動比的分配
（1）、總傳動比的計算
計算傳動裝置總傳動比為：
ia=nmnw=290018=161.2 （3-14）
（2）、分配傳動裝置傳動比
取普通V帶的傳動比：iV=4
取開式圓柱齒輪的傳動比：ib=5
高速級傳動比
i1=1.35×iaiv×ib=3.29 （3-15）
則低速級的傳動比為
i2=2.44
減速器總傳動比
ib=i1 i2=8.05
（3）、動力學參數計算
1）、各軸轉速：
高速軸：nⅠ=nmiv=29004=725r/min
中間軸：nⅡ=nⅠi1=7253.29=220.36r/min
低速軸：nⅢ=nⅡi2=220.362.44=90.31r/min
工作機軸：nⅣ=nⅢ=90.31r/min
攪拌筒轉速：nw=nIVib=18.06r/min （3-16）
2）、各軸輸出功率：
高速軸：PⅠ=Pd ηv=4.96×0.96=4.76kW
中間軸：PⅡ=PⅠ η2 η3=4.76×0.99×0.98=4.62kW
低速軸：PⅢ=PⅡ η2 η3=4.62×0.99×0.98=4.48kW
工作機軸：PⅣ=PⅢ η4 η1η3 =4.48×0.94×0.99×0.99=4.13kW
攪拌筒：P筒=PIVη4=4.13×0.94=3.88kW （3-17）
3）、各軸輸入轉矩：
電機軸：Td=9550×Pdnm=9550×4.962900=16.33N?m
高速軸：TⅠ=Td iv ηv=16.33×4×0.96=62.72N?m
中間軸：TⅡ=TⅠ i1 η3 η2=62.72×3.29×0.98×0.99=200.20N?m
低速軸：TⅢ=TⅡ i2 η3 η2=200.20×2.44×0.98×0.99=473.94N?m
工作機軸：TⅣ=TⅢ η1η3 =473.94×0.99×0.99=464.51N?m
攪拌筒：T筒=TIVη4ib=464.51×0.94×5=2183.19N?m （3-18）
3.4.2、V帶傳動設計計算
（1）、確定計算功率Pca
由查表得工作情況系數KA=1.1，故
Pca=KA P=1.1×4.96=5.45kW （3-19）
（2）、選擇V帶的帶型
根據Pca、n1選用A型。
（3）、確定dd和驗算v
查表選取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。
驗算帶速v。驗算帶的速度
v=π dd1 n60×1000=π×90×290060×1000=13.65m╱s （3-20）
計算大帶輪的基準直徑。
dd2=i dd1=4×90=360mm （3-21）
根據查表，取dd2=355mm。
（4）、確定a和Ld
初定中心距a0=670mm。
計算帶所需的基準長度
Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×670+π290+355+355-9024×670≈2065mm （3-22）
由表選帶的基準長度Ld=2050mm。
計算實際中心距a。
a≈a0+Ld-Ld02=670+2050-20652≈662mm
中心距的變化范圍為631~724mm。
（5）、驗算小帶輪的包角αa
α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a≈180°-355-90×57.3°662=157.06°>120° （3-23）
（6）、計算帶的根數z
計算單根V帶的額定功率Pr。
由dd1=90mm和n1=2900r/min,查表得P0=1.64kW。
根據n1=2900r/min，i=4和A型帶，查表得△P0=0.34kW。
查表得Kα0.938，KL=1.04，于是
Pr=P0+△P0×Kα KL=1.64+0.34×0.938×1.04=1.93kW
計算帶的根數z
z=PcaPr=5.451.93≈2.82 （3-24）
取3根。
（7）、計算單根V帶的初拉力F0
查表得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m
F0=500×2.5-Kα×PcaKα z v+q v2=500×2.5-0.938×5.450.938×3×13.65+0.105×13.652=130.37N （3-25）
（8）、計算壓軸力Fp
Fp=2 z F0×sinα12=2×3×130.37×sin157.06°2=766.59N （3-26）
（9）、帶輪結構設計
1）、小帶輪的結構設計
小帶輪的軸孔直徑d=38mm
因為小帶輪dd1=90mm
小帶輪結構選擇為實心式。
因此小帶輪尺寸如下：
d1=2.0 d=2.0×38=76mm
da=dd+2ha=90+2×2.75=95.5mm
B=z-1×e+2 f=3-1×15+2×9=48mm （3-27）
因為L=2.0×d>B,取L=48mm
2)、大帶輪的結構設計
大帶輪的軸孔直徑d=32mm
因為大帶輪dd2=355mm
因此大帶輪結構選擇為輪輻式。
因此大帶輪尺寸如下：
d1=2.0 d=2.0×32=64mm
da=dd+2ha=355+2×2.75=360.5mm
B=z-1×e+2 f=3-1×15+2×9=48mm
h1=290×3Pnz=290×34.96725×3=43.05mm
h2=0.8h1=34.44mm
b1=0.4h1=17.22mm
b2=0.8b1=13.78mm
f1=0.2h1=8.61mm
f2=0.2h2=6.89mm
L=2.0 d=2.0×32=64mm （3-28）
（10）、主要設計結論
選A型的V帶3根， 基準長度Ld=2050mm?；鶞手睆絛d1=90mm，dd2=355mm，中心距在 a=631～724mm。單根帶初拉力F0=130.37N。
3.4.3減速器的設計
根據傳動方案，本設計采用二級圓柱直齒輪減速器。
1、減速器高速級齒輪傳動設計計算
（1）、選精度等級、所用材料及齒數
查表壓力角取為α=20°，選用7級精度。
材料選擇：小齒輪：40Cr（調質），硬度為280HBW
大齒輪：45（調質），硬度為240HBW
選小齒輪齒數z1=32，則大齒輪齒數z2=z1×i=32×3.29=107。
（2）、根據齒面接觸疲勞強度計算
1）、算小齒輪分度圓直徑，即
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2 （3-29）
2）、確定公式中的各參數值
試選KHt=1.3
計算小齒輪傳遞的扭矩:
T=62.72N?m
查表選取齒寬系數φd=1
查圖得區(qū)域系數ZH=2.49
查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa12。
計算Zε。
αa1=arccosz1×cos αz1+2han*=arccos32×cos 20°32+2×1=28.35°
αa2=arccosz2×cos αz2+2han*=arccos107×cos 20°107+2×1=23.07°
εα=z1tan αa1-tan α'+z2tan αa2-tan α'2π=32×tan 28.35°-tan 20°+107×tan23.07°-tan 20°2π=1.77
Zε=4-εα3=4-1.773=0.862 （3-30）
⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]
由圖查得小齒輪：σHlim1=600Mpa，大齒輪 σHlim2=550Mpa
計算應力循環(huán)次數：
NL1=60 n j Lh=60×725×1×16×300×10=2.08×109
NL2=NL1u=2.08×1093.29=6.32×108
查取接觸疲勞系數
KHN1=0.91，KHN2=0.93
取失效概率為1%，安全系數S=1，得
[σH]1=σHlim1 KHN1SH=600×0.911=546MPa
[σH]2=σHlim2 KHN2SH=550×0.931=511.5MPa （3-31）
比較[σH]1和[σH]2的大小，取較小值，即σH=511.5MPa
3）、試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2=32×1.3×627201 3.29+13.29 2.49×189.8×0.862511.52=55.12mm （3-32）
4）、調整小齒輪分度圓直徑
計算實際載荷系數前的數據準備。
圓周速度ν
v=π d1t n60×1000=π×55.12×72560×1000=2.09m/s （3-33）
齒寬b
b=φd d1t=1×55.12=55.12mm （3-34）
計算實際載荷系數KH。
查表得使用系數KA=1
根據v=1.3m/s、7級精度，由圖查得KV=0.99
齒輪的圓周力。
Ft=2×Td1=2×6272055.12=2275.76N （3-35）
KA×Ft/b=1×2275.76/55.12=41.28N/mm<100N/mm
查表得齒間載荷分配系數KHα=1.2
由表查得7級精度、支承非對稱布置時， KHβ=1.424
由此，得到實際載荷系數：
KH=KA KV KHα KHβ=1×0.99×1.2×1.424=1.692 （3-36）
可得分度圓直徑：
d1H=d1t 3KHKHt=55.12×31.6921.3=60.15mm （3-37）
確定模數mH=d1Hz1=60.1532=1.87mm
（3）、根據齒根彎曲疲勞強度計算
1）、由式試算齒輪模數，即
mt≥32KT1YεφdZ12×YFaYSaσF
2）、確定公式中的各參數值。
試選載荷系數KFt = 1.2
重合度系數：
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.77=0.689
由齒數，查圖得
YFa1 = 2.48 YFa2 = 2.15
YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.78
計算齒根彎曲疲勞許用應力[σF]
查圖得小的齒輪和大的齒輪的彎曲疲勞極限分別為σFlim1 = 500MPa、σFlim2 = 320 MPa。
由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1= 0.85、KFN2 = 0.88
取安全系數S=1.4，得
σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=304MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3201.4=201MPa
YFa1YSa1σF1=2.48×1.64304=0.0133
YFa2YSa2σF2=2.15×1.78201=0.019
大齒輪的YFaYSaσF大于小齒輪的，故
YFaYSaσF=YFa2YSa2σF2=0.019
3）、試算齒輪模數
mt≥ 32KT1YεφdZ12×YFaYSaσF=1.23mm
4）、調整齒輪模數
計算實際載荷系數前的數據準備
①圓周速度v
d1=mtZ1=1.23×32=39.36mm
v=πd1n160×1000=π×39.36×72560×1000=1.49m╱s
②齒寬b
b=φdd1=1×39.36=39.36mm
③齒高h及寬高比b/h
h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×1.23=2.76mm
bh=39.362.76=14.26
計算實際載荷系數KF
①由表查得使用系數KA = 1。
②根據v =1.49 m/s、7級精度，由圖查得動載系數KV= 1.05。
③齒輪的圓周力
Ft1=2T1d1=2×6272039.36=3186.99N
KAFt1b=1×3186.9939.36=81.09N/mm< 100 N/mm
查表得齒間載荷分配系數KF= 1.2。
④由表查得7級精度、支承非對稱布置時，KHβ= 1.506，結合b/h =14.26，得KHβ= 1.51。
則載荷系數為：
KF=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.2×1.51=1.902
按實際載荷系數所得到的模數為：
m=mt×3KFKFt=1.23×31.9021.2=1.54mm
模數取為標準值m = 2mm。
（4）、齒輪傳動尺寸
小齒輪齒數：z1=d1Hm=30.07 取z1=30 z2=uz1=99
計算中心距
a=m2z1+z2=2.5230+99=129mm
計算小、大齒輪的分度圓直徑
d1=z1 m=30×2=60mm
d2=z2 m=99×2=198mm
計算齒寬
b=φd d1=60mm （3-38）
取B1=65mm ，B2=60mm。
（5）、計算齒輪幾何尺寸
計算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m han*=2×1=2mm
hf=mhan*+cn*=2×1+0.25=2.5mm
h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm
計算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2ha=60+2×2=64mm
da2=d2+2ha=198+2×2=202mm
計算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2hf=60-2×2.5=55mm
df2=d2-2hf=198-2×2.5=193mm（3-42）
注：han*=1.0，cn*=0.25
（5）、主要設計結論
齒數z1=30，z2=99，模數m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=129mm，齒寬B1=65mm、B2=60mm
2、低速級齒輪傳動設計計算
（1）、選精度等級、所用材料及齒數
參考表壓力角取為α=20°，選用7級精度。
材料的選擇：小齒輪：40Cr（調質），硬度為280HBW，
大齒輪：45（調質），硬度為240HBW。
選小齒輪齒數z1=34，則大齒輪齒數z2=z1×i=34×2.44=83。
（2）、根據齒面接觸疲勞強度計算
1）、試算小齒輪分度圓直徑，即
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2
2）、確定公式中的各參數值
①試選KHt=1.3
②小齒輪傳遞的扭矩:
T=200.20N?m
③查表選取齒寬系數φd=1
④由圖查得區(qū)域系數ZH=2.49
⑤由表查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa12。
⑥計算Zε。
αa1=arccosz1×cos αz1+2han*=arccos34×cos 20°34+2×1=28.35°
αa2=arccosz2×cos αz2+2han*=arccos83×cos 20°83+2×1=24.49°
εα=z1tan αa1-tan α'+z2tan αa2-tan α'2π=34×tan 28.35°-tan 20°+83×tan 24.49°-tan 20°2π=1.71
Zε=4-εα3=4-1.713=0.872 （3-43）
⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]
由圖查得小齒輪接觸疲勞極限為σHlim1=600Mpa
大齒輪的接觸疲勞極限為σHlim2=550Mpa
計算應力循環(huán)次數：
NL1=60 n j Lh=60×220.36×1×16×300×10=6.34×108
NL2=NL1u=6.34×1082.44=2.59×108 （3-44）
由圖查取接觸疲勞系數
KHN1=0.93，KHN2=0.95
取失效概率為1%，安全系數S=1，得
[σH]1=σHlim1 KHN1SH=600×0.931=558MPa
[σH]2=σHlim2 KHN2SH=550×0.951=522.5MPa （3-45）
比較[σH]1和[σH]2的大小，取較小值σH=522.5MPa
試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2=32×1.3×2002001 2.44+12.44 2.49×189.8×0.872522.52=75.59mm （3-46）
3)、調整小齒輪分度圓直徑
計算實際載荷系數前的數據準備。
圓周速度ν
v=π d1t n60×1000=π×75.59×220.3660×1000=0.87m╱s
齒寬b
b=φd d1t=1×75.59=75.59mm
計算實際載荷系數KH。
查表查得使用系數KA=1
根據v=0.87m/s、7級精度，查得KV0.99
齒輪的圓周力。
Ft=2×Td1=2×20020075.59=5296.99N
KA×Ft/b=1×5296.99/75.59=70.07N/mm<100N/mm
查表得KHα=1.2
查表查得在7級精度、支承非對稱布置時，得KHβ=1.435，
KH=KA KV KHα KHβ=1×0.99×1.2×1.435=1.70
4）、可得分度圓直徑
d1H=d1t 3KHKHt=75.59×31.701.3=82.66mm
5）、確定模數
mH=d1Hz1=82.66/34=2.43mm
（3）、根據齒根彎曲疲勞強度計算
1）、由式試算齒輪模數，即
mt≥ 32KT1YεφdZ12×YFaYSaσF
2）、確定公式中的各參數值。
試選載荷系數KFt = 1.3。
計算彎曲疲勞強度用重合度系數Yε 。
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.71=0.689
由齒數，查圖得
YFa1 = 2.46 YFa2 = 2.21
YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.77
計算齒根彎曲疲勞許用應力σF
查得小的齒輪的彎曲疲勞極限為σFlim1 = 500 MPa，大的齒輪的彎曲疲勞極限為σFlim2 = 320 MPa。
由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.86、KFN2=0.89
取安全系數S=1.4，得
σF1=KFN1σFlim1S=0.86×5001.4=307.14MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.89×3201.4=284.8MPa
YFa1YSa1σF1=2.46×1.46307.14=0.0116
YFa2YSa2σF2=2.21×1.77284.8=0.0137
因為YFa1YSa1σF1
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