机械毕业设计81旋转罐状机的设计

第 1 页 共 46 页 旋转罐状机的设计 摘要 ： 此次设计的主要目的是为实现葡萄酒的全自动罐装，与一般的罐装机不同的是：普通罐装机一次工序通常完成的是要么封口要么罐装，而本设计是要在一个工序上全自动完成罐装和封口。为保证罐装和封口的运动与具有停歇运动的转台工作时间适当，特在设计了一个与转台连接的六槽轮的同时，多设计了一个六槽轮，以便主动拨盘在脱离转台下的六槽论后，进入另一个六槽论，带动转 台上的轴转动，完成对停歇在转台上的酒瓶进行罐装和封口，完后，当转台再次运转时，罐装和封口工作停止，直到下次转台再进入停歇状态。因为转台上的轴动力是由转台下经锥齿轮换向、减速传来的，而且它们的传动比为 6，又因为锥齿轮的传动比一般不大于 3，所以多设计了两根轴，以实现锥齿轮的两次换向、减速。 关键字 ： 旋转、罐装、槽轮机构、凸轮机构、曲柄滑块、锥齿轮。 Abstract: This design main goal is for realizes the grape wine completely automatic canned, with general canned machine is different: An ordinary canned 第 2 页 共 46 页 machine working procedure usually completes is either the seal or canned, but this design is must the completely automatic complete canned and the seal in a working procedure. In order to guarantee canned and the seal movement with has the idle time movement the turnplate operating time operating time to be suitable, while has designed especially six V-belt pulleys which connects with the turnplate, has designed six V-belt pulleys, in order to driving plate after is separated from under the turnplate six to discuss, enters another six theory, drives on the turnplate the axis rotation, completes carries on canned and the seal to the idle time on the turnplate beverage bottle, after, when the turnplate revolves once more, canned and the seal work stops, will enter the idle time condition again until the next time turnplate. Because on the turnplate axis power is by the turnplate under after the bevel gear commutation, decelerates transmits, moreover their velocity ratio is 6, also because the bevel gear velocity ratio is not bigger than 3 generally, therefore has designed two axes, by realizes the bevel gear two commutation, decelerates. Key words: Revolves, canned, the V-belt pulley organization, the cam gear, the crank slide, the bevel gear. 0 选题背景 食品和包装机械与国民经济十分密切。食品和包装机械行业是直接为食品第 3 页 共 46 页 和包装工业提供装备服务的 ,是食品和包装工业的组成部分。工业发达国家对食品和包装机械的发展十分重视 ,没有现代化的食品和包装机械 ,就没有现代化的食品和包装工业。 民以食为天 ,饮食水平的高低是代表一个国家文明程度和人民生活质量高低的主要标志 ,发展我国食品和包装工业及机械制造业 ,可以充分利用国土资源 ,满足人民日益增长的物质文化的需要 ,有利于商品流通和为国家经济建设积累资金 ,也是振兴农村经济提高农民生活水平重要途径 ,对繁荣城乡贸易、扩大出口及解 决劳动就业均有十分重要的作用。 中国是产粮和果蔬大国 ,由于食品保鲜和深加工技术落后 ,每年经济损失达350 亿元 ,因包装不善 ,每年造成的损失约 200 亿元。中国近年来每年进口食品和包装机械约 20 亿美元 ,在进口多的年份则超过中国同类机械的销售额。以目前机械工业整体水平和生产能力 ,合理调整产品结构 ,重点扶植食品和包装机械的发展是完全可以替代部分进口 ,扩大出口 ,为国家节约外汇和增加外汇收入。 当代的机器设备 集机、电、气、光、磁为一体的高新技术产品不断涌现，生产高效率化，资源高利用化、产品节能化、高新技术实用化、科研成果 商业化已成为世界各国包装和食品机械发展的趋势，形成了一个世界性的高技术、高智能和高竞争的发展趋势。 全自动罐装和封口的旋转罐装机，随着时代的要求应运而生。 该机罐装采用常压法，封口采用软木塞。其主要传动系统如下图1： 第 4 页 共 46 页 图 1 传动系统 1 电动机 2 带轮 3 蜗杆 4 蜗轮 5 主动拨盘 6 六 槽轮 7 六槽轮 8 转台 9 锥齿轮 10 凸轮机构 11 常压罐装阀 12 滑块 13 曲柄 14 软木塞 15 挤压软木塞的弹簧 16 输送带 其工作原理：电动机 1 经带轮 2、蜗杆 3 和蜗轮 4 减速后传给主动拨盘 5，然后主动拨盘 5 带动与转台上 与瓶位 相对应的六槽轮实现停歇转动，同时当主动拨盘 5 退出六槽轮时进入 另一个六 槽轮 转动，经 n4 轴上转动比为 i=3 和 i=2的 两 对锥齿轮带动凸轮机构 10 运动，从而将常压罐装阀向下压进行罐液，同时n6 轴上的曲柄 滑块 机构对在封口工位上的 玻璃瓶进行软木塞封口，最后输出封好口的葡萄酒 瓶。 该装置可以通过调节常压罐装阀的高度和 曲柄滑块的长度的高度来进行对不同型号的玻璃瓶的罐装和封盖。 第 5 页 共 46 页 1 传动比分配 六槽轮机构的运动系数： K= 22z z式中 z 为槽轮数。所以 K=1/3，即六槽轮的运动时间是主动拨盘的三分之一，也就是六槽轮转过六分之 一的时间是主动拨盘转动一圈时间的三分之一 ，罐装时间为主动拨盘转动一圈时间的三分之二。 当罐装速度为 12r/min 时，六槽轮转过六分之一的时间是 5/18s，则罐装和封口时间为 ： （ 5/18） *2=5/9s. 选择罐装速度为 10r/min 时，其罐装时间是 2/3s。 所以罐装速度为 12r/min的效率高些，且适当分配好常压罐装阀上凸轮机构的转动时间和封口装置上曲柄摇杆机构及压塞机构的时间，两者都可以满足时间上的要求。 同时，当罐装速度为 12r/min 时，主动拨盘 转过六圈，六槽轮才转一圈，因此主动拨盘 的转速为： 12r/min*6=72r/min。 当罐装速度为 10r/min 时，主动拨盘的转速为： 10r/min*6=60r/min. 所以 ， 电动机到主动拨盘的传动比 A 方案为 1440/60=24、 B方案为 1440/72=20、 C 方案为 1440/60=24。传动比越大，其机构越庞大，所以在满足其他要求时，应该尽量选择传动比小点的机构。 通过对槽轮机构 和传动比 的 综合 计算分析，选定方案号 B 表 1 方案数据 方 案号 转台直径 mm 电动机转速 r/min 罐装速度 r/min A 600 1440 10 B 550 1440 12 C 500 960 10 总传动比为 1440/12=120，因六槽轮机构可以实现传动比为 6 的减速，所以剩下的传动比为 20。 传动比的分配是：带轮实现 i=2 的减速，蜗杆蜗轮实现 i=10的减速 , 到主动拨盘时轴速为 1440r/min/20=72r/min ， 满足罐装速度为72r/min/6=12r/min 的要求。 第 6 页 共 46 页 2 V 带传动的设计计算 2 1 选择 V 带型号 因为罐装机所需要传递的功率不是很大，所以选择普通 V 带传动即可。取电动机的额定功率为 1kw，转速 n=1440r/min， 则计算功率可以根据下式计算： CAP K P式中：AK 工作情况系数，查机械设计第十一章表 11.3，取 AK=1.2。 P 名义传动功率， kW。 所以cP=1.2*1=1.2kw，再查机械设计第十一章图 11.11 普通 V 带选型图，选择 Z型号带。 2 2 确定带轮基准直径 在 V 带轮上，与所配用 V 带的节面宽度pb相对应的带轮直径称为基准直径d，带轮愈小，传动尺寸结构越紧凑，但大的弯曲应力愈大，带容易产生疲劳断裂 。为避免产生过大的弯曲应力，对各种型号的 V 带都规定了最小带轮基准直径 mind。 查机械设计第十一章 的带轮基准直径系列表 11.4 和最小带轮基准直径表 11.5, 初定 Z 型带轮，且基准直径为 70mm。 2 3 验算带速 带速太高，会因离心力太大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工 作性能，同时也降低带的疲劳强度；带速太低，所需有效拉力 F 大，要求带的根数多。带速计算式为： 116 0 1 0 0 0ddnv 式中， v 的单位为 m/s;1n为带速。将1d=70mm ，1n=1440r/min 代入式中，得： 11 3 . 1 4 7 0 1 4 4 0 5 . 36 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m/s. 一般情况下，带速 v 在 5: 25 m/s 之间就可以了。 2 4 确定中心距 a 和带的基准长 度dL（ 1） 初定中心距 带传动的中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也第 7 页 共 46 页 不宜过小，因为： 1）中心距愈小，带的长度愈短，在一定速下单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳损坏； 2）当传动比 i 较大时，短的中心距将导致包角1过小。 对于带的传动，中心距 a 一般可取为： 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 2.4-1 根据带轮所要的传动比 要求 i=2 可以计算出大带轮2dd=140mm.由式 2.4-1 初步计算出带轮的中心距为0a=300mm。 （ 2） 带长 当0a确定后，根据图二带几何关系可计算带的基准长度0dL： 0dL= 2 AB BC D Auuur = 2210 1 20()2 ( )24dddddda d da = 23 . 1 4 (1 4 0 7 0 )2 3 0 0 ( 7 0 1 4 0 )2 4 3 0 0 = 933.95mm 查机械设计第十一章图 11.10 选取dL=900mm。 图 2 带轮传动 （ 3） 实际中心距 根据选取的标准基准长度dL，按下式计算实际中心距 ： 2 21 2 1 2 1 22 ( ) 2 ( ) 8 ( )8d d d d d d d dL d d L d d d da =283mm 第 8 页 共 46 页 实际中心距的调节范围的推荐值为： m i n 0 . 0 1 5 2 8 3 0 . 0 1 5 9 0 0 2 6 9 . 5da a L m a x 0 . 0 3 2 8 3 0 . 0 3 9 0 0 3 0 0da a L 2 5 验算小带轮包角1由图 2，1=180 2o 。由于 值较 小，因此 21 180s i n2odddda 故小带轮包角1为 1= 211 8 0 5 7 . 3oodddda 166o 满足要求。 2 6 确定 V 带根数 V 带根数按下式计 算： 00()cLPP P K K VZ 2-6-1 式中 :cP为计算功率， kw; 0P为单根 V 带所能传递的额定功率， kw; 0PV为功率增量， kw； K 为包角修正系数； LK为带长修正系数。 查机械设计第十一章表 11.6，表 11.7、 表 11.8、 表 11.10 和 表 11.11 取得：0P=0.37, 0PV=0.03,K=0.97, LK=1.11。将cP=1.2kw 代入式 2-6-1 得： 1 . 2 2 . 7 8( 0 . 3 7 0 . 0 3 ) 0 . 9 7 1 . 1 1 Z 取整数 Z=3。 第 9 页 共 46 页 3 蜗杆蜗轮传动的设计计算 3 1 选择传动类型和蜗杆蜗轮材料 根据 GB/T 10085 1988 推荐，采用渐开线圆柱蜗杆传动（ ZI）。蜗杆用45 钢，考虑效率高些，耐磨性好些，蜗杆螺旋面进行表面淬火，硬度为45: 50HRC。蜗轮用铸锡青铜 10 1ZCuSn Pb ，金属模铸造，为节省贵重金属，仅齿圈用用青铜铸成，轮心用铸铁 HT150 制造。 3 2 确定蜗杆头数1z和蜗轮齿数2z蜗杆头数可根据要求的传动比和效率来选择，一般1z=1: 4。选择的原则是：当要求传动比较大或要求传动自锁时，取1z=1，但传动效率低；要求具有高的传动效率或传动比不大时，可取1z=2: 4。所以选择蜗杆的头数1z=2。 蜗轮齿数的多少，影响运转的平稳性和承载能力，一般2z=27: 80。对于中小功率传动，常取2z=30: 50；若功率大于 20kw ，多取2z=50: 70。当2z p22（1z=1）或2z 26（1z f1）时，发生根切和干 涉，且啮合区显著减小，影响平稳性；当2z 30 时，则可始终保持有两对齿以上啮合，因此通常取2z f28。另一方面2z也不能过多，当2z f80 时（对于动力传动） ，蜗轮直径将增大过多，在结构上相应就须增大蜗杆两支承点间的跨距，影响蜗杆轴的刚度和啮合精度；对一定直径的蜗轮，如2z取的过多，模数 m 就减小甚多，将影响轮齿的弯曲强度。 综上，查机械设计第十章表 10.1 （普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配），取1z=4，由传动比 i=10，蜗轮齿数在 40 左右，查表的2z=41，蜗杆模数为 m =4。 3 3 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计，设计公式为： 3 22()EAHPZZa K T 式中： Z 蜗杆传动接触系数，用以考虑蜗杆类型、接触线长度和当量曲率半径对接触应力的影响，按蜗杆分度圆直径与中心距比（1/da）查机械设计第十章图 10.9 。 第 10 页 共 46 页 EZ 材料弹性系数， MPa ，定义式与齿轮传动相同，对于青铜和铸铁蜗轮与钢 蜗杆配对时，取EZ=160 MPa 。 HP 蜗轮齿面的许用接触应力， MPa 。 a 蜗杆蜗轮的中心距 ， mm。 （ 1） 确定作用在蜗轮上的转矩2T按1z=4，根据机械设计第十章表 10.8，估取2 0.9 ， 取带传动的效率1 0.96 ， 则 66 0 1 2 1 222219 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 P i iPT nn = 6 1 0 . 9 6 0 . 9 2 1 09 . 5 5 1 01440 =114600 （ 2） 确定载荷系数 因载荷平稳，由机械设计第九章表 9.10 选取使用系数 1.0AK 。 （ 3） 确定许用接触应力 HP蜗轮材料为铸锡青铜 10 1ZCuSn Pb ，金属模铸造，蜗杆硬度 45HRC ，由机械设计第十章 表 10.4 查得其基本许用接触应力 220HP M P a 。假设蜗杆蜗轮每天工作 16 个小时，工作寿命 7 年，则应力循环次数： 260 hN n kt= 14406 0 1 1 6 3 0 0 720 = 614.5 10 寿命系数： 8 7710 0 . 5 5 11 4 . 5 1 0NZ 导程角大时，蜗杆蜗轮的传动效率高些，通常 0015 30 : ，由 1tan zq= 4 0.410第 11 页 共 46 页 所以 = 021.8 。蜗杆蜗 轮的滑动速度为： 11coss dnv =04 0 7 2 06 0 1 0 0 0 c o s 2 1 . 8 =1.624 /ms 按1P=1kw，由机械设计第十章图 10.10 查得sv=1.624 /ms，采用油浴润滑， 再由图 10.11 查得滑动速度影响系数 0.96sZ ，则许用接触应力： H P s N H PZZ= 0 .9 6 0 .5 5 1 2 2 0 =116.37MPa （ 4） 计算中心距 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 160EZ MPa，假设 蜗杆分度圆1d和传动中心距 a 的比值1 / 0.35da，从图 10.9 可查得 2.9Z ，则中心距： 32()EAHPZZa K T = 3 1 6 0 2 . 91 1 1 4 6 0 0 ( ) 1 2 21 1 6 . 3 7 mm 取 a =125mm 。 （ 5） 校核 Z和sZ取中心距 125a mm ，因 i=10，则从表 10.1 中选取 5m ，蜗杆分度圆直径1 40d mm，分度圆导程角 021.8 。这时1 / 0.32da，从图 10.9 中可查得 3Z ，滑动速度 1 .6 2 4 /sv m s ，查图 10.1 1 得 0.96sZ ，复算中心距124.9a mm 125mm,符合要求，因此计算结果可用。 3 4 蜗杆蜗轮的主要参数和几何尺寸 由表 10.1 查得蜗轮齿数2 41z ，变位系数2 0.5x ； 验算传动比2141 1 0 . 2 54zi z ，这时传动比误差为 1 0 . 2 5 1 0 0 . 0 2 5 2 . 5 %10 是允许的。蜗杆蜗轮的主要参数和几何尺寸如下表： 表 2 蜗轮蜗杆基本尺寸 第 12 页 共 46 页 名 称 代 号 数 值 中心距 a 125mm 蜗杆头数 1z4 蜗轮齿数 2z41 齿形角 020x 模数 m 5 传动比 i 10 齿数比 u 10.25 蜗轮变位系数 2x0.5 蜗杆直径系数 q 10 蜗杆轴向齿距 xp15.708mm 蜗杆导程 zp62.832mm 蜗杆分度圆直径 1d50mm 蜗杆齿顶圆直径 1ad60mm 蜗杆齿根圆直径 1fd38mm 顶隙 c 1mm 渐开线蜗杆基圆 直径 1bd35.7mm 蜗杆齿顶高 1ah5mm 蜗杆齿根高 1fh6mm 蜗杆齿高 1h11 mm 蜗杆导程角 021.8 渐开线蜗杆基圆导程角 b029.25 蜗轮分度圆直径 2d204mm 蜗轮喉圆直径 2ad209mm 蜗轮齿根圆直径 2fd187mm 第 13 页 共 46 页 蜗轮齿顶高 2ah2.5mm 蜗轮齿根高 2fh8.5mm 蜗轮齿高 2h11 mm 蜗轮咽喉 母圆半径 2gr20.5mm 蜗杆轴向齿厚 xs7.85mm 蜗杆法向齿厚 ns7.29 mm 4 槽轮机构的停歇传动设计 旋转罐装机转台的停歇运动可用不完全齿轮或槽轮机构传动，因槽轮机构具有结构简单、工作可靠、外行尺寸小、机械效率高等特点，所以选择槽轮机构进行停歇传动。 根据运动的需求， 即 转台要每转六分之一圈就要停歇一次，所以采用槽轮齿数1 6z ，主动拨盘的圆销数 1n 的一对槽轮，同时由于传动的需要，要求再要一个槽轮以实现罐装阀以压塞机构上曲柄摇杆机构的适当运动。为加工方便，也选取与槽轮 1 一样的槽轮，即2 6z 。 当主动拨盘回转一周时，槽轮的运动时间bt与主动拨盘转一周的总时间 t 之比，称为该槽轮机构的运动系数，并以 k 表示。对于拨盘上只要一个圆销的槽轮机构，其运动系数 k 为： 22bt zk tz 6 2 12 6 3第 14 页 共 46 页 s 图 3 槽轮机构 取中心距 200L mm ，圆销半径 5r mm ，则： s in ( / )R L z = 2 0 0 s in ( / 6 ) =100mm c o s ( / )s L z = 2 0 0 c o s ( / 6 ) =178mm ()h s L R r 1 7 8 ( 2 0 0 1 0 0 5 ) 8 3mm 其中符号所代表的如图三所示。 拨盘的直径1d以及槽轮轴的直径2d需满足下列条件： 1 2( )d L s 2 ( 2 0 0 8 6 . 6 ) 4 4mm 2 2 ( )d L R r 2 ( 2 0 0 1 0 0 5 ) 1 9 0mm 根据轴径公式： 3 PdAn第 15 页 共 46 页 式中： A 系数， 3 69 . 5 5 1 0TPAnW ，实心轴， 30.2TWd ； P 轴上传递的功率， km ； n 轴的转速， /minr 。 初估轴径。 主动拨盘上： 由机械设计第十九章表 19.3 （轴几种常用材料的 及 A 值），选择轴的材料为 45 钢，查得取 103A ， 1 , 7 2 0 / m i nP k w n r ，初算轴径：3111 0 3 2 4 . 7 572d m m 。槽轮 1 上： 3211 0 3 5 012d m m 。 在根据上面1d、2d的条件限制，而且功率 上面是按 100%的效率计算，所以实际的轴径比求的要小些， 可以满足 要求 。 为减少设计的工作量和方便加工制造，槽轮 2 的设计尺寸可以和槽轮 1 的一样。 根据槽轮齿顶厚度 5b mm ，确定锁止弧是以半径为 40mm ，弧所对应的圆心度为 0120 的三分之一圆弧。 需要注明的是，为了避免或减轻槽轮在开始转动和停止转动时的碰撞或冲击，圆销在开始进入径向槽或从径向槽脱出的瞬间，圆销中心的线速度方向均沿着径向槽的中心线方向，以便槽轮在启动或停止的瞬时角速度为零。 所以，如 图 三 所示的几何关系及槽轮的相关尺寸，圆销在进入或脱出槽轮时，其线速度都要沿着槽轮的中心线方向， 即主动拨盘的圆销在进入或脱出槽轮的瞬间要与水平线成 060 ，如图 3。 5 锥齿轮的 传动 设计 5 1 2n轴上的锥齿轮1z与槽轮 2 轴上相啮合的锥齿轮2z的传动设计 这对锥齿轮要求实现的传动比 为1213zi z。 一、 选定锥齿轮材料、热处理及精度 考虑此对锥齿轮的功率及安装的限制，故大小锥齿轮都选用硬齿面渐开线直齿锥 齿 轮。 （ 1） 锥齿轮材料及热处理 第 16 页 共 46 页 大小锥齿轮（整锻结构）材料为 20CrMoTi 。齿面渗碳淬火，齿面硬度为58 62HRC: ，有效硬化层深 0.5 0.9mm: 。根据机械设计第九章图 9.55 和图 9.58 ，取l i m 1 l i m 2 l i m 1 l i m 21 5 0 0 , 5 0 0H H F FM P a M P a ，齿面最终成形工艺为磨齿。 （ 2） 轮齿精度 按 / 1 0 0 9 5 1 9 8 8 , 6G B T 级，齿面粗糙度 0.8aR um，齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为 70%。 二、 初步设计锥齿轮传动的主要尺寸 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 6 1119 . 5 5 1 0PT n 计1P=1kw ，1 36 / m innr，则： 6 1119 . 5 5 1 0PT n = 6 19 . 5 5 1 0 2 6 5 2 7 8 *36 N m m （ 2） 确定齿数 因为是硬齿面，故取1 23z ，21 3 2 3 6 9z iz 。 （ 3） 计算基本尺 寸 a 标准直齿锥齿轮 b 受力分析 图 4 第 17 页 共 46 页 安全系数由机械设计九章表 9.15 查得 1.25FS （按 1%失效概率考虑） 。小锥齿轮应力循环次数 71 6 0 6 0 3 6 1 1 6 3 0 0 7 7 . 3 1 0hN n k t 大锥齿轮的应力循环次数 721/ 2 . 4 1 0N N u 由图 9.59 查得寿命系数120 . 9 6 , 0 . 9 4NNYY；实验齿轮应力修正系数 2.0STY ；由图 9.60 预取尺寸系数 1xY，则许用弯曲应力： l i m 11 768F N S T xFPFY Y Y M P aS l i m 22 752F N S T xFPFY Y Y M P aS 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： ( 1 0 . 5 )ttF F a s a F a s a F PmRK F K FY Y Y Yb m b m 式中，FaY 齿形系数，根据当量齿数vz，由机械设计图 9.53 查得 2.66FaY ； saY 应力修正系数，根据当量齿数vz，由图 9.54 查得 1.58saY 。 得： 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.9 取整数 3m ， 则正确啮合条件： 001 2 1 2 1 23 ; 2 0 ; 9 0m m m 所以，小锥齿轮的分度圆直径： 11 3 2 3 6 9d m z m m 大锥齿轮的分度圆直径： 22 3 6 9 2 0 7d m z m m 因 221212R d d，所以 109R mm 。由1 1 2 22 s i n , 2 s i nd R d R得： 011 s i n ( ) 1 8 . 52da c r R 022 s i n ( ) 7 1 . 52da c r R 第 18 页 共 46 页 小锥齿轮当量齿轮的齿数：11 0123 2 4 . 2 3c o s c o s 1 8 . 5vzz （当量齿轮的齿数无须元整），同理，大锥齿轮当量齿轮的齿数：22 0269 2 1 7 . 4 5c o s c o s 7 1 . 5vzz 。 为保证锥齿轮的连续传 动，其应该满足重合度 1 ，直齿圆锥齿轮传动的重合度可按当量齿轮进行计算。即： 1 1 2 21 ( ) ( ) 2 v v v vz t g t g z t g t g 式中1v，2v分别为大小锥齿轮当量齿轮的齿顶圆压力角。其计算过程如下： 11 3 2 4 . 2 3 7 2 . 6 9vvd m z ，22 3 2 1 7 . 4 5 6 5 2 . 3 5vvd m z 当量齿轮基圆直径： 011 c o s 3 2 4 . 2 3 c o s 2 0 6 8 . 3v b vd m z 022 c o s 3 2 1 7 . 4 5 c o s 2 0 6 1 3v b vd m z 当量齿轮的齿顶圆直径，由 *1 1 122v a v a v ad d h d m h 得： 127 8 . 6 9 , 6 5 8 . 3 5v a v ad m m d m m由111co s vbvavadd ，得 01116 8 . 3a r c c o s ( ) c o s ( ) 2 9 . 87 8 . 6 9vbva vad a c rd 同样可得： 0222613a r c c o s ( ) c o s ( ) 2 1 . 46 5 8 . 3 5vbva vad a c rd 所以，重合度 ： 1 1 2 21 ( ) ( ) 2 v v v vz t g t g z t g t g = 0 0 0 01 2 4 . 2 3 ( 2 9 . 8 2 0 ) 2 1 7 . 4 5 ( 2 1 . 4 2 0 ) 2 t g t g t g t g 1.8 满足重合度大于 1 的要求。 齿宽系数 /R bR ，取 13R ，且12b b b。 现将该对锥齿轮的主要几何尺寸计算列出，如下表： 表 3 锥齿轮基本尺寸 第 19 页 共 46 页 名 称 代 号 计算数值 分度锥角 00121 8 . 5 , 7 1 . 5 分度圆直径 d 126 9 , 2 0 7d m m d m m锥距 R 109R mm 齿顶高 ah3ah mm齿根高 fh3.6fh mm齿顶圆直径 ad127 4 . 6 9 , 2 0 8 . 9aad m m d m m齿根圆直径 fd126 2 . 1 7 , 2 0 4 . 7 2ffd m m d m m齿顶角 a0121 .5 8aa齿根角 f0121 .8 9ff齿顶锥角 a00122 0 . 0 8 , 7 3 . 0 8aa齿根锥角 f00121 6 . 6 1 , 6 9 . 6 1ff分度圆齿厚 s 4.7s mm 齿 宽 b 30b mm 当量齿数 vz122 4 . 2 3 , 2 1 7 . 4 5vvzz当量齿数比 vu9vu 平均模数 m2.5mm 平均分度圆直径 md125 7 . 5 . 1 7 2 . 5mmd m m d m m当量齿轮的分度圆直径 mvd126 0 . 6 3 . 5 4 3 . 6 4m v m vd m m d m m三、 锥齿轮传动的强度校核 直齿锥齿轮的强度计算比较复杂。为了简化计算，通常按其齿宽中点的当量齿轮进行强度计算。这样，就可以直接引用直齿圆柱齿轮的相应公式。因直齿锥齿轮的制造精度较低，在强度计算中一般不考虑重合度的影响，即取齿间载荷分配系数 K、重合度系数 Z、 Y的值为 1。 （ 1） 轮齿受力分析 忽略齿面摩察力，并假设法向力nF集中作用在齿宽中点上，在分度圆上可第 20 页 共 46 页 将其分解为圆周力tF、径向力rF和轴向力aF相互垂直的三个分力，如图 4 b 所示。各力的大小分别为： 111211c o s22( 1 0 . 5 )tnttmRFFTTFFdd 1 2 1 11 2 1 1t a n c o st a n s i nr a ta t tF F FF F F 式中，1T为小齿轮的名义转矩， 则 661 19 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 6 5 2 7 836PT N m mn 各力的方向：主动圆周力的方向与轮的转动方向相反；从动轮圆周力的方向与轮的转动方向相同；主从动轮的径向力分别指向各自的轮心；轴向力则分别指向各自的大端。 （ 2） 齿面接触疲劳强度计算 以当量齿轮作齿面接触疲劳强度计算，则： 111tvH E H H PmvK F uZZb d u 其中HP为许用接触应力，其计算式为： l i mH N W XHPHZ Z ZS 式中：limH 失效概率为 1%时，试验齿轮的齿面接触疲劳极限，由图 9.55查得lim 1500H ； NZ 接触疲劳强度的寿命系数，其值可根据当量齿轮的应力循环次数 60hN nkt，查图 9.56 得， 0.96NZ ； WZ 工作硬化系数，取 1.2WZ ； XZ 接触疲劳强度的尺寸系数，考虑尺寸增大使材料强度降低的系数，其值由 第 21 页 共 46 页 图 9.57 查得 1XZ ； HS 接触疲劳强度的最小安全系数，可由表 9.15 查得 1.1HS 。 计算得： 1 5 7 0 .9HP M P a 。 将111 8 9 . 9 , 2 . 5 , 1 , 9 2 2 7 , 2 5 , 6 0 . 6 3 , 9E H t m vZ M P a Z K F N b d m m u 带入式： 111tvH E HmvK F uZZb d u =1234MPa 1 5 7 0 .9HP MPa 同时由接触疲劳的设计公式： 211 24 ()(1 0 . 5 ) EHR R H PK T Z Zdu =51.85mm 式中个参数按前述确定。由前面计算知1 69d mm 51.85mm，所以满足。 （ 3） 齿根弯曲疲劳强度计算 安全系数由机械设计九章表 9.15 查得 1.25FS （按 1%失效概率考虑）。小锥齿轮应力循环次数 71 6 0 6 0 3 6 1 1 6 3 0 0 7 7 . 3 1 0hN n k t 大锥齿轮的应力循环次数 721/ 2 . 4 1 0N N u 由图 9.59 查得寿命系数120 . 9 6 , 0 . 9 4NNYY；实验齿轮应力修正系数 2.0STY ；由图 9.60 预取尺寸系数 1xY，则许用弯曲应力： l i m 11 768F N S T xFPFY Y Y M P aS l i m 22 752F N S T xFPFY Y Y M P aS 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： ( 1 0 . 5 )ttF F a s a F a s a F PmRK F K FY Y Y Yb m b m 式中，FaY 齿形系数，根据当量齿数vz，由机械设计图 9.53 查得122 . 6 6 , 2 . 0 6 3F a F aYY； 第 22 页 共 46 页 saY 应力修正系数，根据当量齿数vz，由图 9.54 查得121 . 5 8 , 1 . 9 3sa saYY。 以当量齿轮的有关参数带入下式，可得直齿锥齿轮传动的齿根弯曲疲劳强度的设计公式， 得： 311112 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.9； 322122 2 224( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.1。 由前面计算知13 2 .9mm ，所以 满足。 5 2 5n轴下端锥齿轮3z与4n轴前端的锥齿轮4z（如图一）的传动设计 这对锥齿轮要求实现的传动比为3412zi z。 一、 选定锥齿轮材料、热处理及精度 考虑此对锥齿轮的功率及安装的限制，故大小锥齿轮都选用硬齿面渐开线直齿锥齿轮。 （ 1） 锥齿轮材料及热处理 大小锥齿轮（整锻结构）材料为 20CrMoTi 。齿面渗碳淬火，齿面硬度为58 62HRC: ，有效硬化层深 0.5 0.9mm: 。根据机械设计第九章图 9.55 和图 9.58 ，取l i m 3 l i m 4 l i m 3 l i m 41 5 0 0 , 5 0 0H H F FM P a M P a ，齿面最终成形工艺为磨齿。 （ 2） 轮齿精度 按 / 1 0 0 9 5 1 9 8 8 , 6G B T 级，齿面粗糙度 0.8aR um，齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为 70%。 二、 初步设计锥齿轮传动的主要尺寸 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 6 3339 . 5 5 1 0PT n 计3P=1kw ，3 72 / m innr，则： 第 23 页 共 46 页 6 3339 . 5 5 1 0PT n = 6 19 . 5 5 1 0 1 3 2 6 3 972 N m m g（ 2） 确定齿数 因为是硬齿面，故取3 23z ，43 2 2 3 4 6z iz 。 （ 3） 基本尺寸的确定 安全系数由机械设计九章表 9.15 查得 1.25FS （按 1%失效概率考虑）。 小锥齿轮应力循环次数 73 6 0 6 0 7 2 1 1 6 3 0 0 7 1 4 . 6 1 0hN n k t 大锥齿轮的应力循环次数 743/ 7 . 3 1 0N N u 由图 9.59 查得寿命系数340 . 9 4 , 0 . 9 2NNYY；实验齿轮应力修正系数 2.0STY ；由图 9.60 预取尺寸系数 1xY，则许用弯曲应力： l i m 33 752F N S T xFPFY Y Y M P aS l i m 44 736F N S T xFPFY Y Y M P aS 根据齿根弯曲疲劳强度的计算式： ( 1 0 . 5 )ttF F a s a F a s a F PmRK F K FY Y Y Yb m b m 式中，FaY 齿形系数，根据当量齿数vz，由机械设计图 9.53 查得 2.66FaY ； saY 应力修正系数，根据当量齿数vz，由图 9.54 查得 1.58saY 。 得： 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.9 取整数 3m ，则正确啮合条件： 003 4 3 4 3 43 ; 2 0 ; 9 0m m m 所以，小锥 齿轮的分度圆直径： 33 3 2 3 6 9d m z m m 大锥齿轮的分度圆直径： 第 24 页 共 46 页 44 3 4 6 1 3 8d m z m m 因 223412R d d，所以 77R mm 。由3 3 4 42 s i n , 2 s i nd R d R， 得： 033 s i n ( ) 2 6 . 5 72da c r R 44 s i n ( ) 6 3 . 4 32da