買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 屆畢業設計 壓片成形 機 的設計 設計說明書 學生姓名 學 號 所屬學院 專 業 班 級 指導教師 日 期 塔里木大學教務處制 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 前 言 隨著生產規模與應用范圍不斷擴大，單沖式壓片機越來越被大家所了解與使用，同時人們也提出了許多新的性能要求。單沖式壓片機存在的缺陷制約了其應用范圍的進一步擴大，無法滿足一些特殊生產的需求，因此必須對現有單沖式壓片機的性能進行改進，使之適應新時代生產的需求。 單沖式壓片 機的結構中應用了曲柄滑塊機構與凸輪機構，進行力與動力的傳遞。曲柄主軸旋轉一周，壓片機依次完成充填、壓片和出片的工作循環。曲柄滑塊機構控制著上沖模的上下運行，并在壓片時提供主要壓力；凸輪機構控制著加料斗與下沖的運動，完成送料與出片運動。 。單沖式并不一定只有一副沖模工作，也可以有兩副或更多，但多副沖模同時沖壓，由此引起機構的穩定性及可靠性要求嚴格，結構復雜，不多采用。單沖壓片機是間歇式生產，間歇加料，間歇出片，生產效率較低，適用于試驗室和大尺寸片劑生產。 壓片機在現代生活中應用比較廣泛，其中以制藥行業最為突出。 本次畢業設計是對單沖壓片成形機進行了研究和設計。在本次的對壓片機構造和運動進行了分析。在這次的畢業設計中得到了指導教師的精心批評和糾正，并對壓片機中不是很合理的地方進行了修改和設計。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 符 號 表 r p 功率 kw 轉矩 N/m z 齒數 效率 i 傳動比 N 應力循環次數 m 模數 mm a 中心距 mm h 齒高 mm b 齒輪寬度 扭轉切應力 N 徑向力 N M 彎矩 N/mm 算應力 h v 速度 m/s 小帶輪包角 。 Z V 帶根數 N 0N 輪槽角 。 K 載荷系數 W 抗彎截面系數 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 目 錄 1 壓片機 總體 設計 . 6 . 6 數 據 . 6 . 6 . 6 . 8 . 8 . 8 . 8 . 10 2 沖壓機構的設計 . 12 3 凸輪機構的設計 . 15 . 10 . 10 4 減速器的設計 . 19 . 19 . 19 . 19 . 19 . 20 . 20 . 20 . 23 . 24 . 25 . 25 . 25 . 25 . 26 . 26 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 . 26 . 26 . 27 5 帶傳動的設計 . 28 動帶的設計 . 28 定計算功率，選擇 . 28 擇帶輪的基準直徑和驗算帶數 . 28 定中心距 a和 . 29 輪的設計 . 29 6 鏈傳動的設計 . 30 . 30 緊和潤滑 . 31 . 31 . 31 . 31 . 32 7 經濟技術性分析 . 33 結束語 . 34 致 謝 . 35 參考文獻 . 36 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 1 壓片 成形 機 總體 設計 計題目分析 數 據 沖頭壓力： 1 5噸 (150000N)； 生產率： 每分鐘 2 5片； 機器運轉不均勻系數： 1 0； 驅動電機： 2.8 1410 r 片劑規格： 直徑 40 厚度 5總功能分析 總功能分析 根據題目要求，要最終將干粉壓制成片坯。若要求獲得質量較好的成品，可采用諸多方法。下面采用黑箱法進行分析： 圖 箱法分析 由黑箱法分析可得到：為了達到高效、方便的目的，采用機械自動加工的方法比較好，因此，本題采用了自動加工的方法壓制片坯。 總功能分解 設計干粉壓片機，其總功能可以分解成以下幾個工藝動作： 送料機構：為間歇直線運動 ,這一動作可以通過凸輪上升段完成 篩 料：要求篩子往復震動 推出片坯：下沖頭上升推出成型的片坯 送成品：通過凸輪推動篩子來將成型的片坯擠到滑道 上沖頭往復直線運動，最好實行快速返回等特性 下沖頭間歇直線運動 機械系統轉換功能圖 圖 作原理 壓片機是將陶瓷干粉料壓制成直徑為 40度為 5圓形片坯。如圖 示，其工藝買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 過程是 ： 圖 干粉料均勻篩入圓筒形型腔（圖 下沖頭下沉 3 防上沖頭進入型腔時把粉料撲出 (圖 上、下沖頭同時加壓 (圖 保壓一段時間，保壓時間 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯（圖 篩料推出片坯 (圖 根據工藝流程及要求大致可繪制出壓片機的示意圖，如圖 圖 片機傳動示意圖 形式 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 顯然該壓片機應有三套機械傳動系統所組成，即實現上沖頭運動的加壓傳動系統，實現下沖頭運動的輔助加壓傳動系統，實現料篩運動的上、下料傳動系統。這三套傳動系統中的上沖頭、下沖頭、料篩即為三個執行構件，它們的運動特性分別為： a)上沖頭完成往復 (鉛垂上下 )直移運動，在下移至終點后有短時間停歇 (起保壓作用 )。又因沖頭上升后要留有料篩進入的空間，故沖頭的行程約為 9 0100頭還受有較大的力。若機構主動件一轉 (2 )完成一個運動循環，則上沖頭位移線圖的形狀大致如圖 b) 下沖頭也作上下直移 運動，其運動規律較復雜，自初始位置先下沉 3 后上升 8停歇保壓，繼而上升 1 6料篩將片坯推離沖頭后再下移 2 1 頭也受有較大的力。其位移線圖大致如圖 示。 c) 料篩作水平直移運動，其運動規律也較復雜。先在模具型腔上方往復振動料篩，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料篩再在臺面上右移 4 55 0開成形片坯。可看出料篩受力不大。其位移線圖大致如圖 圖 擬定運動循環圖的目的是確定各機構執行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。根據上述工藝動作順序可以擬定出表示三套傳動系統中三個執行構件運動循環協調配合關系的運動循環圖，如圖 示。由于上沖頭所在的系統為主傳動系統，其原動件每一轉便完成一個運動循環，所以擬定運動循環圖時，以該原動件的轉角為橫坐標 (0 3 6 0 )，以各執行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線 (運動循環圖上的位移曲線 主要著眼于運動的起迄位 置，而不必準確表示其運動規律，故圖上位移曲線均由直線段組成 )。 料篩退出加料位置 (圖 )后停歇。料篩剛退出，下沖頭即開始下沉 3 中 )。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處 (圖中 )，待上沖頭到達臺面下 3沖頭開始上升，對粉料兩面加壓，這時上、下沖頭各移動 8中 )，然后兩沖頭停歇保壓 (圖中 )，保壓時間約 ，即相當于原動件轉 60左右。以后上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并緩慢地向上移動到和臺面平齊，頂出成形片坯 (圖中 )。下沖頭停歇待卸 片坯時，料篩推進到型腔上方推卸片坯 (圖中 )。下沖頭下移 21篩振動粉料 (圖中 )進入下一個循環。 由上述分析可知，壓片機機構有三個分支：一為實現上沖頭運動的主加壓機構；二為實現下沖頭運動的輔助加壓機構；三是實現料篩運動的上、下料機構。此外，當各機構按運動循環圖確定的相位關系安裝以后，應能作適當的調整，故在機構之間還需設置能調整相位的環節 (也可能是機構 )。要完成上述幾種機構的設計，對課程設計來說，工作量太大，因此，這里也只就其中的一個機構 主加壓機構敘述其設計過 程。 a 執行構件運動線圖 b 壓片機運動 循環圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 實現上沖頭運動的主加壓機構應有下述幾種基本運動功能： a) 上沖頭要完成每分鐘 2 5次往復直線運動，所以該系統的原動件轉速應為 2 5 r m i n，若以電動機作為原動機，則該傳動系統應有減速功能。 b) 因上沖頭是往復直線運動 (輸出 )，故該系統要有運動形式轉換功能，即由單向連續轉動變為住復運動。 c) 因有保壓階段，故上沖頭在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因沖頭受到壓力較大，所以希望機構具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率較大的原動機。 先取上述 a)、 b)、 c)三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機構來實現，可組合成許多種方案。在這許多方案中，有些機構，如曲柄滑塊機構，就兼有運動轉換和交替換向的功能。這樣，有些方案的動作結構或機構組合就顯得繁瑣而不合理，因而可以直觀進行判斷，從而舍棄一些方案。例如，我們可從中選出如圖 種做法似乎比較繁瑣，但它的好處是可以開闊思路，盡量考慮周全，少漏掉一些可行方案。特別對于初次進行設計者更屬必要。 由于上沖頭在下移行程的末端還有停歇和增力的附加要求，所以對上述方案要再作增改。 a)方案一 b)方案二c)方案三 d)方案四圖 片機加壓機構的四個方案 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 圖 按停歇要求補充的幾個方案 要使機構從動件 (執行構件 )在行程中停歇，即運動速度為零，大致有下述幾種辦法： (1) 如圖 方案一、三用轉動凸輪推動從動件，則與從動件行程末端相應的凸輪廓線用同心圓弧廓線時，從動件在行程末端停歇。曲線導桿機構 (圖 有同樣的作用。 (2) 使機構的運動副或運動鏈暫時脫離，這可采用基本機構的變異機構，如槽輪機構 (圖 也可采用換向機構或離合器 (圖 當換向輪處于中間位置時，從動件 A、 B 螺桿停歇。 (3) 在機構串聯組合時，使兩機構的從動件均在速度零位時串接。因為速度零位附近的速度一般也較小，這就使得串聯組合機構輸出構件的速度在較長一段時間內接近為零。如圖 (4) 用其它方式組合機構。如用軌跡點串聯時，當軌跡點在直線段或圓弧段上運動時，從動件停歇。并聯組合時，將兩個輸入構件的運動規律相加，可使輸出構件的速度在預定區域內接近于零。 至于機構增力的要求，它與機構停歇的要求，從功率傳遞的角度來看，有著內在的聯系。因為，若不計摩擦損耗時，輸入、輸出功率應相等，即 1，所以速度低時，力大。根據這個道理，可使沖頭在下移行程末端 8是增力措施之一。此外，合適地安排機構構件的相對位置，使得到良好的傳力條件，即得到較大的有效作用力，也是一種“增力”的辦法。所以，這類要求不必另立方案，只需在選擇的方案中將構件作適當的配置就可以了。 至此，在圖 充分考慮了所提出的功能要求。 選機構方案 按照前述的方案評選原則，充分分析各方案的優缺點，然后選出幾個比較合適的方案。 方案一、三都采用了凸輪機構。凸輪機構 雖能得到理想的運動規律，但要使從動件達到 90100輪的向徑比較大，于是凸輪機構的運動空間也較大。而且凸輪與從動件是高副接觸，不買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 圖 壓片機機構簡圖 宜用于低速、大壓力的場合。 方案二采用曲柄滑塊機構，曲柄長度僅為滑塊行程的一半，機構結構簡潔，尺寸較小，但滑塊在行程末端只作瞬時停歇，運動規律不理想。如用方案四，將曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯，則可得到比較好的運動規律，尺寸也不致過大。又因為它是全低副機構，宜用于低速、重載的場合。 其余方案雖也可達到所要求的機構功能，但均不如前述幾個方案的結構簡潔。所以，選用方案四是比較適宜的。 至于下沖頭機構和料篩機構，也可照上述方法選定方案，不再詳述。前者因位移不大，運動規律復雜，可考慮用凸輪機構；后者因要完成振動動作，所以可用凸輪機構完成小振動動作，用串聯的連桿機構實現運動轉換和放大。 整個壓片機的機構簡圖如圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 2 沖壓機構的設計 由于壓片機的工作壓力較大，行程較短，一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構，它是由曲柄連桿機構和搖桿滑塊機構串聯而成。先設計搖桿滑塊機構。 (a) (b) (c) (d) (e) 圖 加壓機構設計原理 方案四是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯而成的組合機構，屬構件固接式串聯組合。今將第一個機構的輸出構件 (在速度為零的位置 )和第二個機構的輸入構件 (在其輸出構件速度接近為零時的位置 )固接起來，即機構串聯起來，那么，在這個位置 附近 (一段較長時間 )組合機構的輸出構件將近似停歇。其原理說明如下： 假設已知曲柄滑塊機構的運動規律 s 1 (圖 圖 示為該機構正處于滑塊速度接近于零的位置；曲柄搖桿機構的運動規律 如圖 圖 A,A，正處于速度為零的位置。若將圖 b， d 所示的兩個機構就在圖示位置串聯，則串聯以后構件 A成為一個構件 (圖 e)，因此，第一個機構中的中 1和第二個機構中的 2有如下關系 2= 0+ 1 （ 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 式中 0為一常數，所以若將圖 用 2表示，則相當于曲線平移了一個距離 0(如虛線所示 )。當 s 2和 1 2如圖 則沿圖中箭頭所示走向從 1得 2，由 2得 s，而從 1、 s得到 1此可得出一條 1圖 a、 f 中可知，在 1由 b c 0 轉角約 70 )，滑塊的位移 約 運動，依靠運動副的間隙，可近似認為這時滑塊是停歇的。 由此看來，若使 s 2曲線上 1曲線在 1的最小值附近的曲線也比較平緩的話，滑塊近似停歇所占的 1角就比較大；又為了使構件 A B受力小些，同時也使機構能得到比較合理的布置，可將曲柄搖桿機構 A B 個繞 時針向轉一個角度 0，如圖 并不影響機構的運動性能，反而改善了構件 A B的受力條件。 根據上述分析， 該機構可按如下步驟設計： (1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據曲柄滑塊機構特性 (圖 =l/ s=0處的位移變化愈大， 圖 柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性 所以應選較大的；但愈大，從 s=0 到 90位移所需曲柄的轉角也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖桿的轉角應小于 180，且希望取小一些為好。所以，應取一個合適的曲柄長度和值，滿足滑塊有 901000左右，同時在 2=178 182的范圍內滑塊位移不大于 更小 (可近似看作滑塊停歇 )。如圖 示，取 =1。為了保壓，要求搖桿在鉛垂位置的正負 2度的范圍內，滑塊的位移量小于等于 此可得到搖桿的長度 2s o r ( （ 式（ 般取 21 。 算出 L=r=200 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 圖 加壓機構設計 (2)確定曲柄搖桿機構尺寸。在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在 置時，曲柄搖桿機構的連桿 夾角應接近 90。此時， 選在 A B的延長線上，則 A B受力最小。故在此線上選一適當位置作 具體選定 位置時，可再考慮急回特性的要 求，或搖桿速度接近零的區域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是：行程速度變化系數 K 或 1愈大，在位置 圖 所以 點 又受到機構尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠。選定 后，可定出與 個位移 3、 4 (或、三個位置 )對應的 B的兩個位移 3、 4 (或、三個位置 )。按上述命題設計出曲柄搖桿機構的尺度，角 0 為兩機構串聯的相位角。設計結果如圖 示。其后，再對設計結果進行運動分析，可得到機構正確的運動規律。最 后，再回到運動循環圖上，檢查它與其它執行構件的運動有否干涉的情況出現。必要時可修正運動循環圖 。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 3 凸輪機構的設計 輪輪廓曲線設計 設想給整個凸輪機構加上一個公共角速度，使其繞凸輪軸心 據相對運動原理，我們知道凸輪與推桿間的相對運動關系并不發生改變，但此時凸輪將靜止不動，而推桿則一方面和機架一起以角速度繞凸輪軸心 O 轉動，同時又在其導軌內按預期的運動規律運動。可見，推桿在復合運動中，其尖頂的軌跡就是凸輪廓線。利用 這種方法進行凸輪設計的稱為反轉法，如圖 選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 5心距 e=0輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規律如表所示。 先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規律算出各分點時推桿的位移值 S。 1下沖頭 （ 1）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （ 1）選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 5心距 e=0輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規律如表 表 沖頭（ 1）推桿的運動規律 序號 凸輪運動 角 推桿運動規律 1 0 度 推桿近休 2 80 度 上升 3 90 度 推桿遠休 4 220 度 下降 3 230 度 推桿近休 （ 2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規律算出各分點時推桿的位移值 S。 （ 3）繪制零件圖，如圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 沖頭凸輪（ 1）的輪廓線圖 2下沖頭（ 2）進 給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （ 1）選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 5心距 e=0輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規律如表 表 沖頭（ 2）推桿的運動規律 序號 凸輪運動 角 推桿運動規律 1 0 度 推桿休止 2 30 度 下降 8 70 度 推桿近休 4 220 度 上升 21 230 度 推桿遠休 6 270 度 下降 16 320 度 推桿休止 （ 2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規律算出各分點時推桿的位移值 S。 3料篩進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （ 1）選取適當的比例尺，取為 半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 00心距 e=0輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規律如表 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 表 篩推桿的運動規律 序號 凸輪運動 角 推桿運動規律 1 0 度 推桿近休 2 90 度 上升 50 130 度 推桿遠休 4 220 度 下降 50 260 度 推桿近休 （ 2） 先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規律算出各分點時推桿的位移值 S。 （ 3）繪制零件圖，如圖 料篩凸輪輪廓線圖圖 篩凸輪的輪廓線圖 篩構件的設計 圖 篩 機構 5L + 6L - 5L - 6L =50 （ 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 = 65 （ 1 =60 、 2 =30 （ 聯立可解得： 5L =6L = 1R= 8 0 8 0 4 0 4 0 2 8 0 4 0 c o s 60 =R= 8 0 8 0 4 0 4 0 2 8 0 4 0 c o s 3 0 =中7 70L ，8 80L ，以上單 位均是毫米（ 圖 沖壓機構 的設計 極位夾角 =15 ， =180 15180 15= 1L = 2L = 4L , =45 ,2 1L 1L =100 1L =L = 2 1L =R = 3L - 1L =R+ 3L 2L + 4L ，滿足周轉副條件 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 4 減速器的設計 速器測繪與結構分析 析傳動系統的工作情況 1、傳動系統的作用： 作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協調二者的轉速和轉矩。 2、傳動方案的特點： 特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離 轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現象。 3、電機和工作機的安裝位置： 電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端 ,并用帶傳動 ； 工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端 ，并用鏈傳動 。 計算總傳動比 i;總效率 ；確定電機型號： 傳動系統簡圖如 圖 動簡圖 定電機型號 根據工作條件：室 內常溫、灰塵較大、兩班制、連續單向運行，載荷較平穩，電壓為 380V 的三相交流電源，電動機輸出功率 P=3同步轉速 n=1500r/用 號為 主要性能數據如表 表 要性能數據 電機型號 額定功率 載轉速 步轉速 凈重 430r/500r/8計算傳動裝置各級傳動比和效率： 1、各級傳動比： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 , 0 , i 為使 V 帶傳動外廓尺寸不知過大，初步取 i ，按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由展開式曲線得： i ，則 2、各級效率： （ 9 1 43223 （ 如表 要參數 軸名 功率 P（ 轉矩 T（ N*m） 轉數 n r/動比 i 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 3 430 軸 軸 8 軸 高 速軸上的 齒輪設計 度等級、材料及齒數 1）選用直齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（ 3）材料選擇。由機械設計教材表 10擇小齒輪材料為 40質），硬度為 280齒輪材料為 45鋼（調質）硬度為 240者材料硬度差為 40 4）選取小齒輪齒數 241 z , 1 3 取 1352 z 。 設計 由設計計算公式（ 行試算，即 2131 112 . 3 2 1 e （ 1)確定公式內的各計算數值 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 (1)試選載荷系數 3.1(2)小齒輪傳遞的轉矩 527501 (3)選取齒寬系數 1d (4)查得材料的彈性影響系數 (5)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 001 ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 502 ; (6)計算應力循環次數 91 6 0 1 6 0 5 1 0 . 7 1 1 2 8 3 0 0 1 0 1 . 4 7 1 1 0kn j （ 98121 1 . 4 7 1 / 5 . 5 2 . 6 7 61 0 1 0NN i （ (7)查得接觸疲勞壽命系數 (8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為為 1%，安全系數 S=1,得 M P i （ M P 2l i （ 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑 1代入 H 中較小的值 24321111 （ (2) 計算圓周速度 v t /2 0 0 060 11 （ (3) 計算齒寬 b 1 （ (4) 計算齒寬與齒高之比 b/h 模數 11 （ 齒高 t （ （ 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 (5) 計算載荷系數 根據 v=s， 7級精度，由圖 108查得動載系數 K ; 直齒輪， 1 K ; 查得使用系數 K ； 由 b/h=得 故載荷系 數 8 5 （ (6) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式 2 11 （ (7) 計算模數 m 0 1 11 （ 計 彎曲強度的設計公式為 13 2 ）（ 確定公式內的各計算值 (1) 查得小齒輪的彎曲疲