水果套袋设计

1 第一章 绪论 1.1 设计 的 意义和目的 水果套袋对水果具有相当重要的意义，如：调节昼夜温湿作用、防止大气的有害粉尘污染、调节光合作用、防止风吹雨打、防治病虫害和鼠、鸟之危害 1。套袋对水果果实品质的形成也有重要影响，对果实外观品质的影响包括 :果实的色泽、果形果个、果皮结构及果面光洁度 ；套袋对果实内在品质影响包括糖酸的含量、果实的硬度、糖酸比值、矿质元素含量、芳香物质含量 ；套袋影响果实的耐贮性、农药残毒含量、果皮花氰苷含量变化及病虫害对果实的侵害 23。开展该题目的目的在于设计出能生产这样果袋的机器。 生产出所需要的果袋，从而提高水果的产量和质量，进而增加果农的收入。 在这里要求果袋的材料是纸的，这种纸需要经过物理化学方法涂布处理加工而成，具有遮 光、防水、透气作用， 正是由于原材料是纸，这就需要机器应该采取相应的措施，在全自动的条件下，能够实现材料的自动进给，选定刀具并规定好刀具的运动速度，以达到所要求的果袋的形状。该机器的部件中滚子的数量要求居多，那样可以减少对原料的浪费。要求新型的果袋机需具有无级调速，在电动机的功率不变的情况下，可以通过调节调速器旋钮来改变主轴转速，以此来改变生产果袋的速率。果袋机生产 的果袋的规格长宽可调，长度的调节需要通过调节齿轮的大小来调节滚子的转速，宽度的调节则需要调节原材料纸的宽度。有时还要求果袋机具备涂蜡功能，因为普通的纸只有经过涂蜡才具备上述功效。此外，果袋机还必须具备印刷商标的功能。 1.2 果袋机 国内外发展概况 日本是最早实施水果套袋技术的国家 ,我国从 20世纪 90 年代初从日本等国引进该项技术 ,至目前已进入大面积推广阶段 4。果袋机是一种高效地制袋机器， 国内目前所用的果袋机既有直接从日本 ,韩国等国进口的设备 ,也有很大一部分是国内厂家结合国外设备自己研发生成的产品。 特别是近十 年来，套袋技术在我国推广和应用越来越普遍，研究也不断深入，随即也兴起了许多果袋生产厂家，促进了果实套袋技术的发展。目前我国山东、河北、陕西、山西等地大量运用，其中以苹果、梨应用最多 56。但我们国家在技术方面还相对落后，尤其是果袋机还需要大量进口，而目前随着人们生活水平的提高 ,对水果的需求已从“产量时代”跨入“质量时代” ,追求优质果品、保健果品、无公害果品已是时代的潮 2 流。所以水果套袋成为生产优质高档果品和绿色果品的一项必要配套技术。在这种需求下这就要求我们国家需要加大在这方面人力和物力的投资。 3 第二章 总体方案的确定 2.1 设计的要求及参数 设计要求：本次设计的果袋机，出袋率为 200 个 /min（可调） , 果袋规格为 300mm 200 mm，扎袋铁丝长度为 80mm， 果袋机每天工作 16 小时。 2.2 果袋机 切割部分 的设计方案 初步拟定传动方案： 方案一： 通过皮带传动将电动机和机床主轴相连接，采用齿轮传动和链传动的方式来传递运动和动力。 方案二：电动机的动力通过带轮传到机床， 机床上只采用大而少的齿轮传 动。 方案比较： 方案一，采用链轮传递动力和运动，可以减少齿轮的尺寸，齿轮传递中运用较小的换向轮，可以合理的布置轴和齿轮的位置。 方案二，只采用齿轮传递不能合理的布置，而且齿轮大而少。 因此，采用方案一较合理。 总体传动图如下所示（图 2-1） 2.3 整体内容分析 1、在已知设计要求的前提下，中间牵引辊与前端牵引辊的线速度相同，只需要保证sm1sm60 20 00. 3v ，即 sm1vvvvLKHG ； 2、所有的镶有刀具辊子的转速相同，即 n=200r min，则 m inr20 0nnnJEC 。 3、纸与底辊相接触，则 sm1vvFD 4 图 2-1 传动总图 1、齿轮 18 2、齿轮 17 3、齿轮 10 4、齿轮 9 5、齿轮 8 6、齿轮 7 和齿轮 1 7、 链轮 a 8、齿轮 2 9、齿轮 3 10、齿轮 4 11、齿轮 5 12、齿轮 6 13、前端牵引滚 14、大连轮 15、齿轮 20 16、齿轮 19 17、前端牵引底滚 18、切断刀滚 19、切断刀底刀 20、小链轮 21、齿轮 14 22、齿轮 13 23、中间牵引滚 24、齿轮 12 和 齿轮 11 25、链轮 c 26、链轮 b 27、中间牵引底滚 28、小横刀底滚 29、小横刀滚 30、小链轮 31、齿轮 15 和 齿轮 16 32、铁丝切断刀底滚 33、铁丝切断刀滚 34、 35 后端铁丝牵引滚 2.4 设计 前 的简单计算 1、 在已知设计要求的前提下， 设计辊子的转速： m inr200nnnnnn JGFEDC ； 角速度sr a d93.2032030nw ； 5 半径 5 4 m m95dsr a d9320sm1wvr 取 d=96mm； 2 、 设 计 中 间 牵 引 辊 （ 橡 胶 辊 ） 的 直 径 d=120mm, 则 它 的 角 速 度sr a d6716m101202sm1rvw3 ，线速度m inr1 5 9 . 2 730wn ； 3、 铁丝的线速度sm320sm50 2 00080v ， 设计铁丝牵引辊牵引铁丝部分两辊的直径d=50mm ，则辊子的角速度sr a d8.12sr a d1050 2320rvw 3- ，辊子的转速m i nr29.12230wn (说明：两牵引辊的角速度和线速 度都相同 )； 4、 前端铁丝牵引底辊： m inr083 2 3nnn1321 KFK ， 因为 1i20,19 ，所以 m inr08.323nL ， 则角速度sr a d8233sr a d30 14308323ww LK ； 5、 传动比的 初步 确定： 50i 2,1 ； 2i4,5 ； 50i 8,1 ； 50i11,12 ； 1i2,3 ； 1i5,6 ； 2i8,9 ； 2i12,13 ； 1i3,4 ； 1i 7,1 ； 1i9,10 ； 25 6115 9. 2 720 0i 1 3 ,1 4 ； 1i19,20 ； 1i17,18 ； 635.11 2 2 .2 9200i 1 5 ,1 6 ； 6 第三章 齿轮传动的设计 3.1 设计概论 3.1.1 电动机的选择 据总机工率，由机械设计课程设计第三版，电机的选择，选择 Y100L-6，同步转速 minr1000 ， 6极，额定功率 1.5kw，满载转速 minr940 7 。 3.1.2 功率的计算 1 选择带的传动效率 950 8 ； 齿轮的传动效率 970 ； 链的传动效率 920 ； 轴承的传动效率 980 ； 2 计算各轴的功率 （设计时所用功率） 及转矩 ： 功率： 转矩： m68. 04NmN2001. 4259550T 1. 425 kw9501. 5kwP FF m6 4 . 7 0 NT 1 . 3 5 5 k w0 . 9 89701 . 4 2 5 k wP EE m7 4 N.62T 3 1 4 k w.197098.01 . 4 2 5 k wP D2D m5 9 . 6 4 NT 1 . 2 4 9 k w0 . 9 89701 . 3 1 4 k wP CC m6 1 . 5 5 NT 1 . 2 8 9 k w98.09701 . 4 2 5 k wP G22G m7 3 . 3 9 NT 1 . 2 2 4 k w0 . 9 89701 . 2 8 9 k wP HH m5 2 . 8 1 NT 1 . 1 0 6 k w97.09801 . 4 2 5 k wP J55J m1 1 4 . 2 7 NT 1 . 2 2 1 k w0 . 9 89709201 . 4 2 5 k wP B2B m1 0 8 . 6 6 NT 1 . 1 6 1 k w9709801 . 2 2 1 k wP AA m3 7 . 9 8 NT 1 . 2 8 5 k w0 . 9 89201 . 4 2 5 k wP KK m3 6 . 1 2 NT 1 . 2 2 2 k w0 . 9 89701 . 2 8 5 k wP LL 7 3.1.3 所有齿轮的转速（ minr ） 的计算： minr200n1 ； minr200n2 ； minr400n3 ； minr400n4 ； minr200n5 ； minr200n6 ； minr200n7 ； minr400n8 ； minr200n9 ； minr200n10 ； minr200n11 ； minr400n12 ； minr200n13 ； m inr159.27n14 ； minr200n15 ； m inr102.04n16 ； m inr102.04n17 ； m inr102.04n18 ； m inr083 2 3n19 ； m inr08323n20 ； 3.2 齿轮 1、 2 的设计校核 9 3.2.1 齿轮的选择 选用直齿圆柱齿轮传动，精度为 7级 ； 齿轮 1（大齿轮）选用材料为 45 钢（调制），硬度为 240HBS 齿轮 2（小齿轮）选用材料为 40Cr（调制），硬度为 280HBS，而这材料硬度差为 40HBS； 选择齿轮 1 的齿数 54Z1 ， 因为 50i1,2 ，所以 27Z2 ； 20 ； 3.2.2 按齿面接触强度设计 设计公式 32HEHdt1ZZ1T2Kd 确定公式内各计算数值： （ 1） 齿轮 1所在轴的转矩 mm68040NT 1 （ 2） 由机械设计（第七版） P200， 试选载荷系数 31Kt （ 3） 机械设计（第七版）图 10-30， 选区域系数 52ZH （ 4） 传动比已知 50i2,1 （ 5） 选定齿宽系数 50d 8 （ 6） 求许用接触应力 SK limN 1） 选 取疲劳强度安全系数 1SSH 2） 选取寿命系数 9h1 102 . 5 9153 0 08232 0 0606 0 n j LN 9h2 104 5 6.3153 0 08224 0 0606 0 n j LN 所以查表得： 910KHN1 890KHN2 3） 按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 570MPaH lim 1 630MPaH lim 2 取失效率为 1 7 M P a51815 7 0M P a910H1 5 6 0 . 7 M P a16 3 0 M P a890H2 选取较小的数值作为 7M Pa.518H (7)材料的弹性影响系数 21E 8M P a189Z 计算 （ 1） 试算齿轮 1得分度圆直径1td9 6 . 1 3 m m7.518 81895250 15050 68040312d 321t （ 2） 计算圆周速度 sm006.1100060 2009 6 . 1 314.3100060 ndv 11t （ 3） 计算齿宽 b 0 6 5 m m.48dddi 2t1t2t2,1 由0 3 m m.240 6 5 m m.485.0db 2td （ 4） 计算齿宽与齿高之比 hb 9 模数 1 .7 8 m m549 6 .1 3Zdm11tt 齿高 4 .0 m m1 .7 825.22 5 m.2ht 64.024.03hb （ 5） 计算载荷系数 根据 sm006.1v ， 7 级精度，查得动载荷系数 05.1KV ； 使用系数 0.1KA ； 直齿轮，假设 mN100bFK tA ，查得 2.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮 悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH 2 4 . 0 31023.05.0)5.07.61(18.01 . 1 2 322 246.1 由 246.1K,6hbH 查得 2.1KF ； 所以载荷系数 57.1246.12.105.10.1KKKKKHHVA （ 6） 按实际的载荷系数校正所算分度圆直径 1 0 2 . 3 7 m m3.1 57.19 6 . 1 3KKdd 33 t1t1 （ 7） 计算模数 1 .8 9 6541 0 2 .3 7Zdmn1 ，取标准模数 2.0mmm 3.2.3 按齿根弯曲强度校核 （按实际功率） 1）校核齿轮 1 54Z1 20 （ 1）校核公式213d SaFa1SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 由实际功率 m1N.19nP9550T2kw.0P 10 所以 16N.373102 . 37101.192d2TF 311t ； 计算SaFa Y,Y查表得：当 70.1Y,32.2Y50ZSaFa 时，当 73.1Y,28.2Y60ZSaFa 时，所以当 Z=54 时，有差值法得 7 1 2.1Y,3 0 4.2YSaFa ； 实际 转矩 1Nm.19T ，齿宽系数 5.0d ,模数 2.0mmm ，齿数 54Z1 ； 动载荷系数 512.12.12.105.10.1KKKKKFFVA 5 3 M P a.195425.0 712.1304.219100512.12 23F （ 2） SK limN 由图查得弯曲疲劳强度极限 480MPaFlim 1 ， 500MPaFlim 2 ； 由寿命查得寿命系数 820KFN1 ， 8150KFN2 ； 弯曲疲劳强度系数 S=1.3； 所以 7 7 M P a.3021 . 34 8 0 M P a820F1 313 . 46 M P a1. 3500 M P a8150F2 所以 F1F1 ，满足使用要求。 2)校核齿轮 2 （ 1）校核公式223d SaFa2SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 16N.373Ft ； 齿宽系数 5.0d ； Z=27 查表可得 60.1Y,57.2YSaFa ； 载荷系数 K 11 1 8 5 m m.515.037.1 0 2iddddi 2,112122,1 sm0715.1100060 4005 1 . 1 8 514.3100060 ndv 22 ， 7 级精度则 05.1KV ， 使用系数 0.1KA ， 直齿轮， 因为mN10053.1503.24 16.3731bFK tA ，查得 2.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.2473 所以由 2473.1K,6hbH 查得 24.1KF 5 6 2 4.124.12.105.10.1KKKKK FFVA 所以 8 2 M P a.02725.0 60.157.216.37356.1 23F2 所以 2FF2 ，满足使用要求。 3.2.4 几何尺寸的计算 1） 计算分度圆直径 1 0 8 .0 m m254mZd 11 5 4 .0 m m227mZd 22 2） 计算中心矩 0 m m.81mm20.540.1 0 82dda 21 3） 计算齿轮宽度 0 m m.275 4 .0 m m5.0db 2d 取 0mm.27B 1 0mm.32B 2 4） 验算 7N.3 5 3N1 0 81 9 1 0 02d2TF11t mmN100mmN1.13mmN27 7.3531b FK tA ，合适。 12 3.3 齿轮 3、 4、 5、 6、 7、 8、 9、 10 的设计校核 3.3.1 设计概要 因为齿轮 2、 3 齿轮 3、 4 的传动比都是 1，而该机器的受力较小，无冲击，所以可以选择 2、 3、 4齿轮为相同的齿轮；因为齿轮 4、 5 的传动比是 2，齿轮 5、 6 的传动比是 1，可以选择齿轮 5、 6 与齿轮 1是相同的齿轮。 同理：齿轮 7、 9、 10 是与齿轮 1相同的齿轮，齿轮 8是与齿轮 2 相同的齿轮。 因为齿轮 1、 2 的设计满足要求，所以与他俩分别相同的齿轮也满足使用要求。 3.3.2 设计中需要注意的问题 1、 齿轮 1、 7的中心矩 0mm.108a ， 若 9 6 m mdm inr200nFF 则， 所以小横刀刀尖所走过的圆的直径 120mmd 。 设刀伸出辊子的长度 6mml ，则圆辊的直径 114mmd E 所以该轴的角速度sr a d93.2032030nw E ，线速度 sm256.1vE 2、 齿轮 9、 10 的中心矩 0mm.108a ， 若 9 6 m mdm inr200nDD 则，线速度 sm256.1vvEC 。 所以铁丝切断刀与 小横刀的设计类似 。 3.3.3 齿轮 1-10 各参数列 表 表 3-1 齿数 直径 (mm) 模数 转速 齿宽 (mm) 1 54 108 2 200 27 2 27 54 2 400 32 3 27 54 2 400 32 4 27 54 2 400 32 5 54 108 2 200 27 6 54 108 2 200 27 7 54 108 2 200 27 8 27 54 2 400 32 9 54 108 2 200 27 10 54 108 2 200 27 参 数 名 称 13 3.4 齿轮 11、 12、 13、 14 的设计校核 3.4.1 设计 内容 已知： m inr200nnGF ， 1 2 0 m md,9 6 m mdHG ； 设计 时必须满足1413HG dddd ； 所以可以设计齿轮 13的分度圆直径 96ddG13 ， 设计齿轮 14 的分度圆直径 120dd H14 ； 25.196120i 14,13 ； 96ddddddddii1nn 131111131213111212,1311,12GF ； 若令 5.0i12,11 ，则 2i13,12 48d12 ； 设定该轮系的模数 2.0mmm ，则 60Z,24Z,48ZZ14121311 ； 齿宽系数 5.0d ， 0 m m.244 8 .0 m m5.0db12d ， 19b,30b,24bb 14121311 。 3.4.2 按齿根弯曲强度校核（按实际功率） 1） 校核齿轮 11 48Z11 20 ； 选用直齿圆柱齿轮传动，精度为 7级； 齿轮 11（大齿轮）选用材料为 45 钢（调制），硬度为 240HBS 齿轮 12（小齿轮）选用材料为 40Cr（调制），硬度为 280HBS，而这材料硬度差为 40HBS； 校核公式223d SaFa2SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 由实际功率 m65N.28nP9 5 50T6kw.0P 所以 88N.59696 1065.282d2TF3t ； 齿宽 24b11 ，模数 2.0mmm 14 计算SaFa Y,Y查表得：当 68.1Y,35.2Y45ZSaFa 时，当 70.1Y,32.2Y50ZSaFa 时，所以当 Z=48 时，有差值法得 6 9 2.1Y,3 3 2.2YSaFa 载荷系数 K sm0048.1100060 2009614.3100060 dnv ， 7 级精度则 05.1KV ， 使用系数 0.1KA ， 直齿轮，因为mN10087.24N24 88.5961bFK tA ，查得 3.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.25 所以由 25.1K,6hbH 查得 24.1KF 1 . 6 924.13.105.10.1KKKKK FFVA 所以 0 5 M P a.830.224 692.1332.288.59669.1F2 （ 2） SK limN 由图查得弯曲疲劳强度极限 480MPaFlim 1 ， 500MPaFlim 2 弯曲疲劳强度系数 S=1.3； 选取寿命系数 8h11 1064.8153 0 08212 0 0606 0 n j LN 9h12 104 5 6.3153 0 08224 0 0606 0 n j LN 所以查表得： 860KFN11 820KFN12 53M P a.3171. 3480 M P a86011F1 38M P a.3151. 3500 M P a82012F 所以 11FF11 ，满足使 用要求。 2） 校核齿轮 12 24Z12 20 ； 15 校核公式223d SaFa2SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 88N.59696 1065.282d2TF3t ； 齿宽 30b12 ，模数 2.0mmm 计算SaFa Y,Y查表得：当 58.1Y,65.2Y24ZSaFa 时， 载荷系数 K sm0048.1100060 4004814.3100060 dnv ， 7 级精度则 05.1KV ， 使用系数 0.1KA ， 直齿轮，因为mN10090.1930 88.5961bFK tA ，查得 3.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.25 所以由 25.1K,6hbH 查得 24.1KF 1 . 6 924.13.105.10.1KKKKK FFVA 所以 3 9 M P a.700.230 58.165.288.59669.1F2 所以 12FF12 ，满足使用要求。 3） 齿轮 13 是与齿轮 11 相同的齿轮，因此，齿轮 13 也满足使用要求。 4） 校核齿轮 14 60Z14 20 齿轮 14（大齿轮）选用材料为 45 钢（调制），硬 度为 220HBS， 与齿轮 13 材料硬度差为 20HBS 校核公式223d SaFa2SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 m90N.3027.159 52.09550T52kw.097.098.06.0P 33 所以 07N.515120 1090.302d2TF3t ； 16 齿宽 19b14 ，模数 2.0mmm 计算SaFa Y,Y查表得：当 73.1Y,28.2Y60ZSaFa 时， 载荷系数 K sm00.1100060 27.15912014.3100060 dnv ， 7级精度则 05.1KV ， 使用系数 0.1KA ， 直齿轮，因为mN10012.2719 07.5151bFK tA ，查得 3.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.245 所以由 245.1K,6hbH 查得 238.1KF 1 . 6 92 3 8.13.105.10.1KKKKK FFVA 所以 35M P a.900.219 73.128.207.51569.1F 1 4 2） SK limN 由图查得弯曲疲劳强度极限 460M PaFlim 14 弯曲疲劳强度系数 S=1.3； 选取寿命系数 8h14 1088.6153 0 082127.1 5 9606 0 n j LN 所以查表得： 860KFN14 3 1 M P a.3041 . 34 6 0 M P a86014F1 所以 14FF14 ，满足使用要求。 17 3.4.3 齿轮 11-14 各参数列 表 表 3-2 齿数 直径 (mm) 模数 转速 齿宽 (mm) 11 48 96 2 200 24 12 24 48 2 400 30 13 48 96 2 200 24 14 60 120 2 159.27 19 3.5 齿轮 15、 16 的设计校核 3.5.1 已知条件 635.1i15,16 ， minr200n 15 ， m inr122.29n 16 ， m 35N.95T B 。 3.5.2 设计内容 1、 选用直齿圆柱齿轮传动，精度为 7 级； 齿轮 15（小 齿轮）选用材料为 40Cr（调制），硬度为 280HBS 齿轮 16（ 大 齿轮）选用材料为 45 钢 （调制），硬度为 240HBS，而这材料硬度差为 40HBS； 选择 小 齿轮 15 的齿数 30Z15 ，因为 1.653i1,2 ，所以 49Z16 （取整数） ； 20 ； 2、 按齿面接触强度设计 设计公式 32HEHdt1ZZ1T2Kd 确定公式内各计算数值： （ 1）齿轮 15的转矩 mm5 9 6 8 N.620 . 9 216 8 . 0 4iTT1 1 , 1 5F15 （ 2） 试选载荷系数 31Kt （ 3） 选区域系数 52ZH （ 4） 传动比已知 635.1i15,16 （ 5） 选定齿宽系数 50d （ 6） 求许用接触应力 参 数 名 称 18 1） 选取疲劳强度安全系数 1SSH 2） 选取寿命系数 8h15 108 . 6 4153 0 08212 0 0606 0 n j LN 8h16 1028.5153 0 082129.1 2 2606 0 n j LN 所以查表得： 930KHN15 960KHN16 按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 630M PaH lim 15 570M PaH lim 16 取失效率为 1 9M P a5851630 M P a93015H 5 4 7. 2 M P a15 7 0M P a96016H 选取较小的数值作为 547.2M PaH （ 7）材料的弹性影响系数 21E 8M P a189Z 计算 （ 8） 试算齿轮 15 得分度圆直径1td7 3 . 3 4 m m5 4 7 . 2 818952635.1 11 . 6 3 550 8.62596312d 3215t （ 9） 计算圆周速度 sm0 . 7 6 8100060 2007 3 . 3 414.3100060 ndv 1515t （ 10） 计算齿宽 b 及模数 3 6 .6 7 m m7 3 .3 4 m m5.0db 15td 模数 4 m m.2307 3 .3 4Zdm151 5 tt 齿高 5 m m.52 .425.22 5 m.2ht 6.67hb （ 11） 计算载荷系数 根据 sm0.768v ， 7级精度，查得动载荷系数 03.1KV ； 19 使用系数 0.1KA ； 直齿轮，假设 mN100bFK tA ，查得 2.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH 3 6 . 6 71023.05.0)5.07.61(18.01 . 1 2 322 249.1 由 24 86.1K,6. 67hbH 查得 19.1KF ； 所以载荷系数 544.1249.12.103.10.1KKKKKHHVA （ 12） 按实际的载荷系数校正所算分度圆直径 7 7 . 6 6 m m3.1 5 4 4.17 3 . 3 4KKdd 33 t15t15 （ 13） 计算模数 59.2307 7 .6 6Zdm1515 ，取标准 模数 2.5mmm 3.5.3 按齿根弯曲强度校核 （按实际载荷） 1）校核齿轮 15 30Z15 20 （ 1）校核公式2153d SaFa15SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 由实际功率 m23N.3200 068.09550T068kw.00. 9298.0075.0P 1 8N.83N7 7. 6 63 23 02d2TF t ； 计算SaFa Y,Y查表得： 当 Z=30 时， 6 25.1Y,52.2YSaFa ； 模数 2.5mmm 动载荷系数 47.119.12.103.10.1KKKKKFFVA 4 6 M P a.52 . 53 6 . 6 7 625.152.218.8347.1F 20 （ 2） SK limN 由 机械设计（第七版） 图 10-20 查得弯曲疲劳强度极限 500M PaFlim 15 ，480M PaFlim 16 弯曲疲劳强度系数 S=1.3； 选取寿命系数 所以查表得： 880KFN15 890KFN116 4 6 M P a.3381 . 35 0 0 M P a88015F 328 . 62 M P a1. 3480 M P a89016F 所以 15FF15 ，满足使用要求。 2）校核齿轮 16 49Z16 20 校核公式2153d SaFa15SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 18N.83Ft ； 计算SaFa Y,Y当 Z=49 时， 70.1Y,3 24.2YSaFa ； 模数 2.5mmm 动载荷系数 使用系数 0.1KA ； 1 2 6 . 9 7 m m7 7 . 6 6635.1ddd635.1i 16151616,15 ， sm0 . 8 1 3100060 1 2 2 . 2 91 2 6 . 9 714.3100060 ndv 1616t ， 根据 sm0.813v ， 7级精度，查得动载荷系数 03.1KV ； 直齿轮， mN100mN08.240 18.830.1bFK tA ，查得 3.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， 21 b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.25 所以 19.1KF 61.12.13.10 2 7.10.1KKKKK FFVA 2 9 M P a.52 . 540 70.1324.218.8361.1F 1 6 所以 16FF16 ，满足使用要求。 3.5.4 几何尺寸的计算 1） 计算分度圆直径 0 m m.752 .530mZd 1515 5 m m.1225.249mZd 1616 2） 计算中心 距 7 5 m m.98mm25.1 2 20.752dda 1615 将中心距 圆整为 99mm 3） 计算齿轮宽度 3 7 .5 m m7 5 .0 m m5.0db 15td 取 0mm.38B16 45mmB15 4） 验算 1 3N.86N753 23 02d2TF t mmN100mmN27.2mmN38 13.861b FK tA ，合适。 3.6 齿轮 17、 18 的设计校核 3.6.1 设计概要 已知： m inr29.12 2nnBA ， )5 0 m m (dd BA 牵引铁丝部分 ； 设计时必须满足1817BA dddd ； 所以可以设计齿轮 17、 18 的分度圆直径 50dddA1817 ， 22 1i 18,17 所以齿轮 17、 18 的设计参数如下： 50dd 1817 设定该轮系的模数 2.0mmm ，则 25ZZ1817 ； 齿宽系数 5.0d ， 0 m m.255 0 .0 m m5.0db12d ， 因此，齿轮 17、 18 设 计成一样的齿轮。 3.6.2 按齿根弯曲强度校核（按实际载荷） 校核齿轮 17 25Z17 20 ； 1、 选用直齿圆柱齿轮传动，精度为 7 级； 齿轮 17 选用材料为 45 钢（调制），硬度为 240HBS， 校核公式223d SaFa2SaFatF ZmYY2K TbmYYKF 确定公式内各计算数值 实际功率 m0N.5122 . 29064.09550T064kw.00. 970. 9298.0075.0P 2 2 0 0 N50 100.52d2TF 3t ； 齿宽 25b17 ，模数 2.0mmm 计算 SaFa Y,Y查表得：当 59.1Y,62.2Y25ZSaFa 时， 载荷系数 K sm32.0100060 29.1225014.3100060 dnv ， 7 级精度则 02.1KV ， 使用系数 0.1KA ， 直齿轮，因为mN100mN8252001bFK tA ，查得 2.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.246 23 所以由 246.1KH 查得 238.1KF 1 . 5 2238.12.102.10.1KKKKK FFVA 所以 33M P a.250.225 59.162.220052.1F 1 7 2、 SK limN 由 机械设计（第七版） 图 10-20 查得弯曲疲劳强度极限 480M PaFlim 17 ； 弯曲疲劳强度系数 S=1.3； 选取寿命系数 8h17 1028.5153 0 082129.1 2 2606 0 n j LN 所以查表得： 8670KFN17 1 2 M P a.3201 . 34 8 0 M P a867017F1 所以 17FF17 ，满足使用要求。 3.6.3 齿轮 15、 16、 17、 18 的参 数 列表 ： 表 3-3 齿数 直径 (mm) 模数 转速 传动比 齿宽 (mm) 15 30 75 2.5 200 45 16 49 122.5 2.5 122.29 38 17 25 50 2 122.29 25 18 25 50 2 122.29 25 3.7 齿轮 19、 20 的设计校核 3.7.1 设计概要 sr a d82.3330nwm i nr08.323nm i nr200nnn1321KKFFK ， 所以 6 0 m md1 4 m m.59d KK ，取； 设计时需要满足2019LK dddd ， sm1vvLK ； 参 数 名 称 24 若设计齿轮参数如下： 1 2 0 m mdd6 0 m mdd 2i 20L19K20,19 ， m i nr54.1 6 1n,sr ad91.16w2nnwwi 20202019201920,19 。 取模数 2.0mmm ，则两齿轮的齿数 30Z19 60Z20 ； 齿宽系数 5.0d ， 0 m m.306 0 .0 m m5.0db19d 取 0mm.30B20 35.0mmB19 3.7.2 按齿根弯曲强度校核（按实际载荷） 选用直齿圆柱齿轮传动，精度为 7级； 齿轮 19（小齿轮）选用材料为 40Cr（调制），硬度为 280HBS 齿轮 20（大齿轮）选用材料为 45 钢（调制），硬度为 240HBS，而这材料硬度差为 40HBS； 1）校核齿轮 19 30Z19 20 ； 校核公式23d SaFaSaFatF ZmY2 K T YbmYYKF （ 1） 确定公式内各计算数值 由实际功率 m0N.4mN323 . 08135.09550T135kw.00. 9298.015.0P 3 3 N.1 3 360 100.42d2TF 3t ； 齿宽 35.0mmb19 ，模数 2.0mmm 计算SaFa Y,Y查表得：当 6 2 5.1Y,52.2Y30ZSaFa 时， 载荷系数 K sm01.1100060 08.3236014.3100060 dnv ， 7 级精度则 05.1KV ， 使用系数 0.1KA ， 25 直齿轮，因为mN10081.3351 3 3. 3 31bFK tA ，查得 3.1KKFH ； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b1023.0)7.61(18.012.1K 32d2dH =1.25 所以由 25.1KH 查得 24.1KF 1 . 6 924.13.105.10.1KKKKK FFVA 所以 18M P a.130.235 625.152.233.13369.1F 1 9 （ 2） SK limN 由 机械设计（第七版） 图 10-20 查得弯曲疲劳强度极限 500M PaFlim 19 ，480M PaFlim 20 弯曲疲劳强度系数 S=1.3； 选取寿命系数 9h19 1040.1153 0 082108.3 2 3606 0 n j LN 8h20 1098.6153 0 082154.1 6 1606 0 n j LN 所以查表得： 840KFN19 880KFN120 3 2 3 . 08 M P a1 . 35 0 0 M P a84019F 3 2 4. 9 2 M P a1 . 34 8 0M P a88020F 所以 19FF19 ，满足使用要求