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混凝土搅拌机的设计
摘 要
为加快乡村振兴以及城镇的现代化建设，设计一种适用于农村和城镇的小型简便的混凝土搅拌机是有重大意义的。 本设计包括传动机构，搅拌机构以及机架。电动机将动力输入皮带，然后经皮带传到减速器减速，减速器传出的动力带动滚筒上的大齿圈，使得滚筒转动。由于这是一个小型混凝土搅拌机，整个机器上料为人工上料，出料通过搅拌筒的反转使得混凝土卸出。通过对搅拌筒的设计计算得拌筒的尺寸长1480mm，宽1200mm，出料口半径350mm，进料口半径400mm，然后选择合适的电动机，选择电动机型号为 Y132S1-2，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/min。接着对带轮，减速器，开式齿轮进行设计计算。皮带选用3V带根进行传动，所设计减速器的传动比为8.05。设计的开式大齿轮基准圆直径为1260mm，齿宽100mm。选择合适角度的高低叶片，最后设计机架使得各部件连接起来。设计所得的混凝土搅拌机满足使用要求。
关键词：混凝土搅拌机；电动机；搅拌筒；叶片
Design of concrete mixer
Abstract
In order to speed up the Rural Revitalization and urban modernization, it is of great significance to design a small and simple concrete mixer suitable for rural and urban areas. This design includes transmission mechanism, mixing mechanism and frame. The power is input into the belt by the motor, and then transmitted to the reducer through the belt. The power from the reducer drives the big gear ring on the drum to make the drum rotate. Because this is a small concrete mixer, the whole machine is manually loaded, and the concrete is discharged by reversing the mixing drum. Through the design and calculation of mixing drum, the size of mixing drum is 1480mm in length, 1200mm in width, 350mm in outlet radius and 400mm in inlet radius. Then select the appropriate motor, with y132s1-2 motor model, Pen=5.5kW rated power and n full load speednm=2900r/min n, synchronous speed is nt=3000r/min。 Then design and calculate the pulley, reducer and open gear. 3V belt root is selected for belt transmission, and the transmission ratio of the designed reducer is 8.05. The diameter of reference circle is 1260 mm and the tooth width is 100 mm. Choose the right angle of high and low blades, and finally design the frame to connect the components. The designed concrete mixer meets the use requirements.
Key words: concrete mixer; Motor; Mixing drum; blade
目录
1、前言 6
1.1、课题的目的与意义 6
1.2、混凝土搅拌机国内外的研究发展 6
2、技术任务书 7
2.1、原始数据 7
2.2、设计的总体要求 7
2.3、设计内容 7
3设计计算说明书 8
3.1总体设计方案 8
3.2搅拌筒尺寸的确定 9
3.3、电动机的选择 11
3.4传动部分的设计 13
3.4.1传动装置传动比的分配 13
3.4.2、V带传动设计计算 14
3.4.3减速器的设计 17
3.4.4联轴器的选择 42
3.4.5轴承的选择 42
4执行机构的设计 42
4.1. 滚筒上齿圈的设计 42
4.2、工作机轴的设计与校核 46
4.3叶片角度的选择 49
5、机架的设计 50
6、其他 50
7、使用说明书 50
7.1、开机前的检查 50
7.2、操作流程 51
7.3、日常维护 51
结论 51
参 考 文 献 52
致 谢 52
1、前言
1.1、课题的目的与意义
随着我国经济和科技的迅速发展，基础性的建设扩大，生产越来越朝着自动化的方向发展。混凝土搅拌机在建筑中有着十分广泛的应用，它不仅减轻了人们的劳动力，还保证了混凝土的质量和生产效率。由于混凝土搅拌机是将沙和石子等物料进行混合，且需要量大，所处环境恶劣。因此混凝土搅拌机在向使用方便、自动生产等方面的发展是的必要的。
选择混凝土搅拌机的设计，希望能巩固和掌握学到的知识。且随着“十四五”的到来，为加快乡村振兴以及城镇的现代化建设，设计适用于农村和城镇的混凝土搅拌机是有重大意义的。
1.2、混凝土搅拌机国内外的研究发展
19世纪40年代，在徳、美、俄等国家出现了以蒸汽机为动力来源的自落式搅拌机。从1943年美国开始大量生产预拌混凝土到1950年日本开始用搅拌机生产预拌混凝土期间，以各种有叶片或无叶片的自落式搅拌机的发明与应用为主。20世纪40年代后期，德国ELBA率先发明了强制式单卧轴搅拌机德国的桑索霍芬机械与矿业公司推出强制式双卧轴搅拌机。但当时的卧轴式搅拌机因轴端密封技术未完全成熟，其发展基本处于停顿状态。我国在1952年，天津工程机械厂和上海建筑机械厂各试制出第一台进料容积为400L和1000L的混凝土搅拌机，当时的400L即后来定型的JG250.1964-1965年，天津搅拌机厂和华东建筑机械厂先后在测绘国外样机的基础上，研制出JG250和JG1000型立轴涡桨式搅拌机，开始了我国强制式搅拌机生产的新篇章。20世纪70年代初，卧轴式搅拌机的轴端密封技术得到突破，这种类型的搅拌机在德国的BHS公司、意大利的SICOMA公司美国的JOHNSNO公司、日本的日工株式会社和光洋株式会社等企业又重新发展起来。在此期间，除了强制式卧轴搅拌机外，立轴涡浆式，立轴行星式等强制式搅拌机也先后问世。1980年，长沙建筑机械研究所与吉林市工程机械厂联合研制成功JS500型双轴强制式混凝土搅拌机。进入21世纪以来，随着商品混凝土技术的应用推广及国家环保政策的强力推行，我国混凝土搅拌机发展非常迅速，以中联重科、珠海仕高玛为代表的混凝土搅拌机已经达到世界先进水平，引领国内混凝土搅拌机行业走上依靠创新的发展之路[1][10]。
2、技术任务书
2.1、原始数据
（1）出料容积250L
（2）进料容积350L
（3）搅拌筒的转速18r/min
（4）骨料最大粒径60mm
（5）生产率25-30m3/h
2.2、设计的总体要求
（1）满足使用要求
（2）满足经济性要求
（3）力求整机的布局紧凑合理
（4）工业性要求易操作而实用
（5）满足有关技术要求
2.3、设计内容
设计一个自落式混凝土搅拌机，使其适用于农村，城镇家庭的一般工作使用，减少劳动力，提高效率。
1、机架：机架是整个混凝土搅拌机的支撑部件。在机架下方安放轮胎，便于移动。
2、原动机：采用电动机作为混凝土搅拌机的动力来源。
3、传动部分：由电动机，皮带，齿轮，减速器，轴承，工作机轴，联轴器等零件组成。
4、工作部分：主要由滚筒，搅拌器等组成。
本设计选用的机型为锥型反转出料式，结构简单，对骨粒有很好的适应性，搅拌比较均匀，工作效率较高，成本较低。
3设计计算说明书
3.1总体设计方案
方案一：
图3-1齿轮传动
1-电动机 2-V带 3-减速器 4-联轴器
5-搅拌筒 6-大齿圈 7-小齿轮
搅拌筒由电动机控制旋转方向，动力由V带输入减速器，经齿轮传给在联轴器上的工作轴IV，轴上的小齿轮和搅拌筒上的大齿带动搅拌筒旋转。
方案二：
图3-2 摩擦传动
1-电动机 2-V带 3-减速器 4-主动摩擦轮
5-从动摩擦轮 6-滚道 7-搅拌筒
搅拌筒由电动机控制旋转方向，动力由V带输入减速器经轴III传出使一对主动摩擦轮旋转，在搅拌筒及物料重量作用下，主动摩擦轮靠摩擦力带动搅拌筒转动[1][11]。
方案二的摩擦传动特点是产生的声音小，整体结构较紧凑。但摩擦轮遇到油和水等液体时容易发生打滑现象，使得生产效率变低。方案一是齿轮传动，齿轮传动能够使搅拌筒不会出现打滑的现象，而且齿轮传动使它的传动比较准确。综合考虑选择方案一作为本设计的总体方案。
3.2搅拌筒尺寸的确定
搅拌筒
图3-1 搅拌筒
查《混凝土机械》得：
V0V1=2~4 （4-1）
δ=V2V1=0.6~0.7 （4-2）
δ-为出料系数
设出料V2=250L，所以V1=357～417L，暂时选V1==350L，所以V0=700L～1400L，暂时选V0=1000L。
查进料锥角为47∘∼50∘，出料锥角为30∘∼33∘。所以选择出料角32∘，进料角48∘
设l1=430mm，l2=800mm，l3=250 mm
其中ρ为拌合料容重
为搅拌时拌合料的自然坡度，
φ=40∘∼45∘
综上可得：R1=350mm，R2=400mm
3.3、电动机的选择
选择电动机作为原动机。电机的选择需要根据设备的工作条件和运动形式来确定。
混凝土搅拌机电动机的功率：
Pd=Pwη ( 3-1)
Pw—混凝土搅拌机所需工作效率
ŋ —由电动机到混凝土搅拌机的总效率
Pw=M*n9550 (3-2)
M为搅拌筒搅拌时所需的外力据（N·m）
n—搅拌筒转速（r/min）
混凝土搅拌机工作时，必须克服偏心阻力和滚筒摩擦阻力。假设所有物料都向搅拌筒的一侧倾斜，这是极限条件。在此条件下的功率为最大功率。
外力矩M的计算：
M=M摩擦+M物料 （3-3）
M物料—搅拌时拌物料所产生的偏心阻力矩
M摩擦-搅拌时托轮所产生的滚动摩擦阻力矩
M物料=G物料*H*sinα=9.8*V*p*Hsinφ （3-4）
式中G物料为搅合物料质量
G物料=V*p
V—搅拌筒容积
p—拌合料容重
p=（1.5~1.7）×1000kg/m3 （3-5）
H—物料重心至搅拌筒中心的距离
H=2[R1+tanφ2-h]3 （3-6）
根据混合时进出口不溢流的原则，进出口应为h。
ΔM进=9.8ΔV进pHsinφ=9.8×23[(R1+xtanα-h2)]32∙p∙sinα∙∆x （3-7）
ΔM柱=9.8ΔV柱pHsinφ=19.63(R2-h2)32l2psinφ （3-8）
所以搅拌时物料产生的偏心力矩为：
M物料=M进+M出+M柱 （3-9）
所以：
M进=430.5N∙m
M出=390.8N∙m
M柱=1140N∙m
M摩擦=i=1nNiK1(1+Rr)+i=1mNjK2(1+rR)=195.4N∙m （3-10）
所以外力矩M=M摩擦+M物料=2150N∙m
工作机所需功率为
Pw=M* n9550=4.05Kw （3-11）
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98
加工齿的开式齿轮的效率：η4=0.94
V带的效率：ηv=0.96
工作机的效率：ηw=0.97
ηa=η1 η24 η32 η4ηv ηw=0.99×0.994×0.982×0.94×0.96×0.97=0.816
电动机所需额定功率:
Pd=Pwηa=4.050.816=4.96kW （3-12）
搅拌筒转速：
nw=n=18r╱min （3-13）
查机械课程设计手册，得各传动比范围
V带：2～4
展开式二级圆柱直齿轮减速器：8～40
圆柱齿轮：3～5。
总传动：48～800。
所以电动机转速范围为nd=ia×nw=(48～800)×18=864～14400 r/min。经综合考虑，电动机的型号为：Y132S1-2，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/min。
3.4、传动部分的设计
3.4.1、传动装置传动比的分配
（1）、总传动比的计算
计算传动装置总传动比为：
ia=nmnw=290018=161.2 （3-14）
（2）、分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iV=4
取开式圆柱齿轮的传动比：ib=5
高速级传动比
i1=1.35×iaiv×ib=3.29 （3-15）
则低速级的传动比为
i2=2.44
减速器总传动比
ib=i1 i2=8.05
（3）、动力学参数计算
1）、各轴转速：
高速轴：nⅠ=nmiv=29004=725r/min
中间轴：nⅡ=nⅠi1=7253.29=220.36r/min
低速轴：nⅢ=nⅡi2=220.362.44=90.31r/min
工作机轴：nⅣ=nⅢ=90.31r/min
搅拌筒转速：nw=nIVib=18.06r/min （3-16）
2）、各轴输出功率：
高速轴：PⅠ=Pd ηv=4.96×0.96=4.76kW
中间轴：PⅡ=PⅠ η2 η3=4.76×0.99×0.98=4.62kW
低速轴：PⅢ=PⅡ η2 η3=4.62×0.99×0.98=4.48kW
工作机轴：PⅣ=PⅢ η4 η1η3 =4.48×0.94×0.99×0.99=4.13kW
搅拌筒：P筒=PIVη4=4.13×0.94=3.88kW （3-17）
3）、各轴输入转矩：
电机轴：Td=9550×Pdnm=9550×4.962900=16.33N▪m
高速轴：TⅠ=Td iv ηv=16.33×4×0.96=62.72N▪m
中间轴：TⅡ=TⅠ i1 η3 η2=62.72×3.29×0.98×0.99=200.20N▪m
低速轴：TⅢ=TⅡ i2 η3 η2=200.20×2.44×0.98×0.99=473.94N▪m
工作机轴：TⅣ=TⅢ η1η3 =473.94×0.99×0.99=464.51N▪m
搅拌筒：T筒=TIVη4ib=464.51×0.94×5=2183.19N▪m （3-18）
3.4.2、V带传动设计计算
（1）、确定计算功率Pca
由查表得工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KA P=1.1×4.96=5.45kW （3-19）
（2）、选择V带的带型
根据Pca、n1选用A型。
（3）、确定dd和验算v
查表选取小带轮的基准直径dd1=90mm。
验算带速v。验算带的速度
v=π dd1 n60×1000=π×90×290060×1000=13.65m╱s （3-20）
计算大带轮的基准直径。
dd2=i dd1=4×90=360mm （3-21）
根据查表，取dd2=355mm。
（4）、确定a和Ld
初定中心距a0=670mm。
计算带所需的基准长度
Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×670+π290+355+355-9024×670≈2065mm （3-22）
由表选带的基准长度Ld=2050mm。
计算实际中心距a。
a≈a0+Ld-Ld02=670+2050-20652≈662mm
中心距的变化范围为631~724mm。
（5）、验算小带轮的包角αa
α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a≈180°-355-90×57.3°662=157.06°>120° （3-23）
（6）、计算带的根数z
计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=90mm和n1=2900r/min,查表得P0=1.64kW。
根据n1=2900r/min，i=4和A型带，查表得△P0=0.34kW。
查表得Kα0.938，KL=1.04，于是
Pr=P0+△P0×Kα KL=1.64+0.34×0.938×1.04=1.93kW
计算带的根数z
z=PcaPr=5.451.93≈2.82 （3-24）
取3根。
（7）、计算单根V带的初拉力F0
查表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m
F0=500×2.5-Kα×PcaKα z v+q v2=500×2.5-0.938×5.450.938×3×13.65+0.105×13.652=130.37N （3-25）
（8）、计算压轴力Fp
Fp=2 z F0×sinα12=2×3×130.37×sin157.06°2=766.59N （3-26）
（9）、带轮结构设计
1）、小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=38mm
因为小带轮dd1=90mm
小带轮结构选择为实心式。
因此小带轮尺寸如下：
d1=2.0 d=2.0×38=76mm
da=dd+2ha=90+2×2.75=95.5mm
B=z-1×e+2 f=3-1×15+2×9=48mm （3-27）
因为L=2.0×d>B,取L=48mm
2)、大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=32mm
因为大带轮dd2=355mm
因此大带轮结构选择为轮辐式。
因此大带轮尺寸如下：
d1=2.0 d=2.0×32=64mm
da=dd+2ha=355+2×2.75=360.5mm
B=z-1×e+2 f=3-1×15+2×9=48mm
h1=290×3Pnz=290×34.96725×3=43.05mm
h2=0.8h1=34.44mm
b1=0.4h1=17.22mm
b2=0.8b1=13.78mm
f1=0.2h1=8.61mm
f2=0.2h2=6.89mm
L=2.0 d=2.0×32=64mm （3-28）
（10）、主要设计结论
选A型的V带3根， 基准长度Ld=2050mm。基准直径dd1=90mm，dd2=355mm，中心距在 a=631～724mm。单根带初拉力F0=130.37N。
3.4.3减速器的设计
根据传动方案，本设计采用二级圆柱直齿轮减速器。
1、减速器高速级齿轮传动设计计算
（1）、选精度等级、所用材料及齿数
查表压力角取为α=20°，选用7级精度。
材料选择：小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBW
大齿轮：45（调质），硬度为240HBW
选小齿轮齿数z1=32，则大齿轮齿数z2=z1×i=32×3.29=107。
（2）、根据齿面接触疲劳强度计算
1）、算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2 （3-29）
2）、确定公式中的各参数值
试选KHt=1.3
计算小齿轮传递的扭矩:
T=62.72N•m
查表选取齿宽系数φd=1
查图得区域系数ZH=2.49
查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。
计算Zε。
αa1=arccosz1×cos αz1+2han*=arccos32×cos 20°32+2×1=28.35°
αa2=arccosz2×cos αz2+2han*=arccos107×cos 20°107+2×1=23.07°
εα=z1tan αa1-tan α'+z2tan αa2-tan α'2π=32×tan 28.35°-tan 20°+107×tan23.07°-tan 20°2π=1.77
Zε=4-εα3=4-1.773=0.862 （3-30）
⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮：σHlim1=600Mpa，大齿轮 σHlim2=550Mpa
计算应力循环次数：
NL1=60 n j Lh=60×725×1×16×300×10=2.08×109
NL2=NL1u=2.08×1093.29=6.32×108
查取接触疲劳系数
KHN1=0.91，KHN2=0.93
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[σH]1=σHlim1 KHN1SH=600×0.911=546MPa
[σH]2=σHlim2 KHN2SH=550×0.931=511.5MPa （3-31）
比较[σH]1和[σH]2的大小，取较小值，即σH=511.5MPa
3）、试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2=32×1.3×627201 3.29+13.29 2.49×189.8×0.862511.52=55.12mm （3-32）
4）、调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备。
圆周速度ν
v=π d1t n60×1000=π×55.12×72560×1000=2.09m/s （3-33）
齿宽b
b=φd d1t=1×55.12=55.12mm （3-34）
计算实际载荷系数KH。
查表得使用系数KA=1
根据v=1.3m/s、7级精度，由图查得KV=0.99
齿轮的圆周力。
Ft=2×Td1=2×6272055.12=2275.76N （3-35）
KA×Ft/b=1×2275.76/55.12=41.28N/mm<100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2
由表查得7级精度、支承非对称布置时， KHβ=1.424
由此，得到实际载荷系数：
KH=KA KV KHα KHβ=1×0.99×1.2×1.424=1.692 （3-36）
可得分度圆直径：
d1H=d1t 3KHKHt=55.12×31.6921.3=60.15mm （3-37）
确定模数mH=d1Hz1=60.1532=1.87mm
（3）、根据齿根弯曲疲劳强度计算
1）、由式试算齿轮模数，即
mt≥32KT1YεφdZ12×YFaYSaσF
2）、确定公式中的各参数值。
试选载荷系数KFt = 1.2
重合度系数：
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.77=0.689
由齿数，查图得
YFa1 = 2.48 YFa2 = 2.15
YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.78
计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]
查图得小的齿轮和大的齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 500MPa、σFlim2 = 320 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0.85、KFN2 = 0.88
取安全系数S=1.4，得
σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=304MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3201.4=201MPa
YFa1YSa1σF1=2.48×1.64304=0.0133
YFa2YSa2σF2=2.15×1.78201=0.019
大齿轮的YFaYSaσF大于小齿轮的，故
YFaYSaσF=YFa2YSa2σF2=0.019
3）、试算齿轮模数
mt≥ 32KT1YεφdZ12×YFaYSaσF=1.23mm
4）、调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
d1=mtZ1=1.23×32=39.36mm
v=πd1n160×1000=π×39.36×72560×1000=1.49m╱s
②齿宽b
b=φdd1=1×39.36=39.36mm
③齿高h及宽高比b/h
h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×1.23=2.76mm
bh=39.362.76=14.26
计算实际载荷系数KF
①由表查得使用系数KA = 1。
②根据v =1.49 m/s、7级精度，由图查得动载系数KV= 1.05。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1d1=2×6272039.36=3186.99N
KAFt1b=1×3186.9939.36=81.09N/mm< 100 N/mm
查表得齿间载荷分配系数KF= 1.2。
④由表查得7级精度、支承非对称布置时，KHβ= 1.506，结合b/h =14.26，得KHβ= 1.51。
则载荷系数为：
KF=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.2×1.51=1.902
按实际载荷系数所得到的模数为：
m=mt×3KFKFt=1.23×31.9021.2=1.54mm
模数取为标准值m = 2mm。
（4）、齿轮传动尺寸
小齿轮齿数：z1=d1Hm=30.07 取z1=30 z2=uz1=99
计算中心距
a=m2z1+z2=2.5230+99=129mm
计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1 m=30×2=60mm
d2=z2 m=99×2=198mm
计算齿宽
b=φd d1=60mm （3-38）
取B1=65mm ，B2=60mm。
（5）、计算齿轮几何尺寸
计算齿顶高、齿根高和全齿高
ha=m han*=2×1=2mm
hf=mhan*+cn*=2×1+0.25=2.5mm
h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm
计算小、大齿轮的齿顶圆直径
da1=d1+2ha=60+2×2=64mm
da2=d2+2ha=198+2×2=202mm
计算小、大齿轮的齿根圆直径
df1=d1-2hf=60-2×2.5=55mm
df2=d2-2hf=198-2×2.5=193mm（3-42）
注：han*=1.0，cn*=0.25
（5）、主要设计结论
齿数z1=30，z2=99，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=129mm，齿宽B1=65mm、B2=60mm
2、低速级齿轮传动设计计算
（1）、选精度等级、所用材料及齿数
参考表压力角取为α=20°，选用7级精度。
材料的选择：小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBW，
大齿轮：45（调质），硬度为240HBW。
选小齿轮齿数z1=34，则大齿轮齿数z2=z1×i=34×2.44=83。
（2）、根据齿面接触疲劳强度计算
1）、试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2
2）、确定公式中的各参数值
①试选KHt=1.3
②小齿轮传递的扭矩:
T=200.20N•m
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查得区域系数ZH=2.49
⑤由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。
⑥计算Zε。
αa1=arccosz1×cos αz1+2han*=arccos34×cos 20°34+2×1=28.35°
αa2=arccosz2×cos αz2+2han*=arccos83×cos 20°83+2×1=24.49°
εα=z1tan αa1-tan α'+z2tan αa2-tan α'2π=34×tan 28.35°-tan 20°+83×tan 24.49°-tan 20°2π=1.71
Zε=4-εα3=4-1.713=0.872 （3-43）
⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮接触疲劳极限为σHlim1=600Mpa
大齿轮的接触疲劳极限为σHlim2=550Mpa
计算应力循环次数：
NL1=60 n j Lh=60×220.36×1×16×300×10=6.34×108
NL2=NL1u=6.34×1082.44=2.59×108 （3-44）
由图查取接触疲劳系数
KHN1=0.93，KHN2=0.95
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[σH]1=σHlim1 KHN1SH=600×0.931=558MPa
[σH]2=σHlim2 KHN2SH=550×0.951=522.5MPa （3-45）
比较[σH]1和[σH]2的大小，取较小值σH=522.5MPa
试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32KHt Tφd u+1u ZH ZE ZεσH2=32×1.3×2002001 2.44+12.44 2.49×189.8×0.872522.52=75.59mm （3-46）
3)、调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备。
圆周速度ν
v=π d1t n60×1000=π×75.59×220.3660×1000=0.87m╱s
齿宽b
b=φd d1t=1×75.59=75.59mm
计算实际载荷系数KH。
查表查得使用系数KA=1
根据v=0.87m/s、7级精度，查得KV0.99
齿轮的圆周力。
Ft=2×Td1=2×20020075.59=5296.99N
KA×Ft/b=1×5296.99/75.59=70.07N/mm<100N/mm
查表得KHα=1.2
查表查得在7级精度、支承非对称布置时，得KHβ=1.435，
KH=KA KV KHα KHβ=1×0.99×1.2×1.435=1.70
4）、可得分度圆直径
d1H=d1t 3KHKHt=75.59×31.701.3=82.66mm
5）、确定模数
mH=d1Hz1=82.66/34=2.43mm
（3）、根据齿根弯曲疲劳强度计算
1）、由式试算齿轮模数，即
mt≥ 32KT1YεφdZ12×YFaYSaσF
2）、确定公式中的各参数值。
试选载荷系数KFt = 1.3。
计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε 。
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.71=0.689
由齿数，查图得
YFa1 = 2.46 YFa2 = 2.21
YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.77
计算齿根弯曲疲劳许用应力σF
查得小的齿轮的弯曲疲劳极限为σFlim1 = 500 MPa，大的齿轮的弯曲疲劳极限为σFlim2 = 320 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86、KFN2=0.89
取安全系数S=1.4，得
σF1=KFN1σFlim1S=0.86×5001.4=307.14MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.89×3201.4=284.8MPa
YFa1YSa1σF1=2.46×1.46307.14=0.0116
YFa2YSa2σF2=2.21×1.77284.8=0.0137
因为YFa1YSa1σF1
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