本科毕业论文 圆锥破碎机的设计
??式中，ha齿顶高系数，ha?1。
取小齿轮齿数z1?30，
z2?iz1?1.66?30?49.8 （3.15）
取大齿轮齿数z2?50。
（3）根据工作条件的要求，大端模数为
m?12 （4）齿轮分度圆的直径
d1?mz1?12?30?360mm d2?mz2?12?50?600mm （5）锥距
2222 R???d1??d??360??600??2????2?2?????2?????2???349.86mm （6）齿轮齿顶、齿根圆直径 由文献[3]表10?9可知， 齿顶高
h*a?ham?1?12?12mm 齿顶圆直径
da1?d1?2hacos?1?360?2?12?cos22?22'06''?382mm da2?d2?2hacos?2?600?2?12?cos67?67'54''?610mm 齿根高
h?h**f?a?c?m??1?0.2??12?14.4mm 齿轮基圆直径
dm1?d1?1?0.5?R??360?1?0.5?0.28??313.95mm 15
（3.16） （3.17） （3.18） （3.19）
（3.20）
（3.21） （3.22） （3.23）
（3.24）
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dm2?d2?1?0.5?R??600?1?0.5?0.28??528mm （3.25） （7）齿宽
由文献[2]表14?3?3可知，，
b??RR?0.28?349.86?97.96mm （3.26） （8）节圆周速度 v??d1n160?103?3.14?360?556?10.48m/s （3.27）
60?1033.3.2齿轮的校核 （Ⅰ）校核齿面接触疲劳强度 （1）接触应力的计算
由文献[4]表5?39可知，齿面接触应力计算公式，即 ?H?ZHZE2KT1u2?1? （3.28）
ubd12(1?0.5?R)2确定公式内的各计算数值 ①
计算载荷系数
电动机驱动，载荷平稳，由文献[4]表5?2可知，取KA?1
平均分度圆直径 dm1?d1?1?0.5?R??360?1?0.5?0.28??313.95mm
3.14?313.95?556?9.14m/s
6000060000vz9.14?302.7405，得KV?1.24； 由文献[4] 图5?4（a）可知，按m1?100100平均分度圆圆周速度 vm??dm1n1?由文献[4] 图5?7（b）可知，按
b97.96??0.272，齿轮悬臂布置，K??1.21； d1360由文献[4]表5?4可知，K??1.1；
K?KAKVK?K??1?1.24?1.21?1.1?1.65 ②
由文献[1]表10?6可知，弹性系数ZE?189.8；
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本科毕业论文 圆锥破碎机的设计
③
节点区域系数 ZH?22??2.49 oosin?cos?sin20cos20计算得，
2?1.65?9.26?1051.662?1 ?H?2.49?189.8??106.32MPa 2297.96?360??1?0.5?R?1.66（1） 接触疲劳强度的许用应力
由文献[4] 表5?28可知，许用接触应力计算公式，即 ??HlimHP?SZNZXZWZLVR Hmin确定公式内的各计算数值
①小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa ②最小安全系数SHmin?1.0
③由文献[1，10-13]可知，计算应力循环系数
N81?60n1jLh?60?360?1?5?365?24?9.461?10 由文献[1] 图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数 ZN1?0.87， ④尺寸系数ZX?1
⑤工作硬化系数，按ZW?1.2?HBS?1301700?1.11
⑥润滑油膜影响系数，ZLVR?0.85 计算得， ?HP?6001?0.87?1?1.1?0.85?443.7MPa （3）由于?H?106.32MPa??HP?443.7MPa，故安全。 （Ⅱ）校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根应力的计算
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3.29）
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由文献[4]表5?55可知，弯曲应力计算公式，即 ?F?2KT1YY （3.30） 2F?S?bd1m(1?0.5?R)确定公式内的各计算数值
① 由文献[1]表10?5可知， YF?1?2.85， ② 由文献[1]表10?5可知， YS?1?1.54， 计算得，
?2?1.65?9.26?105F1?97.96?360?12??1?0.5?0.28?2?2.85?1.54?42.85MPa （2）弯曲强度的齿根许用应力
由文献[4]表5?31可知，齿根许用应力计算公式，即 ?YSTHP??FlimSYNYX Fmin确定公式内的各计算数值 ①弯曲疲劳极限?Flim?300MPa ③ 齿轮的应力修正系数YST?2.0 ④ 弯曲强度的最小安全系数SFmin?1.4 ⑤ 弯曲疲劳寿命系数
YN1?0.93，YN2?0.96 ④弯曲疲劳的尺寸系数YX?0.85 计算得， ??2F1?3001.4?0.93?0.85?338.8MPa （3）由于?F1?42.85MPa???F1??338.8Mpa，故安全。 3.3.3传动轴的设计计算
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3.31）
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（1）初步确定轴的直径
d?A03p055?130?3?60.25mm （3.32） n0556根据工作条件，取d?90mm （2）传动轴受力分析
2T12?9.26?105Ft?d??5144.44N m1360F?r?Fttg?cos?1?5144.44?tg20?cos22?22'06''?1731.54N Fa?Fttg?sin22?22'06''?5144.44?tg20??sin22?22'06''?712.57N 19
（3.33）
（3.34） （3.35）