搅拌机课程设计

SHANDONG UNIVERSITY ＯＦＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ
课程设计说明书搅拌机自动机械设计
学院：农业工程与食品科学学院
专业：农机
姓名学号：刘伟国 1011034123
指导教师：宋井玲
目录
方案
1构简介----------------------------------------------3 2设计数据--------------------------------------------3 设计过程
1.连杆机构运动分析-----------------------------------4
2.飞轮的设计-----------------------------------------7
3.电动机的选择---------------------------------------8
4.计算蜗杆涡轮运动参数-------------------------------9
5.选择联轴器-----------------------------------------9
6.轴计与强度计算-------------------------------------12
7.带传动与以及齿轮减速器设计与计算-------------------17 心得体会---------------------------------------------19 参考资料---------------------------------------------19
方案
1．机构简介
搅拌机常用于化学工业和食品工业中，对拌料进行搅拌工作。

如图9—9(a)所示，电动机经过齿轮减速(图中只圆出齿轮副zl—z2)，带动曲柄2顺时针方向回转、驱使曲柄摇杆机构(1—2—3—4)运动；同时通过蜗轮蜗杆带动容器绕垂直轴缓慢转动。

当连杆3运动时，固联在其上的拌勺E即沿图中虚线所示轨迹运动而将容器中的拌料均匀搅动。

为了减小机器的速度波动，在曲柄轴A上安装一调速飞轮。

工作时，假定拌料对拌勺的压力与深度成正比，即产生的阻力按直线变化，如图9—9(b)所示。

2．设计数据
设计数据见表9—8
设计过程：
(一)连杆机构的运动分析
曲柄位置图的做法，如下图所示：取摇杆在左极限位置时所对应的曲柄作为起始位置1，按转向将曲柄圆周分为十二等分，得12个位置。

并找出连杆上搅拌勺的各对应点E1，E2，………E12，绘出正点轨迹。

按搅拌勺的运动轨迹的最低点向下量40mm定出容器地面位置，再根据容器高度定出容积顶面位置。

并求出搅拌勺E离开及进入容器所对应两个曲柄位置8\和11\.
1、设计方案及过程
选第二组数据（X=535MM, Y=420MM,L AB=245MM,L BC=590MM, L CD=420MM,L BE=1390MM）进行设计。

（1）作搅拌勺运动轨迹
首先，做出摇杆在左极限位置（即AB和BC杆共线时）所对应的曲柄位置1，然后按转向将周做十二等分，的十二个位置。

再根据其他各干的长度找出连杆上长度找出连杆上搅拌勺E的个对应点，绘出正点轨迹，按搅拌勺的运动轨迹的最低点向下量40mm定出容器地面位置再根据容器高度定出容器顶面位置。

容器顶面位置与搅拌勺E离开及进入容器时所对应的曲柄位置。

如下图所示：
（2）作构件两个位置的运动简图
根据设计要求，选择3和8位置作为构件的运动简图。

先对应上图分别作出在位置3和8的曲柄AB，然后分别以B为圆心，BC长为半径和以D为圆心，DC长为半径画圆弧，两圆弧的交点即为C点位置。

延长BC画虚线只E点使BE长为1390mm,即作出了构件在位置3和8的运动简图，如下图所示：
（3）作构件处于位置3和8时的速度多边形和加速度多边形
a.对3位置C,E点进行速度分析和加速度分析
1.速度分析
如右图所示，选取速度比例尺U v
对于C 点 V C = V B + V CB
方向： ⊥CD ⊥AB ⊥BC
大小： ？ √ ？
ω=2πrad/s V B =ω2L AB =1.54m/s
V C =U V L PC =0.025×59=1.47M/S V CB =U V L BC =0.025×19.5=0.49M/S ω3=V CB /L BC =0.83rad/s 对于E 点： V E = V B + V EB
方向： ？ ⊥AB ⊥BE
大小： ？ √ √ V EB =ω3L BE =1.15M/S V E = U V L PE =1.625M/S 2．加速度分析
如图所示，选取加速度比例尺U A =0.1M/S 2
/MM
对于C 点： A C = A N
C + A T
C = A B + A N
CB + A T
CB 方向： A —C ⊥CD B —A C —B ⊥BC 大小： √ ？ √ √ ？ ω4=V C /L CD =3.51rad/s a n
c = ω42
l cd =5.18m/s 2
a b = ω2
2L AB =9.67M/S 2
a n c
b =ω32L BC =0.41M/S
2
a c =u a × 61mm =6.1m/s
2 a t
cb = u a ×40mm =4.0m/s 2
a 2 =a t
cb /L bc = 6.78rad/s
对于E 点： a E = a b + a n
eb + a t
eb 方向： ？ B —A E —B ⊥EB
大小： ？ √ √ √ A b = ω22
L AB = 9.67M/S
2
A N E
B = ω32 L AB =0.96M/S 2 A T EB = A 3 L EB =9.42M/S
2
A E =U A × 37MM = 3.7M/S
2
b. 对8位置C 、 E 点进行速度分析和加速度分析
1． 速度分析
如下图，取速度比例尺U V =0.025m/s/mm
对于C 点： V C = V B + V CB 方向： ⊥CD ⊥AB ⊥
BC 大小： ？ √ ？
ω2= 2πrad/s V B = ω2L AB =1.54M/S V C = U V L PC = 0.025×18M/S =0.45M/S V CB = U V L BC = 0.025×66M/S =1.65M/S ω3 = V CB /L BC =2.8rad/s 对于E 点： V E = V B + V EB 方向： ？ ⊥AB ⊥BE 大小： ? √ √ V EB = ω3L BE = 3.89M/S V E = U V L PE = 2.45M/S 2、 加速度分析
如下图所示：选取比例尺U A =0.1M/S 2
/MM
P
ω4 = V C /L CD = 1.07rad/s a n
c = ω4L CD =0.48M/S A B =ω22
L AB =9.67M/S 2 A N
CB
=ω32L BC =4.663M/S
2
A C =U A ×50MM =5.0M/S 2
A T
CB =U A ×12MM=1.2M/S 2
A 3=A T
CB /L BC =2.03rad/s
对于E 点：如下图
A E = A
B + A n
EB + A T
EB
方向： ? B —A E —B ⊥EB 大小： ? √ √ √
A B = ω2
2 L AB = 9.67M/S 2
A n
EB = ω32
L EB =10.89M/S 2
A T
EB = A 3L EB = 2.83M/S 2
A E = U A ×11MM = 1.1M/S
（二）飞轮的设计
选杆件材料为优质碳素结构钢，其密度ρ=7.85kg/,又取杆件的截面直径d=50mm,
且转动惯量=m
再根据运动方程式=可得:
=0.05679kg ·，=0.3283rad/s,=5.9351rad/s.
∆==0.9970 J
==3.29585rad/s
A n eb
A b
A e
A t eb
≥∆/([δ]) =0.58567 kg ·，( [δ]=),取=0.58567kg ·
由=4g ，取D=0.3m ，则=260.2978N ，又由=πDHb γ，可取H=b=0.03m ，则
γ=76756.83N/.
飞轮尺寸如下图：
（三）选择电动机
1、选择电动机
按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机. 选取Y160L-8 以下是其详细参数
Y160L-8的主要性能参数
额定功率
e d P /kw
同步转速 n/(r
1min -)
满载转速 n/(r
1min -)
电动机总重
/N
启动转矩 额定转矩
最大转矩 额定转矩
7.5
750
720
1421 2.0 2.0
根据已知条件，搅拌机的搅拌力矩和转速 ，得 35
n 1075搅
搅搅搅P P T ===，得P 搅=3.94kw 查机械设计手册可得
联轴器效率 n =0.99 ，滚动轴承效率n =0.98 ，双头蜗杆效率n =0.8 ，转油润滑效率n =0.96 转盘摩擦5n =0.89
则 64.089.096.08.098.099.02
2=⨯⨯⨯⨯=η
工作机要求的电动机输出功率为： w d p p n =kw 16.664.094.3==
于是可得：
kw P
d
5.71
6.6≤=
根据设计要求：i=4
.2135
750
n ==搅n d （四）计算蜗杆涡轮运动参数
1、各轴转速
蜗杆轴 n 1=720r/min ， 齿轮轴 n 2=720/21.4=33.6r/min ，工作轴 n 3= n 2=33.6r/min
2、各轴的输入功率
蜗杆轴 p 1= 12d P n n =5.97kw ， 齿轮轴 p 2=p 1234n n n =4.49kw ， 工作轴 p 3=p 2 12n n =3.94.kw 3、各轴的转矩
电机输出转矩 T =9550 w
P n
=9550×6.16/750Nm=78Nm
蜗杆输入转矩 T =T
12n n =78×0.99×0.98 Nm =76Nm
蜗轮输入转矩 T =T i 234n n n =76×21.4×0.98×0.8×0.89Nm =1225 Nm 工作机输入转矩 T =T
12n n =1225×0.99×0.98×0.89Nm=1060Nm
（五）选择联轴器
1 联轴器（蜗杆）的选择
1.1类型选择
为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。

1.2载荷计算
查机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。

计算转距Tca Tca=KAT=1.5×76N ·m =114N ·m 1.3型号选择
选用LT 型弹性套柱销联轴器。

选择d1=d2=35mm
1.4校核许用转距和许用转速
查机械手册，选LT5联轴器 GB/T 4323--2003。

许用转距[T]=400N ·m ，许用转速[n]=8000r/min 。

因 Tca<[T],n<[n],故联轴器满足要求。

2联轴器（蜗轮）的选择
1.1类型选择
轴由于轴转速很低，不必要具有较小转动惯量选择齿式联轴器。

1.2载荷计算
查机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。

计算转距Tca Tca=KAT=1.5×1225N ·m =1837.5N ·m 1.3型号选择
选用GICL3型齿式联轴器。

由于与轴的直径可以任意定，因此选择d 1=d 2=45mm 1.4校核许用转距和许用转速
查表，选GIGL 联轴器 GB/T 8854-2001。

许用转距[T]= 2800N ·m ，许用转速[n]=5900/min 。

因此Tca<[T],n<[n],故联轴器满足要求。

3.蜗轮传动的设计计算
已知输入功率5.97kw ，蜗杆转速 720r/min ， 传动比i=21.4。

1.1选择蜗杆转动类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。

1.2选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度也不是很高，故选择45钢；为了转动效率更高，耐磨性更好，所以蜗杆旋齿面要求淬火，硬度大约45-55HRC 。

蜗轮用铸磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。

为了节约贵重有色金属，仅仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。

1.3蜗轮齿面接触疲劳强度计算
根据设计的 原则，从参考书中差得蜗轮接触疲劳强度条件设计公式
]
[2
332)(H P
E Z Z KT a σ⋅≥
1.3.1确定载荷系数K
由于工作载荷比较稳定，故取载荷分布不均匀系数1=βK ,查表得15.1=A K ，由于转速 不高，冲击
不大，可取动载系数05.1=υK ,
K=21.105.1115.1=⨯⨯=A υβK K K 1.3.2确定弹性影响系数E Z
因为选用的 是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配合，故E Z =160MP a 。

1.3.3确定接触系数P Z
查图，得P Z =2.9 1.3.4确定许用接触应力][H
σ
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可查表得蜗轮基本许用应力为]['H σ
=268a MP。

应力循环次数 N 74.21720
21001.210000160j 60⨯=⨯⨯⨯==h L n
寿命系数 911.010
01.210
87
7
=⨯=K HV 于是， ]['H
σ
=]['H σK HV =0.911⨯268=244a MP
1.3.5计算中心距 ]
[2
332)(
H P
E Z Z KT a σ⋅≥mm 1752449.2160122521.11032=⨯⨯
⨯=）（ 取中心距a=200mm 。

i=21.4，查表取模数m=8mm ，分度圆直径1d =80mm,4.0d 1
=a
,从图表中可以查的接触系数'P Z =2.74，因为'P Z <P Z ，因此，以上结果可用。

4 、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
1、蜗杆 轴向齿距
P a
=25.133mm ；直径系数q=10;齿顶圆直径1
a d
=96mm ；齿根圆直径1d f =60.8mm;分度圆导程
角”’361811︒=λ； 2、蜗轮
蜗轮齿数;5.0x ;41z 22-==变位系数 验算传动比5.20241i 12===
z z ，这时传动比误差为 οο2.44
.215.204.21=-，这是 允许的。

蜗轮分度圆直径mm mz 328418d 22=⨯==
蜗轮喉圆直径 m m 344823282d 222=⨯+=
+=）（a a h d 齿轮齿根圆直径mm h d f f 8.308)82.12328(2d 222=⨯⨯-=-= 3、校核齿根弯曲疲劳强度 []F Fa F Y Y m
d d KT σσβ≤=
2212
53.1
当量齿数 48.43)31.11(cos 41
cos z 3
0322===
λz v
根据48.43,5.0x 22=-=v z ，可查表得齿形系数 87.22=Fa Y 。

螺旋角系数 9192.014031.1111401o
0=-=-=o
Y λ
β 许用弯曲应力 [][]FN F F K •='σσ
从机械设计手册中查的由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲 应力[]a F MP 56'=σ 寿命 系数
[]a
F
a
F FN MP MP K 8.269192.087.28
3288010122521.153.176.3971.05671.010
01.2103
9
7
6
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯==⨯=
σσ
弯曲强度是足够的。

（六）轴的设计与强度计算
1、蜗杆轴的设计
选取轴的材料为45钢，调质处理。

查机械设计书表得 [σb]=640MPa [σ-1]1=55MPa 取A=115，于是得 d ≥mm n p A
25720
16.6115333=⨯= 轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号 计算转矩ca T =3T K A ,查机械设计书表，选取A K =1.5，则有
ca T =KT=1.5×76=114Nm
考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=25*1.05=28mm ，因轴头安装联轴器根据联轴器内孔直径取最小直径为d=28mm 选联轴器
查表GB/T 4323-2002 与之前联轴器LT5相合，选择一轴最小轴径m m 40d min =。

轴伸直径40mm.联轴器轴孔长度82mm。

轴的结构设计
从左端开始一次为d1、d2、………, L1、l2、………
从轴段d1=40mm开始逐渐选取轴段直径，
d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内，故d2=40+0.1d1=44mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。

应取d2=45mm；
d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30210。

取d3=50mm。

d4起定位作用，由h=（0.07~0.1）×d3=（0.07~0.1）×40=2.8～4mm，取h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm;
d7段装轴承，取d7=d3=50mm
d5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;
确定各轴段长度
L1取联轴器轴孔长度82mm
L2安装端盖取L2=35mm
L3安装轴承，取轴承宽度L3=B=20mm
L4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=68mm
L7也安装轴承和端盖L7=30mm
L5为蜗杆轴向齿宽取L5=70mm
定出轴的长度为;
L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L7=296mm
2蜗杆轴的强度校核
轴的受力分析
图2
N T F t 190010
8076
2d 2311=⨯⨯==
- N F F o
o
n 346831
.11sin 20tan 1900sin tan t
=⨯==γαα N F F o t 933831.11cot 1900cot =⨯==λγ X--Y 水平面平面受力图
图三 其中，Mo=
3735202
80
933821=⨯=d F αmm ⋅N 弯矩图如下图所示：
图 四
X--Z 平面受力图：
图五
垂直面弯矩z -X M 图
图六 合成弯矩M=mm N M M Z X Y X ⋅=+--3815482
2 由
[]221
()
c a M T W
ασσ-+=≤ 式中：c a
σ
——轴的计算应力，MPa;
M ——轴所受的弯矩，N ·mm; T ——轴所受的扭矩，N ·mm; W ——轴的抗弯曲截面系数，3
m m
[]1σ-——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa
查表得圆轴W 的计算式为：
3
32
d W π= 联立以上式子可得：
d 代入数值可得d ≧33.9mm,符合要求。

3蜗轮轴的设计
3．1确定轴段直径
根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1 为轴的最小直 径，确定为d1=42mm
轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d2=52mm 轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3>d2,且与 轴承内径标准系列相符，故取d3=55mm.( 轴承型号选30211)
轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d4=60mm 轴段5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取d5=70mm 轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211查得d6=60mm 轴段7与轴段3相同轴径d7=55mm
3.2确定各段长度
为了保证蜗轮固定可靠，轴段4的长度应小于轮毂宽度2mm ，取L4=60mm
为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间 隙，取两者间距为23mm
为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm . 根据轴承宽度B=21mm ，取轴段7长度L7=28mm ，
因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L3=28 mm 。

为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取L2=22+46=68mm 。

根据联轴器轴孔长度，取L1=90mm 。

因此，定出轴的跨距为L=（10+25+60+23+10）=128mm.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算） 蜗轮轴的总长度为Lo=130+68+90+10=298mm 。

3.4蜗轮轴的强度校核
由于其受力分析与蜗杆轴基本相似，在这里过程省略。

蜗轮的分度圆直径d=328mm ； 转矩T 2=1225N ·m 蜗轮的切向力：Ft=
N d T 746910328
1225
22322=⨯⨯= 蜗轮的径向力Fr=Ft ×tan α=7469×tan20°=2718N 蜗轮轴向力Fa=Ft ×tan β=7469×tan11.3°=1492N 转矩m 12252⋅=N T
求当量弯矩
因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,危险截面L4段任意处A 点的当量弯矩为: )(
22212256.0263.133)(2
⨯+=+='aT M ec
M c =747Nm
计算截面A 处的直径，校验强度
mm Mec d a 4.5155
1.01000
7471][1.033
=⨯⨯=-=σ
因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：
d=mm a 9.5305.1d =⨯,在设计结构中，此处设定的是60mm ，所以强度足够。

（七）带传动与齿轮减速器运动从参数计算
一、传动比的分配
1、总传动比：i 总=n 电动/n 筒=960/76.4=12.57
2、分配各级伟动比
（1） 据指导书P7表1，取齿轮i 齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i 总=i 齿轮×I 带 ∴i 带=i 总/i 齿轮=12.57/6=2.095 1、计算各轴转速（r/min ）
n I =n 电机=960r/min n II =n I /i 带=960/2.095=458.2(r/min)、 n III =n II /i 齿轮=458.2/6=76.4(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW ）
P I =P 工作=2.4KW 、P II =P I ×η带=2.4×0.96=2.304KW 、P III =P II ×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96 =2.168KW 3、 计算各轴扭矩（N ·mm ）
T I =9.55×106P I /n I =9.55×106×2.4/960=23875N ·mm 、T II =9.55×106P II /n II =9.55×106
×2.304/458.2
=48020.9N ·mm 、T III =9.55×106P III /n III =9.55×106
×2.168/76.4=271000N ·mm 二、传动零件设计 1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V 带截型
查手册得：k A =1.2 、P C =K A P=1.2×3=3.9KW 、查手册得：选用A 型V 带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速
推荐的小带轮基准直径为75~100mm ， 则取d d1=100mm>dmin=75 、d d2=n 1/n 2·d d1=960/458.2×100=209.5mm ，取d d2=200mm
实际从动轮转速n 2’=n 1d d1/d d2=960×100/200 =480r/min
转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允许)
带速V：V=πd d1n1/60×100=π×100×960/60×1000=5.03m/s，在5~25m/s范围内，带速合适（3）确定带长和中心矩
根据公式得：0.7(d d1+d d2)≤a0≤2(d d1+d d2)、0.7(100+200)≤a0≤2×(100+200)，所以有：210mm≤a0≤600mm 由公式得：
L0=2a0+1.57(d d1+d d2)+(d d2-d d1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm
根据表取L d=1400mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+L d-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-d d2-d d1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200（适用）（5）确定带的根数
=0.95KW，△P1=0.11KW，Kα=0.96，K L=0.96
由公式得：=P C/P’=P C/(P1+△P1)KαK L =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =3.99
(6)计算轴上压力
由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
F0=500P C/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N =158.01N 用在轴承的压力F Q，由公式的：
F Q=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。

齿面精糙度R a≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φd u[σH]2)1/3，定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60，动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用，数比：u=i0=6φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8N·mm
(4)载荷系数k
查表取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim Z NT/SH由表查得：σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
根据公式计算应力循环次数N L
N L1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109
N L2=N L1/i=1.28×109/6=2.14×108
由图查得接触疲劳的寿命系数：Z NT1=0.92 Z NT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数S H=1.0
[σH]1=σHlim1Z NT1/S H=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2Z NT2/S H=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φd u[σH]2)1/3=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm
模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据表取标准模数：m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据公式式: F=(2kT1/bm2Z1)Y Fa Y Sa≤[σH]
确定有关参数和系数,度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿宽：b=φd d1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm
(7)齿形系数Y Fa和应力修正系数Y Sa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表查的：Y Fa1=2.80 Y Sa1=1.55Y Fa2=2.14 Y Sa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据公式：[σF]= σFlim Y ST Y NT/S F由表查得：σFlim1=290Mpa σFlim2=210Mpa由图查得：Y NT1=0.88 Y NT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数Y ST=2 一般可靠度选取安全系数S F=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1Y ST Y NT1/S F=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2Y ST Y NT2/S F=210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa
将求得的各参数代入公式
σF1=(2kT1/bm2Z1)Y Fa1Y Sa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)Y Fa1Y Sa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s
心得体会
首先感谢同学们在课程设计过程中对我的帮助，感谢老师平时教授的知识。

这次课程设计历时一个星期，通过这一个星期的学习，发现了自己的很多不足，自己知识的很多漏洞，看到了自己的实践经验的不足，理论联系实际的能力还急需提高。

这次课程设计任务下来以后，我一直冥思苦想，我知道最主要的是要先找出一个方案，然后理清思绪，知道总的方向才会得心应手。

我们以前从没有搞过这样的课程设计，我也知道这次的课程设计真的很难的，但到今天终于还是完成了。

在课程设计中，我遇到了很多问题，，有的就自己查阅的相关资料、书籍，我发现以前学得好多东西都已经忘记了，庆幸的是 CAD还没忘完，勉强画的下去，只是效率还比较低，这也又一次让我“明白温故而知新”的道理，学习是一个反复的过程。

这次的课程设计，我相信对我的毕业设计将是一个很好的基础学习，其中暴露出来的问题在毕业设计时坚决不能让其出现。

再次衷心的感谢同学们对我的帮助。

参考文献
1、《自动机械设计》主编宋井玲
2、《机械设计》，第八版，主编邱宣怀
3、《机械设计课程设计手册》，第三版，主编吴宗泽，罗圣国。