1、目 錄摘 要1緒論11.1 研究的目的和意義11.2 國內外發展現狀12 方案論證42.1 設計要求42.2方案選擇及分析43 設計論述73.1 拋頭設計73.1.1 拋頭轉速選擇73.1.2 拋頭尺寸計算73.2 工作臺的設計83.2.1 工作臺尺寸設計83.2.2 工作臺與主軸箱間的連桿機構設計93.2.3 強度校核103.3 變速箱的設計123.3.1 電機選擇123.3.2 V帶和帶輪的設計153.3.3 傳動部分第一級齒輪設計163.3.4 傳動部分第二級齒輪設計193.3.5 軸上的蝸輪蝸桿設計213.3.6標準直齒錐齒輪設計243.3.7 不完全齒輪設計273.3.8 軸（輸出軸

2、）的設計計算293.3.9 軸（中間軸）的設計計算333.3.10 軸（輸入軸）的設計計算373.3.11 軸（蝸輪軸）的設計計算413.3.12 軸（凸輪軸）的設計計算443.3.13 軸（錐齒輪軸）的設計計算474 結論514.1 設計總結514.2 設計的缺點和不足51參考文獻52致謝53拋砂機的設計摘 要拋砂機是解決單件、小批生產造型（型芯）行之有效的設備。拋砂機使用得當時，沿砂箱在高度上的緊實度比較均勻，也不需要補充夯實，緊實度高，而且拋砂機與某些其他造型機械相比振動小，噪聲也小。本次設計在研究普通拋砂機的結構及優缺點的基礎上，設計出一臺拋頭固定砂箱運動的自動拋砂機，并且在拋頭部分加

3、裝一變速裝置使之能夠在型砂高度增加時拋頭轉速相應增大，以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。該方案采用了凸輪的時需控制功能以實現拋頭轉速隨著生產過程不斷增快并且能夠在最后自動返回，這種設計能夠完全滿足造型的緊實力要求，提高了造型的質量。關鍵詞：鑄造技術；型砂緊實力；拋砂機Design of AbstractThe sand slinger is an efficient equipment for the producing of the single unit model (core) in small batch. When the sand slinger is used ap

4、propriately, it is quite even in degree of ramming along the flask in altitude, and the degree of ramming is high without supplementing the ramming. Moreover，the noise of the sand slinger is smaller compared with certain other modelling machinery . This program is based on the ordinary sand slingers

5、 structure and its advantages and disadvantages. It is made to be an automatic sand slinger with a moving sandbox but fixed throws, and adding a gearbox to throw head to enable it to speed up correspondingly when the molding sand increases highly, to improve the situation that the molding sand reduc

6、es its tight strength along with the molding sand increase highly. This plan canwith the cams timing control. This kind of designKey words: foundry engineering；molding sand tight strength;1 緒論1.1研究目的與意義長期以來，我國中、小型鑄造車間，特別是生產鑄件品種多、批量小、產品變化比較大的鑄造車間，實現機械化生產是比較困難的。如果廠房條件比較差，資金少，技術力量薄弱，則實現機械化生產的具體困難更多1。拋砂

7、機是解決單件、小批生產造型行之有效的設備。近二十年來，在我國鑄造生產中拋砂機技術有了比較大的發展，現在在許多中大件、單件小批成批生產的造型工部，拋砂機已成為不可缺少的造型設備之一。拋砂機是以高速旋轉的葉片，將型砂拋入砂箱，得到緊實鑄型的造型設備。它以機械代替人工加砂與搞實，一般每小時可拋砂，比手工生產效率提高3-10倍2。這就大大地提高了勞動生產率，減輕了工人體力勞動。而且由于拋出的鑄型緊實度均勻，從而也提高了鑄件的質量。拋砂機的主要特點是適應性強，對大小高低不同的砂箱均可拋制，也能拋制型芯。工藝裝備要求不高，即使手工造型用的也可以使用。這對各類大小鑄件，各種批量生產，尤其對不易實現機械化的單

8、件小批量生產的大中型鑄件，是較好的方法。此外，拋砂機還有：加砂與搞實一道工序完成，動力可直接利用電能，無壓縮空氣的廠家也能采用，無強烈震動及噪音，工作條件良好等優點3。雖然近幾十年來，拋砂機造型在國內外發展很快，我國生產的拋砂機數量很多，但品種不多。很多工廠使用的拋砂機制造質量不高，在使用中遇到了種種問題。因此，設計出一種新型高自動化的拋砂機是解決這一現狀的行之有效的方法4。1.2 國外發展現狀拋砂機機構的發展, 主要是圍繞著穩定造型質量, 減輕勞動強度, 提高生產效率和減少零件磨損等方面進行。近年來比較多的工作是解決前三項問題5。拋砂造型的緊砂過程是將預緊的一團團砂以高速拋向砂箱, 并根據模

9、型的特點, 以一定的軌跡, 將砂團依次排列和還層拋緊。供給高速飛出的一團團預緊砂團的工作, 主要由拋砂機的供砂部分等拋頭來完成。以一定軌跡依次逐層地拋緊的工作, 主要由拋頭的移動部分和控制部分來完成6。首先在拋頭部分，國外對拋砂頭的改進，主要是在于提高砂質量，減少葉片與弧板的磨損，以及擴大拋投對不同生產率的適應性等方面。在提高拋砂質量方面，為提高砂團拋出的方向，有采用搖頭拋砂機形式的，拋頭可以繞鉛垂線左右擺動，其范圍是15或20也有采用弧板在拋出口處角度和長度可以調節的裝置7；還有的采用寬頭拋砂頭和多盤式拋砂頭，這種拋砂頭和砂箱一樣寬，在拋砂時只要搖頭在砂箱上直線運動一次就能拋一層砂8。多盤式

10、拋砂頭是在同一根軸上串有多個拋砂用的葉片盤，每個葉片盤旁裝有抽風扇，拋頭裝在擺動式料斗的底部，每個拋砂葉片盤上方裝有型砂的開閉器，抽風盤將型砂從料斗內吸入拋砂頭。在擴大拋頭對各種生產率的適應性方面，采用統一更換不同寬度葉片 ，同時改變送砂皮帶速度的方法，就可既改變了生產率又保證了緊砂質量。此外，為提高相同尺寸拋頭的生產率，出現了三葉片拋頭9。在減少葉片與弧板的磨損方面，主要考慮葉片材料和葉片的結構改進9。材料上國外開發出奧氏體高鋼葉片，并對此種葉片進行強化處理，用氣焊將電極金（Electrode metal）在葉片上均勻地堆一層，使其壽命（實際工作拋砂時間）由未處理時的2.08小時提高到200

11、小時。國外在結構改進方面主要從減少弧板、葉片摩擦作用的弧長和不使葉片與弧板接觸兩方面進行，研制出了徑向進砂拋砂機9。其次是拋砂機的移動部分，國內外對這個部分采用砂箱與拋頭之間有一定的相對運動實現，也就是說，采用砂箱靜止、拋頭運動的方法，也可采用拋頭靜止、砂箱運動的方法，或兩者都有較簡單的運動，組成復合運動的方法。目前廣泛見到的拋砂機是砂箱靜止、拋頭運動的方法9。在一般液壓傳動的雙臂式拋砂機上，由于兩臂作的是圓弧運動，而砂箱通常是矩形的，這樣很難使拋頭作等速直線運動。因此，實際上拋頭總是在對砂箱做變動速度和曲曲折折軌跡的運動情況下緊實鑄型，難以控制緊砂的均勻性和對同一種鑄型各次緊砂結果的一致性，

12、也難以穩定合理的拋砂工藝制度。近年來國外出現的橋式拋砂機克服了這種缺點。從目前國外發展看，中型批量不大的鑄件，主要采用拋砂機實現造型的機械化。拋砂機的品種較多。如德國就有五十多種，零部件都通用化了。拋砂機的生產率從最小的，到最大達9，幾十噸和上百噸的重型鑄件，也可用大型拋砂機地坑造型。近年來，對于深而狹，如寬80mm，深2m的鑄型鋼錠模之類，均能完全滿足造型緊實度要求，并且在部分大中件采用自硬砂等的情況下，也發展了以自硬砂等作面砂，拋砂機拋背砂的綜合造型，更擴大了拋砂機的使用范圍。由于拋砂機的推廣使用，更向組織流水生產線，提高自動化程度，如實現程序控制、隨動控制及磁帶式程序控制等方向發展。從我

13、國的情況看，近年來, 在我國鑄造生產中拋砂機技術有了較大的發展, 現在在許多中大件、單件小批成批生產的造型工部, 拋砂機已成為不可缺少的造型設備之一。我國中大件、單件小批手工造型在鑄造行業中占有相當大的比重, 要改變勞動強度大、勞動條件差的狀況, 用較少的投資來提高生產率, 使車間原來的砂處理系統、工藝工裝等仍可使用, 拋砂機就顯示了它特有的適應性, 經濟效益比較高、投產較快是它的一個主要特點。而就我國發達地區而言，上海近年來，大批制造，拋砂機廣泛推廣于大中型造型、制芯，為我國大中型造型機械化開辟了過闊的前景，目前我國生產的品種，主要有Z6312D型固定式拋砂機與Z6625型移動式拋砂機兩種9

14、。有的廠已實現流水線生產，并且有的廠，如上海重機鑄造廠，已實現采用模擬隨動和遙控的半自動拋砂機造型。但目前來看，拋砂機生產品種不多，使用上發展還很不平衡，流水生產線及自動半自動控制拋砂機還不多，說明作為大中件造型機械的主要設備拋砂機，在我國還有待大力推廣使用。從我國大中件造型大多仍系手工或采用點風動工具操作的情況看，拋砂機造型的采用，對改變鑄造生產面貌。促進我國鑄造生產四化的進程，將起到積極推廣作用。2 設計方案2.1 設計要求在了解普通拋砂機的結構及優缺點的基礎上，設計出一種能在一小時內完成尺寸為的砂箱的拋砂緊實工作的自動拋砂機，并且要求該拋砂機可以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情

15、況。要求動力裝置只用一臺電動機。2.2 方案選擇與分析拋砂機是以高速旋轉的葉片，將型砂拋入砂箱，得到緊實鑄型的造型設備。它的結構主要由拋頭、工作臺、傳動機構組成。首先解決拋砂機的運動方式問題。拋砂機的移動部分, 除了使拋砂機移動到指定的工作位置外, 主要是完成使砂團能依次逐層地緊實鑄型的任務。要達到這個主要目的, 只要砂箱與拋頭之間有一定的相對運動就可以實現。也就是說, 可以采用砂箱靜止、拋頭運動的方法, 也可以采用拋頭靜止、砂箱運動的方法, 或者兩者都有較簡單的運動, 組成復合運動的方法。砂箱靜止、拋頭運動的方法是目前廣泛見到的拋砂機運動方法。在一般液壓傳動的雙搖臂式拋砂機上, 由于兩臂作的

16、是圓弧運動, 而通常砂箱是矩形的, 這樣很難使拋頭作等速直線運動。因此, 實際上拋頭總是在對砂箱作變動速度和曲曲折折軌跡的運動情況下緊實鑄型, 難以控制緊砂的均勻性和對同一種鑄型各次緊砂結果的一致性, 也難以穩定合理的拋砂工藝制度。而砂箱運動。拋頭靜止的方法可以避免上述問題，并且結構也相對簡單，故本次設計采用的是拋頭靜止，砂箱運動的方法。砂箱的運動采用工作臺往復運動的形式，工作臺的往復運動采用牛頭刨床的進給機構，忽略該機構的急回特性，即可實現工作臺的勻速往復運動，結構如圖2-1所示。圖2-1 工作臺運動機構其次解決型砂緊實度隨拋出型砂的高度增高而減小的問題。對已確定結構及其參數的拋砂頭來說,

17、供砂量是影響鑄型緊實硬度的一個因素, 只有在合適的供砂量范圍內, 才能獲得工藝要求的鑄型硬度, 過大或過小的供砂量, 都會降低硬度。所以國外發展了可以由拋砂機操作者來控制的, 能改變向拋頭供砂量大小的裝置。例如,在貯砂斗壁上出口處裝上電動控制供砂量的間門, 當閘門拾高時加大供砂量,閘門降低時減少供砂量。又如, 采用改變皮帶送砂機上刮砂板的角度, 來增減供砂量的裝置, 刮砂板中的角度是由蝸桿傳動裝置中來驅動的。這兩種方案不論如何改變，其最終結果也是需要人工進行供砂量的控制，并不能實現全部的自動化生產。所以本次設計放棄從供砂量方面考慮，將設計重點轉向拋頭的轉速，已知拋頭的轉速越大，拋出的型砂的緊實

18、度越高，故在完成一個砂箱的拋砂過程中逐步增大拋頭的轉速可以實現緊實度的要求。拋砂機的拋頭結構已經固定，要想更改拋頭的轉速就要從拋砂機的傳動結構入手，現設計一種可變速傳動箱如圖2-2所示，這樣就滿足本次課題的設計要求圖2-2 變速機構簡圖 最后，已知拋頭的結構已經固定，如圖2-3所示即為本次設計所采用的拋頭結構。1-機頭外殼 2-型砂入口 3-砂團出口4-被緊實的砂團 5-砂箱圖2-3 拋頭結構3設計論述3.1 拋頭設計本次的課程設計對于拋頭部分沒有進行改進，故采用我國使用較多的Z6312型拋砂機拋頭結構。3.1.1 拋頭轉速選擇型砂的能否緊實, 主要決定于拋出速度。緊實度或硬度是反映拋砂機工作

19、質量的一個參數, 一般要求砂型硬度達到90HBS以上10, 這就首先要以拋出速度來保證。一般經驗數據要求鑄鐵件為, 鑄鋼件為10。根據我們試驗, 拋出速度在以上, 即可達到一般工藝要求的緊實度。而拋出速度, 也是決定拋頭結構尺寸的基礎。由公式(3-1): (3-1)式中：V圓周速度，可近似地看作拋出速度 D拋頭直徑 n拋頭轉速由上述公式可知：如拋出速度一定, 則拋頭直徑與轉速成反比, 直徑小時, 轉速要高, 直徑大時轉速可低些, 從國內外拋頭直徑與轉速采用范圍看, 拋頭直徑由, 轉速由, 兩者應配合, 以獲得要求的拋出速度。因為本次的課題是在研究普通拋砂機的結構及優缺點的基礎上，設計出一臺拋頭

20、靜止砂箱運動的自動拋砂機，并且在拋頭部分加裝一變速裝置使之能夠在型砂高度增加時拋頭轉速相應增大，以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。故在拋頭部分的拋出速度選擇上要求，拋出的最大速度可達，最低速度應大于。本次設計將拋頭的轉速分為3級，因此可選擇、為拋頭的三級轉速。3.1.2 拋頭尺寸計算工作臺尺寸設計由于砂箱尺寸為，根據以上設計要求，工作臺的材料可選擇灰鑄鐵HT150即可，尺寸要求為。根據實際工作要求，工作臺的往復勻速運動宜選用軌道滾動的方式來相應減小拉動工作臺的力的大小，且工作臺的行程為1000mm，工作臺往復運動一周的時間為10s。工作臺與主軸箱間的連桿機構設計圖3-1 工作臺傳

21、動示意圖 圖3-2 連桿運動軌跡（雙點劃線為極限位置）為實現往復勻速運動，本次課程設計借用牛頭刨床的進給系統11，忽略牛頭刨床進給與急回之間的速度差。材料選擇：直徑25mm的45號鋼為了設計機械的緊湊性，應將曲柄與搖桿的回轉中心的距離適當選擇的小一些，根據以往的設計經驗，將兩回轉中心設計在同一條垂直線上，兩者之間的距離可選擇150mm，選擇曲柄度為90mm，以實現方便計算的目的。由圖2的連桿運動軌跡可知：曲柄與搖桿垂直的兩位置即為該運動機構的極限位置。工作臺的行程為1000mm即機構下部的滑塊的兩極限位置之間的距離為1000mm。根據簡單的勾股定理可得：搖桿長度為。設搖桿與滑塊之間的連桿在極限

22、位置時與水平面之間的夾角為30，連桿的長度為100mm。強度校核(1) 工作臺受力分析：根據鑄造工藝基礎12查得：型砂密度為，忽略砂箱的厚度與鑄件的大小可知，砂箱的最大質量為； 根據工程材料13可查的：灰鑄鐵HT150的密度為，忽略滾輪與連桿的質量可得工作臺的質量為；故工作臺與砂箱的總質量為。由工程材料13查鑄鐵的滾動摩擦系數為：。根據滾動摩擦力的計算公式，可求得滾輪與導軌之間的滾動摩擦力為(2) 工作臺傳動系統的受力分析： 取桿受力最大的極限位置進行分析，取連桿進行受力分析，忽略各連桿之間的重力與摩擦，圖3-3 對連桿與滑塊受力分析圖，對桿與桿之間的連接點進行受力分析得：圖3-4 桿與桿之間

23、的連接點的受力分析圖，則是作用在軸上的里與大小相等方向相反的反作用力。對搖桿的回轉中心取矩得：；求得的即為驅動軸帶動曲柄轉動的轉矩。由工作臺連桿的簡圖可知，桿所受到的應力最大，故只要使桿滿足應力要求，則其他的桿相應的都能滿足應力要求。(3) 疲勞強度計算：查機械工程師手冊15可得直徑25mm的45號鋼的硬度為217HBS，疲勞強度=600MPa。由材料力學公式(3-2)可知： (3-2)故桿所收到的應力大小為故，桿的強度滿足強度要求。3.3變速箱設計圖3-5 變速箱傳動簡圖選擇電機1.計算電機所需功率： 查機械設計實用手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的

24、傳動效率：0.96直齒圓錐齒輪的傳動效率：0.94聯軸器的傳動效率：0.993渦輪蝸桿的傳動效率：0.80卷筒的傳動效率：0.96說明：電機至工作臺之間的傳動裝置的總效率：2.計算推動工作臺所需功率的大小：由工作臺往復運動一周的時間為10s，可求的主軸箱上向工作臺輸出動力的軸的轉速為；上面已經求得的驅動軸帶動曲柄轉動的轉矩，根據公式(3-3)14： (3-3)可以求得電機向工作臺部分輸出地總功率為：；電動機需要提供給工作臺的功率為。3.計算拋頭消耗的功率的大小：拋砂機拋頭的功率消耗，在于克服各種阻力，并給予砂團一定的能量。主要包括拋出砂團吸收能量所需功率，克服葉片弧板間摩擦阻力及克服旋轉中空氣

25、阻力所需功率13。本次設計選擇的生產率為，根據經驗公式表3-1，可查得計算的總功率為，由于本次課程設計中加裝了變速裝置，故其功率應按照功率損失計算。表3-1 國內外使用的經驗數據表生產率（）計算總功率（）百分比（%）一般使用的功率（）與計算值比（%）經驗數據的功率（）與計算值比（%）122.9810072345.55186157.241001723513.3184258.961001921316.7187故，所以4.需要的總功率的大小：需要的總功率即為推動工作臺所需功率與拋頭消耗的功率之和，由于推動工作臺所需功率非常小，故計算總功率時可直接將拋頭消耗的功率記為總功率的大小，即需要的總功率的大小

26、為。5.確定電機轉速：根據拋砂機需要的總功率為，查機械設計師手冊14有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動方案如下表：表3-2傳動方案方案型號額定功率（）轉速（）效 率（%）額定轉矩重量（）1Y112M-24289086.22.2702Y112M-441440872.2813Y132M1-64960862.01194Y160M1-84720862.0145由于電動機不僅僅要驅動拋頭轉動，還要驅動工作臺的運動，故電機的轉速應盡量選得小一點來滿足傳動比的需要。故根據最大轉速為可以選擇方案3取到的最小電機轉速為。6.確定拋頭傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：三級傳動的總傳動比依次為：，分配傳動比：取帶

27、傳動的傳動比為：取第二級上的傳動比為：故第一級上的三個傳動比依次為：，7.計算傳動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置由帶輪到連接拋頭的軸依次記為軸、軸、軸，依次是電機與軸，軸與軸，軸與軸，軸與拋頭之間的傳動效率。 各軸轉速：軸：；軸：，；軸：， 各軸的輸入功率：軸：；軸：；軸：；拋頭： 各軸輸入轉矩：電機：；軸：；軸：，；軸：，。表3-3 運動和動力參數表參 數軸 名電動機軸軸軸拋頭一級二級三級一級二級三級轉速r/min97080080070060080070060060.1轉矩37.845.8443.5749.858.141.4247.3458.1功率kw43.843.653.473.41效率

28、 0.960.990.950.9833.3.2 V帶和帶輪的設計1.確定V帶型號查機械設計16表8-7得： 則。根據, ,由機械設計圖8-1116，選擇A型V帶，取，查機械設計表8-816取。2.驗算帶速： 帶速在范圍內，故帶速合適。，3.取V帶基準長度和中心距：初步選取中心距：由于即，取。由式(3-4)得： (3-4)查機械設計表8-216取。由式(3-5)計算實際中心距 (3-5)故，因此中心距的變化范圍為。4.驗算小帶輪包角：，所以主動輪上包角合適。5.求V帶根數Z：由式(3-6)得： (3-6)計算得：。故取V帶的根數為3根。6.計算單根V帶的初拉力的最小值：查機械設計表8-316得：

29、應使帶實際初拉力則有作用在軸上壓力為：。傳動部分第一級齒輪設計1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1) 選用直齒圓柱齒輪傳動(2) 設備為一般工工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）(3) 材料選擇。由機械設計表10-116選小齒輪材為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45#鋼（調質），硬度度為280HBS，而這材料硬度差為40HBS。(4) 初步選擇三級小齒輪齒數均為，則三級大齒輪齒數依次為為： ,2.按齒面接觸強度進行設計齒面接觸強度計算公式(3-7)： (3-7)3.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t 由計算公式得：(2) 計算圓周速度由公式(

30、3-8)： (3-8)計算可得： (3) 計算齒寬b及模數 由公式(3-9),(3-10),(3-11)得： (3-9) (3-10) (3-11)計算可得：(4) 計算載荷系數K取，根據，7級精度，查機械設計圖10-816得：，查機械設計表10-4得：，查機械設計圖10-1316得：。故載荷系數(5) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑(6) 計算模數m 4.按齒根彎曲強度設計，由公式(3-12): (3-12)計算可得： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞壽命系數 則 (6) 計算中心距由公式(3-13)可得：取中心距，因，故從表11-216中取模數，蝸桿分度圓直徑。這時，從圖11-1816

31、中可查得接觸系數，因為，因此以上計算結果可用。4. 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸(1) 蝸桿 軸向齒局； 直徑系數； 齒頂圓直徑； 頂隙； 齒根圓直徑； 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚(2) 蝸輪 蝸輪齒數 ；驗算傳動比，這時的傳動比誤差為，是允許的。蝸輪分度圓直徑 ；位系數蝸輪齒頂高； 蝸輪喉圓直徑； 蝸輪齒根高； 蝸輪齒根圓直徑； 蝸輪咽喉母半徑5校核齒根彎曲疲勞強度 (3-14)當量齒數 根據，從圖11-1916中可查得齒形系數。螺旋角系數 許用彎曲應力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應力。 壽命系數 彎曲強度是滿足的。6驗算效率 (3-15)已知；與相對滑

32、動速度有關。 從表11-1816中用差值法差得；代入式中得，大于原估計值，因此不用重算。7精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T 10089-1988。為了保證傳動平穩性需要檢測 ：蝸桿軸向齒距偏差，蝸桿軸向齒距累積誤差；蝸輪徑向綜合誤差。查表16-36得蝸桿軸向齒距偏差、蝸桿軸向齒距積累誤差、蝸輪徑向綜合誤差。8.繪制工作圖（見圖紙）3.3.6 標準直齒錐齒輪設計1.材料選擇，熱處理方法定精度等級大、小齒輪材料均為20Cr，滲碳、淬火，硬度均為56

33、-62HRC；由機械設計圖10-2116查得,采用6級精度，即：6C GB 11365，齒面粗糙度。2初步設計圖3-6 直齒錐齒輪示意圖選用直齒錐齒輪，按接觸強度公式(3-16)進行初步設計，即： (3-16)初步計算結果為：3. 幾何尺寸計算齒數：取，分錐角：；模數：，取分度圓直徑：；齒寬中點分度圓直徑：外錐距：；中錐距：齒寬：取齒頂高：；齒根高：；頂圓直徑：；分度圓齒厚：4. 校核接觸強度強度條件：計算接觸應力： (3-17)則許用接觸應力： (3-18)則結論：滿足接觸強度。5. 齒根彎曲強度校核強度條件由式(3-19)計算尺根應力 (3-19)則許用接觸應力，查機械設計實用手冊15可得

34、：，滿足齒根接觸強度。6. 錐齒輪工作圖（見圖紙）不完全齒輪設計已知輸入功率為，小齒輪的轉速為，齒數比為首先按照完全齒輪設計，計算出齒輪的各項參數1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1) 選用直齒圓柱齒輪傳動(2) 設備為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度（GB10095-88）(3) 材料選擇。由表10-1 16選小齒輪材料為20Cr2Ni4（調質），硬度為350HB，大齒輪為12Cr2Ni4（調質），硬度為320HB，二者材料硬度差為30HB。(4) 選小齒輪齒數，大齒輪。2按齒面接觸強度設計(1) 齒面接觸強度計算公式(3-7)可得小齒輪分度圓直徑：(2) 根據公式(3-8)計算

35、圓周速度:(3) 根據公式(3-9),(3-10),(3-11)計算齒寬及模數得：，(4) 計算載荷系數，取，根據，7級精度，由機械設計圖10-816查得動載系數；由機械設計表10-416查得由圖10-13 16查得；由表16查得 。故載荷系數(5) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式16得 (6) 計算模數 3按齒根彎曲強度設計，由公式(3-12)計算可得：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，取，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑，由，則 ，此時符合要求4.幾何尺寸計算(1) 計算大、小齒輪的分度圓直徑(

36、2) 計算中心距(3) 計算齒輪寬度，取。間歇設計將主動齒輪上只保留一個輪齒，其他輪齒全部去除。去除部分保留齒根圓，并且在從動齒輪輪齒頂部加工出與主動齒輪齒根圓相配合的圓弧，從而起到防止從動齒輪游動的情況17，具體結構如圖所示。圖3-7 不完全小齒輪3.3.8 軸（輸出軸）的設計計算1.作用在圖3-20 受力分析圖計算出危險截面的,記錄與表中。表3-17 力矩表載荷水平面H垂直面V支反力；彎矩；總彎矩扭矩根據選定材料40Cr，調質處理，查表得取 = 0.6 ，根據公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。4 結論4.1設計總結4.2設計的缺點和不足參考文獻1 堤 信久.鑄造工廠設備.日刊工業新聞社，1971：88-98.2 日本鑄造機械工業會.鑄造機械設備.日刊工業新聞社，1969