Fwvw490*20*10?3Pw???0.105KW。
1000?w1000*0.93 由减速电机到齿轮的传动的总效率???g?r，?g为齿轮传动的效率，?r为滚动轴承的传动效率，查表1-15（机械传动和摩擦副的效率概略值）得?g?0.97，
?r?0.98，则???g?r?0.97*0.98?0.9506。那么减速电机的输出功率
Pm?Pw?0.105?0.1105KW。根据机械设计手册选定减速电机的额定功率为
0.9506?Pm?0.12KW.
(3)电动机转速的确定
根据设计要求，不完全齿轮是由大齿轮带动小齿轮的，小齿轮的转动速度
n2?3r/min，取不完全齿轮的传动比为i?2，则大齿轮的转速为n1?1.5r/min，
则电动机的输出转速为n0?1.5r/min，根据机械设计手册选定减速电机的输出转速为n0?2.0r/min。
综上所述所选的减速电机的型号为RF57R37-DR63S4。 4.5.2.不完全齿轮布满齿后的齿轮传动的设计与计算 4.5.2.1.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级
1）根据间歇机构的运动需要，选用直齿圆柱不完全齿轮传动； 2）齿轮的旋转速度并不高，故选用7级精度（GB10095—88）;
3）齿轮材料的选择，由表10-1选择大齿轮材料为35SiMn，调制处理,小齿轮的材料为40Cr，调制处理，使两者材料硬度差为30HBS，以满足设计要求。
4)先选假想布满齿后齿轮齿数z1?70,z2?35。
5）齿轮的使用寿命为15年，设每年工作300天，每天工作8小时。 4.5.2.2按齿根弯曲强度设计
2KT1YFaYSa() 2?dz1[?F]2'' 设计公式为 m?3（1）先试计算大齿轮的直径，
KT1(u?1)ZE其计算公式为 d1t?2.323 2?du[?H]1）试选载荷系数Kt=1.2;
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2）大齿轮传递的转矩
9550*103P19550*103*0.12N?mm?5.73*105N?mm T1==
2n13）由于小齿轮做悬臂布置，所以根据表10-7选齿宽系数为?d=0.6； 4）根据表10-6查得所选材料的弹性影响系数ZE=188.9MPa； 5）根据表10-21d按齿轮的齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限分别为?Hlim1=510Mpa ，?Hlim2=560Mpa;
6）小齿轮和大齿轮的应力循环次数
N1=60n1jLh=60*2*1*（2*8*300*15）=8.64*106
8.64*106N2==1.728*107
1/212 7）根据图10-19取大齿轮和小齿轮的接触疲劳寿命系数分别为
KHN1?0.97;KHN2?0.96。
8）取齿轮安全系数
[?H]1?S=1.1，则接触疲劳许用应力
KHN1?lim10.97*510?MPa?449.73MPa S1.1KHN2?lim20.96*560?MPa?488.73MPa s1.1 [?H]2?9）将[?H]中较小的值代入计算公式得
3d1t?2.32KT1(u?1)ZE?2.322?du[?H]231.2*5.73*105*3*188.92mm?155.87mm 20.6*2*449.73 10）大齿轮的圆周速度 v??d1tn160*1000??*155.87*260000?0.01632m/s
11）齿轮宽度 b??d?d1t?0.6*155.87mm?93.522mm 模数 mt?d1t155.87?mm?2.2267mm z170齿高 h?2.25mt?2.25*2.2267mm?5.01mm
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则小齿轮齿宽与齿高比为 （2）.计算齿轮模数
b155.87??31.0978 h5.011）根据图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?420MPa，
?FE2?500MPa，；
2）根据图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.91,KFN2?0.89;
3）取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则由式10-12得弯曲疲劳许用应力
[?F]1?KFN1?FE10.91*420??294MPa S1.3KFN2?FE20.89*500??342.31MPa S1.3 [?F]2?4)根据小齿轮的圆周速度v=0.01632m/s,齿轮精度为7级精度，由图10-8查得动载系数Kv?1.008;对于直齿轮，KH??KF??1;依据表10-2查得使用系数KA?1.00;根据表10-4用插值法查得精度为7级的齿轮传动，并且小齿轮悬臂布置时KH??1.357；由齿宽与齿高比
KF??1.35;
b?31.0987，KH??1.357查图10-13得h可得载荷系数K?KAKVKF?KF??1.00*1.008*1*1.35?1.3608
5)根据表10-5通过直接查或用插值法球的得齿形系数
YFa1?2.24,YFa2?2.45;
应力校正系数YSa1?1.75,YSa2?1.65。 6)大齿轮的
YFa1YSa12.24*1.75??0.01333 [?F]1294YFa2YSa22.45*1.65??0.01181
[?F]2342.31 小齿轮的
所以大齿轮的数值大
7）代入设计计算公式得
52*1.3608*5.73*10 m?3*0.01333mm?1.919mm 20.6*70将计算所得的模数就近圆整为标准值m=2mm,根据以上计算所得大齿轮的
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的分度圆直径d1?155.87mm，算出大齿轮齿数
z1?d1155.87??78 m2则小齿轮齿数z2?1/2*78?39 4.5.2.3.计算大小齿轮的几何尺寸参数
（1）分度圆直径
d1?z1m?78*2?156mmd2?z2m?39*2?78mm*
（2）齿顶圆直径和齿根圆直径
da1?(z1?2ha)m?(78?2)*2?160mm
da2?(z2?2ha)m?(39?2)*2?82mmdf1?(z1?2ha?2c)m?(78?2?2*0.25)*2?151mmdf2?(z2?2ha?2c*)m?(39?2?2*0.25)*2?73mm****
（3）中心距 a?d1?d2156?78??117mm 22（4）齿轮宽度b??dd1?0.6*78?46.8mm 取B1?52mm,B2?47mm
4.5.3不完全齿轮的周节数K值与首，末齿齿顶高系数has,ham的确定
从动轮的齿顶压力角
**?a236*cos20?? ?arccos()?arccos()?27.097*36?2*1z2'?2ha2z2'cos?则 inv?a2?tan?a2??a2?tan27.097??27.097???26.59? inv??tan????tan20??20???19.64
从动轮齿顶高系数ha2?1时从动轮齿顶圆齿槽所对中心角 ?2?**180?z2'180??2(inv??inv?a2)??2(?19.64??26.59?)?18.9?
36假定ham?ha2?1，得从动轮具有标准齿顶高，主动轮为修正齿
* 26
顶高has?ham时，两齿顶圆交点所对从动轮中心角的一半?2为，
?2?arccos
z2(z2?z1')?2ha2(z2?ha2)?2ham(z1?ham)(z1'?z2')(z2'?2ha2)*''*'**'*36*(36?72)?2*1*(36?1)?2*1*(72?1)?arccos?21.59?(72?36)(36?2*1)
则可知从动轮转过(2?2??2)的角度范围内包含的周节数
K?(2?2??2)360?/z2'(2*21.59??18.9?)??2.428 ?360/36由于K为整数，所以取K?3，
查表4-2-74由插值法得??20?,ha2?1时，不产生齿顶干涉的主 动轮末齿的齿顶高系数ham?0.5494
在理论上，可使has?ham，但实际上考虑加工精度的影响， 为了保证进入啮合时不发生齿顶干涉，取has?ham因此取
******has?0.5
4.5.4.连续传动性能的校核
由于不完全齿轮的首齿齿顶高在设计中被修正，为避免产生二次冲击，需对其首齿与第二个齿的重合度?a进行校核。
主动轮齿顶压力角
*?as176*cos20???arccos(')?arccos()?21.953 *76?2*0.5z1?2has''z1cos?'zz?a?1(tan?as1?tan?)?2(tan?a2?tan?)2?2? 7236?*(tan21.956??tan20?)?*(tan27.097??tan20?)?1.2952?2?由于?a?1，所以能够避免产生二次冲击。 4.5.5.锁止弧的设计
1）从动轮锁止弧的设计（如下图4-1所示）
锁止凹弧要留有0.5模数的齿顶厚，才能保证开始啮合点不会因磨损而有所变动，凹弧所对的中心角?2为
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码垛机设计毕业设计说明书
