可调式钢筋弯曲机的设计

可调式钢筋弯曲机的设计摘要：本文在充分了解现在国内外钢筋弯曲机的基础上，分析各种弯曲机的优缺点，利用已有的样品及技术，通过鉴定改进，设计确定出了一种单人操作的可调式钢筋弯曲机。首先通过对现有两种钢筋弯曲机传动方案的分析与比较，再结合具体实例，确定了全齿轮转动方案，然后对所设计钢筋弯曲机的工作原理进行了描述，并对钢筋弯曲机的结构进行了详细的分析解释，在整个的设计中，对于结构的分析是非常重要的，它是本次设计的关键内容。其次在对结构分析清楚之后通过对GW-40钢筋弯曲机机构位置和动力参数的简单计算，参照现有工作台面的尺寸，制定了所设计钢筋弯曲机工作表面的各部件参数，由此计算出弯曲钢筋所需的扭矩从而确定了适合本弯曲机的电动机.其次根据电动机的参数分配好传动比并进行大量的计算确定了V带、各个齿轮以及轴的主要参数，来完成整体设计。对于可调式钢筋弯曲机的设计而言，角度的可调性也是设计的一个重要方面，它主要是靠控制设备来实现，故在本篇的最后两章对控制设备的选择和电机的选择作了简要的说明，由此完成了GW-40型可调式钢筋弯曲机的设计。关键词：钢筋弯曲机，全齿轮传动，结构分析，可调性太原工业学院毕业设计ThedesignoftheadjustablesteelbendingmachineAbstract：Onthebasisoffullyunderstandingofthedomesticandinternationalsteelbendingmachine，theanalyzingoftheadvantagesanddisadvantagesofvariousbendingmachines，usingofexistingsamplesandtechnology，throughidentificationandimprovement，designtodeterminethekindofadjustablebarbendingmachineforsingleoperation.Analysisandcomparisonoftwokindsofsteelbarbendingmachinetransmissionscheme，Combinedwithspecificexamples，Thewholegearrotationschemeisdetermined.Thentheworkingprincipleofthedesignofthesteelbarbendingmachineisdescribed，Andthestructureofthesteelbarbendingmachineisanalyzedindetail.Throughoutthedesign，itisveryimportanttoanalyzethestructure，anditisthekeycontentofthisdesign。Secondly，BysimplecalculationofthepositionanddynamicparametersoftheGW-40barbendingmachineaftertheanalysisofthestructureisclear，andrefertothesizeoftheexistingtable，Theparametersoftheworkingsurfaceofthesteelbarbendingmachineareformulated，Therebycalculatingthetorquerequiredforthebendingofthebarsoastodeterminethesuitablemotorforthisbendingmachine.Finally,accordingtotheparametersofthemotor,thetransmissionratioisallocatedandcarryoutalotofcalculations，andthemainparametersofVbelt,gearandshaftaredetermined，Completedtheoveralldesign.Forthedesignofadjustablesteelbarbendingmachine，angleofviewisalsoanimportantaspectofdesign，itmainlydependsonthecontrolequipmenttoachieve.Intheendofthischapter,thetwochaptergivesabriefdescriptionoftheselectionofthecontroldeviceandthechoiceofthemotor，thishascompletedthedesignoftheGW-40typeadjustablesteelbarbendingmachine.Keywords:Steelbarbendingmachine,，Fullgeardrive，Structureanalysis，Adjustable太原工业学院毕业设计I目录1前言.11.1设计的目的及意义.11.2国内外研究进展.12钢筋弯曲机传动方案的确定.32.1典型的钢筋弯曲机传动方案.32.2钢筋弯曲机的传动方案的确定.33钢筋弯曲机的工作原理以及工作装置的设计.43.1GW-40弯曲机的工作原理.43.2工作过程描述.53.3工作台面的各部分组成.54弯矩计算与电动机选择.74.1钢筋弯曲机所需主轴扭矩及其功率.74.2按40螺纹钢筋公称直径计算.74.3钢筋变形硬化后的终弯矩.74.4钢筋弯曲所需距.74.5电动机功率.74.6电动机的控制图（如图2所知）.85v带传动设计.95.1V带轮的设计计算.96圆柱齿轮设计.126.1选择材料.126.2按接触强度进行初步设计.126.3齿轮校核.136.4齿轮及齿轮副精度的检验项目计算.157第三级圆柱齿轮的设计.187.1选择材料.187.2按接触强度进行初步设计.187.3校核齿轮.197.4齿轮及齿轮副精度的检验项目计算.22太原工业学院毕业设计II8轴的设计.248.1计算作用在轴上的力.248.2计算支力和弯矩.248.3对截面进行校核.269.1计算作用在轴上的力.299.2计算支力和弯矩.299.3对截面进行校核.3110轴承的选择.3310.1滚动轴承选择.3311控制设备的选择.3411.1变频器的概述.3411.2变频器的工作原理.3412电机的选择.3612.1电动机的介绍.3612.2电机的选择原则.36结论.38参考文献.39致谢.40太原工业学院毕业设计11前言1.1设计的目的及意义本文设计的是可调式钢筋弯曲机的设计，钢筋弯曲机是建筑业常用的工程机械之一，主要是将钢筋加工成各种形状以满足生产需要，随着工业生产的发展，各种钢筋制品广泛地应用在现代工程领域的各个方面，如建筑、船舶、航天等行业，尤其在建筑上应用非常广泛。因此，有很多技术人员正在研究钢筋弯曲机，以实现高效率的生产。当前我国正在大力发展基础建设及城市化建设,各种建筑耗费了大量的钢筋，其中钢箍加工的效率和质量是最难解决的问题之一，钢箍不仅使用量非常大,而且形状和尺寸变化复杂,钢箍的制作在原钢筋加工中是劳动强度大，人力物力消耗大，低效率，低质量保证的环节。随着我国建筑行业的快速发展，为了响应政府及各建筑单位对钢筋制做自动化技术的迫切要求，急需一种适用范围广，效率高，消耗低，质量高的钢筋弯曲机。通过对比现今各种钢筋弯曲机的性能，不难发现仍有很多的不足之处，各零部件仍有很大设计余量，还有很大的发展改进潜力。因此，需要在原有各种钢筋弯曲机的基础上，对原有的传动能力和承载性能进行改进，设计一种满足高水准工程建设的需要，并且尽可能的扩大对钢筋的适用范围。1.2国内外研究进展在各种建筑工程中，大量使用钢筋弯曲机。因此，国内外有很多技术人员正在研究钢筋弯曲机，以实现高效率的生产。1991年黄立新完整地阐述了国产的Gw-4O型半自动钢筋弯曲机的工作原理；1993年chwarzhopt和Batonwork提出了生产钢筋的自动机床的主要特征及发展前景，同时提出了如何使钢筋生产达到自动化和计算机化；2000年，又生产了Twinmastic11。近来国产钢筋弯曲机的生产、使用呈现快速增长的趋势，其传动方案主要有两种，即“带-两级齿轮-蜗轮蜗杆传动”及“带-三级齿轮传动”，其中以“带-两级齿轮-蜗轮蜗杆传动”方案的弯曲机的生产、应用较为普遍，市场占有率高。随着所需加工弯曲的钢材尺寸逐渐加大，钢材技术性能的不断改良，在使用中发现有弯不动的情况或者电机发热严重的现象。从理论上讲，可以通太原工业学院毕业设计2过增加驱动电机的功率来解决此类问题，但这会增加产品的生产及使用成本，因此，设计生产性价比优良的钢筋弯曲机一直是生产厂家努力的目标。现行的钢筋弯曲机主要有两种传动方案，一种为电机通过一级带传动、两级齿轮传动、一级蜗轮蜗杆传动，简称蜗轮蜗杆传动方案。另一种为电机通过一级带传动、三级齿轮传动，简称全齿轮传动方案2。开发自动控制角度钢筋弯曲机是一个方向，也是钢筋弯曲机走出国门、参与国际竞争的关键，设计制造简单可靠的角度控制系统是关键，在钢筋弯曲机上，开发完善角度控制系统，可以使钢筋弯曲机与钢筋弯曲机的功能相重叠。为了钢筋弯曲机工作后可以自动归位，可以采用离合器单向传动技术，并通过扭力弹簧使工作盘归位7。也可采用液压传动的钢筋弯曲机，可以设计为既可以弯钢筋，又可以弯圆箍8，现在工程机械发展迅速，工程建设对各种机械的精度、效率要求也越来越高。工程建筑方面对钢筋的形状要求也越来越复杂，这就要求要有性能可靠，能够满足钢筋弯曲生产的弯曲机。但是钢筋弯曲机的发展却跟不上发展步伐，很大程度上阻碍了生产建设进度，浪费大量人力，增加建设成本。本文拟对钢筋弯曲机传动方案从传动效率、传动精度方面进行分析比较，提出一种传动方案的改良思路，以便广大用户更好地选择所需的机型，也有利于生产厂家设计生产满足市场需要的产品，促进国产钢筋弯曲机设计、生产、使用水平的进一步提高，解决目前钢筋弯曲机的局限性3。太原工业学院毕业设计32钢筋弯曲机传动方案的确定2.1典型的钢筋弯曲机传动方案现行的钢筋弯曲机主要有两种传动方案，一种为电机通过一级带传动、两级齿轮传动、一级蜗轮蜗杆传动，简称蜗轮蜗杆传动方案，如图所示：另一种为电机通过一级带传动、三级齿轮传动、简称全齿轮传动方案，如图：太原工业学院毕业设计42.2钢筋弯曲机的传动方案的确定通过粗略计算两种传动方案的传动精度以及传动效率，得出结论：（1）采用蜗轮蜗杆传动的钢筋弯曲机的传动效率远低于全齿轮传动的钢筋弯曲机，其使用过程中功率损失较大，这是机器对较大钢筋弯不动或者电机发热的主要原因；（2）采用蜗轮蜗杆传动的钢筋弯曲机的传动精度略高于全齿轮传动钢筋弯曲机。通过分析比较，认为采用全齿轮传动应为手动操作的钢筋弯曲机的优先考虑。并且通过结合现实案例，最终确定设计GW-40钢筋弯曲机，本机工作程序简单，弯曲形状一致，调整简单，操作方便，性能稳定，它能将Q23540圆钢或832螺纹钢筋弯曲成工程中所需形状。弯曲钢筋直径6-40mm工作盘直径400mm工作盘转数4转/分太原工业学院毕业设计53钢筋弯曲机的工作原理以及工作装置的设计3.1GW-40弯曲机的工作原理如图所示为钢筋弯曲机的工作原理图，该机的台面系统为弯曲钢筋的结构和工作原理系统，如图工作盘上有两个孔，圆心处用来插入中心销轴，另一个孔用来插入压弯销轴，工作盘外插入支承销轴。根据所弯钢筋直径的大小，首先通过调整压弯销轴、支承销轴所构成的直线与中心销轴之间的距离，使钢筋能顺利放入。工作平面由电动机带动齿轮传动进行旋转，当工作盘旋转时，中心销轴和压弯销轴都在转动，由于中心销轴在圆心上，圆盘虽然在动，但中心销轴并没有移动，而压弯销轴却围绕着中心销轴做圆弧转动，那么钢筋就被压弯销轴绕着中心销轴进行弯曲。改变中心销轴的直径（16、20、25、35、45、60、75、85、100），可保证不同直径的钢筋所需的不同的弯曲钢筋。并且在工作盘的圆周上标有360的刻度线，根据钢筋所需的弯曲角度，选择相应的角度，调整碰块的位置，当钢筋弯曲时，碰块与行程开关接触，通过行程开关使电动机达到正转和反转，实现钢筋弯曲的一次循环。太原工业学院毕业设计63.2工作过程描述将钢筋方在工作盘的中心销轴和压弯销轴之间，开动弯曲机使工作盘转动，当工作盘转动到一个位置时，压弯销轴也跟随一起转动，由于钢筋一端被支承销轴挡住不能自由运动，压弯销轴就迫使钢筋绕着中心销轴弯成相应的角度，如果工作盘继续旋转，压弯销轴也就跟随旋转。用倒顺开关使工作盘反转，压弯销轴回到一开始的位置并卸料，即一根钢筋的弯曲结束。不同直径的钢筋其弯曲半径一般是不同的，威力弯曲各种直径钢筋，在工作盘中间孔中换不同直径的中心销轴。该弯曲机通用性强，结构简单，操作方便，可将钢筋弯曲成各种角度。3.3工作台面的各部分组成1.中心销轴按规范规定，钢筋的弯曲半径是1.25倍钢筋直径，因此不同直径钢筋的弯曲半径是不同的，为了保证弯曲半径，应设计不同直径的心轴。根据设计要求设计不同直径即16、20、25、35、45、60、75、80、100.如弯曲直径6mm钢筋，弯曲半径是7.5mm，可选择16mm的中心销轴。2压弯销轴压弯销轴是和工作台一起旋转驱使钢筋弯曲成型的构件，一般压弯销轴孔和中心销轴孔的距离是一定值，压弯销轴至中心销轴的距离随着钢筋和中心销轴直径的变化而变化，一般讲压弯销轴和中心销轴空设计相同，压弯销轴定位80mm。3支承销轴支承销轴是组织钢筋随着压弯销轴旋转的附件，插在支承销轴孔上，支承销轴一般用心轴代替，为了便于钢筋弯曲时钢筋和支承销轴不发生摩擦，可在支撑销轴上加一个偏心套即可。太原工业学院毕业设计74工作圆盘的设计钢筋受力情况与有关的几何尺寸标记图1。设钢筋所需弯矩：Mt=sinsin0LFr式中F为压弯销轴对钢筋的作用力；Fr为F的径向分力;a为F与钢筋轴线夹角。Mt一定，当a越大时，压弯销轴及主轴径向负荷越小，为了减小负荷，应将弯曲机的工作圆盘直径加大，以增大压弯销轴到主轴的中心距离L。GW-40钢筋弯曲机的工作盘设计参数：工作盘直径400mm，压弯销轴直径80mm，中心销轴直径80mm，支承销轴80mm，L0=144mm，a=34，工作盘厚度B=100mm。太原工业学院毕业设计84弯矩计算与电动机选择4.1钢筋弯曲机所需主轴扭矩及其功率按照钢筋弯曲加工规范规定的弯曲半径来弯曲钢筋，其弯曲部分的变形量接近或超过材料的额定延伸率，并且钢筋应力应大于屈服极限，并产生塑性变形。4.2按40螺纹钢筋公称直径计算M0=K1Ws式中，M0为始弯矩，W为抗弯截面模数，K1为截面系数，对圆截面K1=1.7；根据于25MnSi螺纹钢筋M0=373（N/mm2）,则得出始弯矩M0=4058.24（Nm）4.3钢筋变形硬化后的终弯矩钢筋在弯曲变形时会出现变性硬化，硬化之后的终弯矩：M=（K1+K0/2Rx）Ws式中，K0为强化系数，K0=2.1/p=2.1/0.14=15,p为延伸率，对于25MnSi的p=14%，Rx=R/d0,R为弯心直径，R=3d0，则得出终弯矩M=10026.24（Nm）4.4钢筋弯曲所需距Mt=(M0+M)/2/K（Nm）式中，K为弯曲时的滚动摩擦系数，K=1.05按上述计算方法同样可以得出40钢筋弯曲所需弯矩：Mt=7394.4（Nm）,取较大者作为以下计算依据。4.5电动机功率由功率扭矩关系公式A0=Tn/9550=2.9KW,考虑到部分机械效率=0.75，则电动机最大负载功率：A=A0/=2.9/0.75=3.9（KW），电动机选用Y系列三相异步电太原工业学院毕业设计9动机，额定功率为eA=4（KW）,额定转速en=1440r/min。4.6电动机的控制图（如图2所知）图2钢筋弯曲电气图制动刹车电机反转电机正转太原工业学院毕业设计105v带传动设计5.1V带轮的设计计算电动机与齿轮减速器之间用普通v带传动，电动机型号选用为Y112M-4，额定功率P=4KW，转速1n=1440minr，减速器输入轴转速2n=514minr，输送装置工作时有轻微冲击，每天工作16个小时1.设计功率查表8122得：AK=1.2，dP=AKP=1.24=4.8KW2.选定带型根据dP=4.8KW和转速1n=1440minr，根据图812选定A型3.计算传动比=21nn=5141440=2.84.小带轮基准直径1dd查表8112、表8114取小带轮基准直径1dd=75mm5.大带轮的基准直径2dd大带轮的基准直径2dd=i1dd（1-）取弹性滑动率=0.022dd=i1dd（1-）=2.8)02.01(75=205.8mm实际传动比i=)1(12dddd=2.85从动轮的实际转速2n=in1=85.21440=505.26minr转速误差51426.5055142n=1.7%对于带式输送装置，转速误差在%5范围是可以的6.带速=10006014407510006011nd=5.62sm太原工业学院毕业设计117.初定轴间距0a0.7（1dd+2dd）20a（1dd+2dd）0.7（75+205）20a（75+205）1965600a取0a=400mm8.所需v带基准长度0dL0dL=20a+0212214)()(2adddddddd=24004)75205()20575(24002=800+439.6+10.56=1250.16mm查表818选取mmLd12509.实际轴间距a200ddLLaa=400mm10.小带轮包角11=0180-0123.57adddd=0062.18180=0012038.16111.单根v带的基本额定功率1p根据1dd=75mm和1n=1440minr由表8127（c）用内插法得A型v带的1p=0.68KW12.额定功率的增量1p根据min14401rn和85.2i由表8127（c）用内插法得A型v带的1p=0.17KW13.V带的根数Z太原工业学院毕业设计12Z=Ldkkppp)(11根据0138.161查表8123得k=0.95根据DL=1250mm查表得818得Lk=0.93Z=Ldkkppp)(11=93.095.0)17.068.0(8.4=6.38取Z=7根14.单根V带的预紧力0F0F=500（2)15.2mzpkd由表8124查得A型带m=0.10mkg则0F=500（2)15.2mzpkd=99.53N15.压轴力QFQF=2sin210ZF=2238.161sin753.990=1372N绘制工作图3.27图3带轮太原工业学院毕业设计136圆柱齿轮设计6.1选择材料确定limH和limF及精度等级参考表8324和表8325选择两齿轮材料为：大齿轮为40Cr，小齿轮为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-50HRc，精度等级为6级。按硬度下限值，由图838（d）中的MQ级质量指标查得limH=limF=1120Mpa；由图839（d）中的MQ级质量指标查得FE1=FE2=700Mpa,Flim1=Flim2=350MPa6.2按接触强度进行初步设计1.确定中心距a(按表8328公式进行设计)aCmAa(+1)321HKTmC=1483AK=1.7mNT164624.0MPaH1008mma175取mma2002.确定模数m(参考表834推荐表)m=(0.0070.02)a=1.44,取m=3mm3.确定齿数z1,z2z1=)1(2ma=)15.5(32002=20.51取z1=21z2=z1=5.521=115.5取z2=1164.计算主要的几何尺寸（按表835进行计算）分度圆的直径d1=mz1=321=63mm太原工业学院毕业设计14d2=mz2=3*116=348mm齿顶圆直径d1a=d1+2ha=63+23=69mmd2a=d2+2ha=348+23=353mm端面压力角020基圆直径d1b=d1cos=63cos200=59.15mmd2b=d2cos=348cos200=326.77mm齿顶圆压力角1at=arccos11abdd=31.0202at=arccos22abdd=22.630端面重合度a=21z1（tg1at-tg）+z2(tg2at-tg)=1.9齿宽系数d=1db=6380=1.3纵向重合度=06.3齿轮校核1.校核齿面接触强度（按表8315校核）强度条件：H=H计算应力：1H=ZHZBZEZZ11bdFKKKktHHVA2H=1HBDZ式中：名义切向力Ft=112000dT=6317.632000=2005N使用系数KA=1（由表8331查取）动载系数VK=（VAA200）B式中V=smnd7.110006051417.6310006011A=83.6B=0.4C=6.57VK=1.2太原工业学院毕业设计15齿向载荷分布系数KH=1.35（由表8332按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度KH34.1非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数0.1HK（由表8333查取）节点区域系数HZ=1.5（由图8311查取）重合度的系数77.0Z（由图8312查取）螺旋角系数80.0Z（由图8313查取）弹性系数MPaZE8.189（由表8334查取）单对齿啮合系数ZB=11H=2H=806320055.505.1180.077.08.1895.11143.17MPa许用应力：H=XWRVLNTHHZZZZZZSlimlim式中：极限应力limH=1120MPa最小安全系数limHS=1.1（由表8335查取）寿命系数NTZ=0.92（由图8317查取）润滑剂系数LZ=1.05（由图8319查取，按油粘度等于350sm）速度系数VZ=0.96（按,7.1sm由图8320查取）粗糙度系数RZ=0.9（由图8321查取）齿面工作硬化系数WZ=1.03（按齿面硬度45HRC，由图8322查取）尺寸系数XZ=1（由图8323查取）则：H=03.185.096.005.192.01.11120=826MPa满足HH2.校核齿根的强度（按表8315校核）强度条件：1F=1F许用应力：1F=FFVASaFantKKKKYYYYbmF；太原工业学院毕业设计16112212SFSFFFYYYY式中：齿形系数1FY=2.61，2FY=2.2（由图8315（a）查取）应力修正系数6.11SaY，77.12SaY（由图8316（a）查取）重合度系数Y=1.9螺旋角系数Y=1.0（由图8314查取）齿向载荷分布系数FK=NHK=1.3（其中N=0.94，按表8330计算）齿间载荷分配系数FK=1.0（由表8333查取）则1F=94.8MPa2F=1F77.1=88.3MPa许用应力：F=XlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlim（按limF值较小齿轮校核）式中：极限应力limF=350MPa安全系数limFS=1.25（按表8335查取）应力修正系数STY=2（按表8330查取）寿命系数STY=0.9（按图8318查取）齿根圆角敏感系数relTY=0.97（按图8325查取）齿根表面状况系数lTYRe=1（按图8326查取）尺寸系数XY=1（按图8324查取）则:F=MPa48997.09.0225.1350满足，2F1FF验算结果安全6.4齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1.确定齿厚偏差代号为：6KLGB1009588（参考表8354查取）2.确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考表8358查取）第公差组检验切向综合公差1iF，1iF=fPFF=0.063+0.009=0.072mm,(按表8369计算，由表8360，表8359查取)；第公差组检验齿切向综合公差1if，1if=0.6太原工业学院毕业设计17（tptff）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按表8369计算，由表8359查取）；第公差组检验齿向公差F=0.012（由表8361查取）。3.确定齿轮副的检验项目与公差值（参考表8358选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差wE。按齿厚偏差的代号KL，根据表8353m的计算式求得齿厚的上偏差ssE=-12ptf=-120.009=-0.108mm，齿厚下偏差siE=-16ptf=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差WSE=ssE*cos-0.72TFsin=-0.108cos020-0.72020sin36.0a=-0.110mm,下偏差wiE=siEcos+0.72TFsin=-0.144cos020+0.720.036sin020=-0.126mm；按表8319及其表注说明求得公法线长度knW=87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：110.0126.0652.87,对齿轮传动，检验中心距极限偏差f，根据中心距a=200mm，由表查得8365查得f=023.0；检验接触斑点，由表8364查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于70%；检验齿轮副的切向综合公差icF=0.05+0.072=0.125mm（根据表8358的表注3，由表8369，表8359及表8360计算与查取）；检验齿切向综合公差icf=0.0228mm，（根据8358的表注3，由表8369，表8359计算与查取）。对箱体，检验轴线的平行度公差，xf=0.012mm，yf=0.006mm（由表8363查取）。确定齿坯的精度要求按表8366和8367查取。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为50mm，其尺寸和形状公差均为6级，即0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。4.齿轮工作图图4大齿轮太原工业学院毕业设计18由于第一级齿轮传动比与第二级传动比相等，则对齿轮的选择，计算以及校核都与第一级一样太原工业学院毕业设计197第三级圆柱齿轮的设计7.1选择材料1.确定Hlim和Flim及精度等级。参考表8324和表8325选择两齿轮材料为：大齿轮为40Cr，小齿轮为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4850HRc，精度等级为6级。按硬度下限值，由图838（d）中的MQ级质量指标查得Hlim=Hlim=1120Mpa；由图839（d）中的MQ级质量指标查得FE1=FE2=700Mpa,Flim1=Flim2=350Mpa.7.2按接触强度进行初步设计1.确定中心距a(按表8328公式进行设计)aCmAa(+1)321HKTmC=1483AK=1.7mNT164624.0MPaH10086则a=325mm取a=400mm2.确定模数m(参考表834推荐表)m=(0.0070.02)a=2.88,取m=4mm3.确定齿数z1,z22004400221zzz1=)1(2ma=)16(44002=28取z1=28太原工业学院毕业设计20z2=172取z2=1724.计算主要的几何尺寸（按表835进行计算）分度圆的直径d1=mz1=428=112mmd2=mz2=1724=688mm齿顶圆直径d1a=d1+2ha=112+24=120mmd2a=d2+2ha=688+24=696mm齿根圆直径mmmmzdf1025.211mmmmzdf6785.222端面压力角020基圆直径d1b=d1cos=112cos200=107.16mmd2b=d2cos=688cos200=646.72mm齿顶圆压力角1at=arccos11abdd=07.262at=arccos22abdd=06.21端面重合度a=21z1（tg1at-tg）+z2(tg2at-tg)=1.15齿宽系数d=1db=6380=1.3齿宽mmab1604004.0纵向重合度=07.3校核齿轮1.校核齿面接触强度（按表8330校核）强度条件：H=H计算应力：1H=ZHZBZEZZ11bdFKKKktHHVA2H=1HBDZZ太原工业学院毕业设计21式中：名义切向力Ft=112000dT=6319102000=34107N使用系数KA=1（由表8331查取）动载系数VK=（VAA200）B式中V=smnd09.01000601711210006011A=83.6B=0.4C=6.57VK=1.05齿向载荷分布系数KH=1.35（由表8332按硬齿面齿轮，装配时检修调6级精度KH34.1非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数0.1HK（由表8333查取）节点区域系数HZ=1.5（由图8311查取）重合度的系数93.0Z（由图8312查取）螺旋角系数80.0Z（由图8313查取）弹性系数MPaZE8.189（由表8334查取）单对齿齿合系数ZB=11H=2H=806320055.505.1180.077.08.1895.11301.42MPa许用应力：H=XWRVLNTHHZZZZZZSlimlim式中：极限应力limH=1120MPa最小安全系数limHS=1.1（由表8335查取）寿命系数NTZ=0.92（由图8317查取）润滑剂系数LZ=1.05（由图8319查取，按油粘度等于350sm）速度系数VZ=0.96（按,7.1sm由图8320查取）粗糙度系数RZ=0.9（由图8321查取）齿面工作硬化系数WZ=1.03（按齿面硬度45HRC，由图8322查取）太原工业学院毕业设计22尺寸系数XZ=1（由图8323查取）则：H=03.185.096.005.192.01.11120=826MPa满足HH2.校核齿根的强度（按表8315校核）强度条件：1F=1F许用应力：1F=FFVASaFantKKKKYYYYbmF；112212SFSFFFYYYY式中：齿形系数1FY=2.61，2FY=2.2（由图8315（a）查取）应力修正系数6.11SaY，77.12SaY（由图8316（a）查取）重合度系数Y=1.9螺旋角系数Y=1.0（由图8314查取）齿向载荷分布系数FK=NHK=1.3（其中N=0.94，按表8330计算）齿间载荷分配系数FK=1.0（由表8333查取）则1F=94.8MPa2F=1F77.1=88.3MPa许用应力：F=XlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlim（按limF值较小齿轮校核）式中：极限应力limF=350MPa安全系数limFS=1.25（按表8335查取）应力修正系数STY=2（按表8330查取）寿命系数STY=0.9（按图8318查取）齿根圆角敏感系数relTY=0.97（按图8325查取）齿根表面状况系数lTYRe