毕业设计（论文）-大直径桩基础工程成孔钻具Ⅱ型钻具总体设计（全套图纸） .doc.doc

大直径桩基础工程成孔钻具型钻具总体设计摘 要本次毕业设计完成了大直径桩基础工程成孔钻具II型钻具总体设计。设计内容包括差动轮系传动部分的设计、钻具的设计、主轴的设计以及箱体部分的设计等几个主要部分。同时，本设计在AutoCAD的基础上，完成了该型钻具的总装图和绝大部分零件图的绘制。设计后的钻具配套功率小，传动平稳，既能够产生自转运动又能产生公转运动，且利用气举反循环排渣快速成孔。关键词：成孔钻具；行星运动；气举反循环排渣。全套CAD图纸，联系153893706AbstractThe graduate design presents the collectivity design of I type drill hole machine,which can make a big diameter stake of substructure .The design contents include the main parts of the following,which are the spread of the planet wheel gear,drill facility,the principal spindle and the slurry circle system.Besides, it has finished the assembly drawing of the drill machine and also most of its part drawings based on the AutoCAD.As a result,the drill machine with a small power which not only could circumgrate movement, but also could impact movement,and could aliminate the dregs with air anti circulate. So it can quick drill the hole.Keywords: hole drill machine；planet movement；aliminate the dregs with air anti circulate. 目 录中文摘要 英文摘要 1. 前言 12. 概述 22.1背景技术状况2 2.2求水平分析（可行性研究报告）2 2.3任务要求33. 方案设计43.1功能分析和工作原理3.2工艺动作分析、执行动作的确定3.3械运动方案的设计与评价3.4本章小结4. 零件设计4.1自转高速齿轮的设计4.2自转低速齿轮的设计4.3公转齿轮的设计4.4高速轴的设计计算4.5空心管的设计4.6中心自转轴的设计计算4.7中心公转轴的设计计算4.8自转轴的设计计算4.9箱体的结构设计5. 设计总结6. 参考文献7. 致谢第一章 前 言 在科技高速发展的今天，生命科学和信息工程的发展已经成为社会的焦点，各国都在努力地追赶时代潮流，力争在新的世纪能赢得头酬，中国作为一个发展中国家，也不例外地倾其全力来缩短其与发达国家间的距离。改革开放以来所取得的成绩是有目共睹的。桩工工程作为一种基础工程在社会建设中发挥了巨大的作用。一条条的公路和铁路象人体内的血管延伸到祖国的每个地方，一幢幢高楼拔地而起，一座座桥梁飞跃大江大河，把祖国的江山打扮得亮力多姿。桩工机械的发展也取得了长足的进步，但有的还不是很理想。通过考察，我们发现基础工程中的成孔钻具的种类比较单调，工作效率不高，而且有朝着笨重和耗能方面发展的趋势。本设计就是在考虑到目前成孔钻具的发展状况，结合周转轮系中差动轮系的特点，采用一种全新的设计原理来对成孔钻具进行设计。这是一次理论和实际紧密联系的设计，由于经验的缺乏及知识上的不足，本设计不是尽善尽美，恳请老师及读者批评指正。第二章 概 述2.1背景技术状况“长期以来，桥梁、港口、码头、水工和工民建筑物的基础工程，在0.8米以上2.0米以下常规直径桩基础成孔施工中，广泛使用冲击钻和回旋钻两种基本钻型，以及泥浆护壁正循环排渣方法施工。随着国内外桩基础工程机械的研究开发，为了适应各种工程地质条件施工，提高成孔施工效率，降低设备投入量和适应大直径桩基成孔需要，目前在传统的冲击钻和回旋钻的基础上，已生产出了如：重型冲击钻、连杆冲击反循环钻、套管钻机、潜孔冲击锤、潜水回旋钻、回转斗钻、短螺旋钻和扩底钻头等施工机械设备，大部分产品实现了反循环排渣，明显地提高了成孔施工效率，一般岩层成孔直径可达到2.5米左右，进口设备成孔直径已可达6米。其中结构简单的国产重型冲击钻成孔直径也可达3.0米。但是仍然存在着种种不适应施工需要的问题，主要是：1、普通回旋成孔钻，对工程地质条件变化的适应性差，特别是不适应大砾石地质和无风化硬岩层成孔，地质适应范围受限。2、一般冲击钻虽然地质适应性好，但施工效率显低，同时大直径的重型冲击锤自旋性差，成孔失圆度大。3、设备和钻具通用和互换性差，即一种设备只能配套相应钻具。一种规格的钻具，只能适用于相应直径的成孔。4、国内大直径的钻具设备研发，少有研究采用新的运动原理和结构，一般只能采取加大直径，增加配套功率和扭矩，以及选用高硬刃具材料等办法，因而有趋向高功率配置和笨重方向发展的趋势，不仅固有的弱点问题没有解决，而且又更加大了施工设备投资，影响工程建设效益。5、适应桩基础沉井护壁不排水施工的设备缺乏。而不排水施工可避免发生沉井严重偏位、沉井滞留和井口沉陷以及下沉缓慢等诸多问题。各项工程基础的施工进度往往是影响整个项目建设工期的关键，其造价也是影响项目投资的主要不定因素。鉴于以上情况，为适应各类建筑工程材料、设计和施工技术的发展需要，如何从钻孔桩基础施工成孔设备着手，综合冲击钻和回旋钻两种基本钻型成孔原理的优点，研究开发出新型成孔钻具，以解决桩基工程施工，要求快速高效、稳定可靠、广泛适用和适应超大直径方向发展的问题，是长期以来国内外业内人士不乏探索的命题。“（摘自张昌平关于建立星形运动和模块化结构解决大直径桩基础工程成孔钻具的思考）2.2需求水平分析（可行性研究报告） 在桩基工程施工中大量使用的冲击钻和回旋钻，它们工作状态的一个共同特点，是切削刀刃与孔壁和孔底保持整体的或线或面的接触，摩擦阻力大，切削相对速度低，能量分散，分布不合理，无效功耗大，效率低。如果单个刃具能实现如下图所示的平面单迹线星形运动，并同时具有径向旋削软散颗粒，轴向冲击破碎整体岩石的功能。则数个小直径的刃具也将会产生高效率的复合运动和作用，由若干连续点的运动，形成连续的曲线运动，若干曲线的运动，使施工面呈周边包络线为圆形的细密网状曲面，实现钻具逐层从上至下的整体成孔运动。“2.3任务要求 本次设计就是根据这一运动轨迹来对成孔钻具进行整体设计，要求其传动平稳可靠，能达到降低能耗的目的，并延长其使用寿命。第三章 方 案 设 计3.1功能分析和工作原理本课程设计是考虑目前中国桩工机械中普遍利用钻头做整体旋转，依靠压力对岩石和土壤的摩擦来进行钻孔，这样的钻具比较耗能，也耗时。我们注意到，岩层和土壤具有强脆硬性和弱韧性，再联系到从点到线，从线到面的切削机理，故形成了一种采用星型运动原理来设计此钻具的可行性。3.2工艺动作分析、执行动作的确定为了实现钻削的目的，光靠小刀盘在固定的位置上自转是不能达到要求的，它需要小刀盘在快速的自转的同时也以一定的速度进行公转。并使其运动方向相反，这样刀头将具有扒拢泥沙的作用，将有利于泥沙迅速地从空心钻杆中排出。轨迹原理图如下： 图一 钻头运动轨迹图3.3机械运动方案的设计与评价3.3.1方案一潜水电动机将动力传递给减速器，并从减速箱中轴输出，通过中心太阳轮带动3个行星轮，将刀具直接按装在行星齿轮和中心太阳轮上，这样通过行星齿轮的自转和公转从而达到钻削的目的。本方案比较简单，但由于齿轮是暴露在外的。而其作业环境是处于泥沙和岩石之中，所以齿轮啮合面面临着相当严重的磨损，甚至有可能被卡死。 3.3.2方案二潜水电动机将动力传给减速器，并使其从减速箱的中轴输出到公转齿轮机构上，以公转齿轮机构来带动自转动力头。本方案与方案一有近似之处，不同的是从减速器中轴出来的动力不是驱动中心太阳轮，而是用来驱动公转齿轮机构，它虽然不具备特别好的密封性能，但是通过毛毡等的作用，能将泥沙等固体杂质较好地阻挡在外面，从而保护了齿轮由于泥沙而受到的磨损，但由于公转箱体的运行比通过中心太阳轮来带动行星轮运动要复杂得多。3.3.3方案三潜水电动机将动力传递给减速器，减速器通过差动装置将动力分别传递公转齿轮轴和自转齿轮轴，再由公转齿轮轴带动公转箱作公转，而由自转齿轮轴带动行星齿轮作自转运动。本方案是从周转轮系中的差动轮系变化而来的。差动轮系具有2个自由度，为了确定其运动轨迹，需要给定轮系两个独立的动力.的运动规律。一个用来驱动自转中心轴来带动三个行星轮作自转运动，一个用来驱动公转中心轴来带动公转箱作公转运动。3.4 本章小结综合分析这三种方案，第一种方案在理论上是可以行得通的，但在实际环境中,由于泥沙和石块的影响,齿轮磨损是很严重的,甚至会被石块给卡死,所以是不可行的，所以摒去;而第二种方案在配齿的问题上很复杂所以也不采用。第三种方案虽不是采用行星运动的原理但是其传动方案是可行的，它不仅解决了齿轮的密封性问题，而且传动比较平稳，所以选用这种方案进行设计。其原理图如下：图二 结构方案草图 电动机带动轴1旋转，利用齿轮驱动中心自转轴3转动，再用同轴齿轮驱动三个行星齿轮转动，在行星齿轮轴7的下端安装有刀盘，以用来切削。公转高速轴5在电动机的驱动下，利用齿轮传动带动中心公转轴旋转，而中心公转轴和公转箱6是固连在一起的，所以公转箱将会以一定的速度进行转动，从而带动行星齿轮轴进行公转。 空心钻杆的内径不能太小，根据经验我们常取150mm。根据经验选择输出功率为p=11kw，转速750r/min的潜水电动机，最终钻头以转速为32r/min进行自转，以18r/min进行公转。初步确定此机构的总的自转传动比i=730/32=22.8，而总的公转传动比i=730/18=40.56。现在进行传动比的分配。因为中心自转轴是一空心轴，所以经过传统方法初步计算，可以得出中心自转轴下端的齿轮尺寸比空心钻杆内径尺寸要小，而空心钻杆的内径是不能减小的，所以只能来增大齿轮的尺寸，如果将其作为一减速装置将会使自转轴上的齿轮尺寸过大，而超出设计要求尺寸。所以只能采用一增速装置来解决这一矛盾。现取增速装置的传动比i3=2，则中心自转轴的转速v3=32/2=16r/min。而整个自转装置的减速部分的总传动比为730/16=45.6。我们考虑到，若全部采用齿轮传动的话，将要采用至少两级以上的减速装置，而且安装尺寸将很大，为了解决这一问题，决定在上面采用一减速器（该减速器按输出功率为10KW，输出转速为64r/min进行选择）,该减速器的设计略。则自转部分的减速传动比为i1=4，而公转部分的传动比为i2=3.56。第四章 零 件 设 计4.1自转高速齿轮的设计由前面可知，小齿轮转速n1=64r/min，i1=4，可以得出大齿轮的转速n2=16r/min，小齿轮传递的转矩T1=152公斤.米；按使用期限为5年（每年以300工作日计），每日工作16小时，进行设计。现大、小齿轮材料用40MnB钢表面淬火，调质处理HB250280，精度等级按级8-7-7Dc（JB180-60）。解：1.强度计算（本表的参数选取均出自机械设计手册中册）计 算 项 目计 算 公 式 及 数 据说 明按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸工况系数KA KA =1由表8-119选取接触强度的齿向载荷分布系数KHKH=2.1由表8-208查得试验齿轮的接触疲劳极限HlimHlim1=115kg/mm2Hlim2=100kg/mm2由图8-38查得齿数比uu=i1=4初定小齿轮分度圆直径d1d 1120mm由图8-93查得齿数z取z1=30 则z2=uz1=4×30=120 确定模数mm=d1/z1=120/30=4mm，取m=5mm复算小齿轮分度圆直径d1d1=mz1=5×30150mm齿宽b取齿宽系数R=0.9b=RR=0.9×150=135mm齿形制按JB110-60齿形制，=20º，h*=1，c*=0.2接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算分度圆上的圆周力FtFt=2000T1/d1=2000×152/150=2026kg分度圆圆周速度vv=d1n1/19100=150×64/19100=0.502m/s动载系数KvKv=1（7级精度）由表8-207查得端面载荷分配系数KHaCHa=1.05查表8-120，KHa=0.94/Ze由图8-34查得接触强度的齿宽影响系数ZZ=1.18由图8-96查得节点区域系数ZHZH=2.22由图8-97查得弹性系数ZEZE=60.6（kg/vmm2）1/2由表8-206查得接触应力HH=（FtKAKvKH/d1b）1/2ZuZZHZEZ=93.13kg/mm2直齿Z=1当量循环次数NN1=60rn1t=60×1×730×5×300×16=1.05×109N1/u=1.05×109/2=5.25×108见表8-123接触强度的寿命系数ZNZN1=ZN2=1见第388页润滑剂系数ZL选择润滑油黏度v50=177厘池ZL=1.07v50由表8-417查得 ZL由图8-40查得速度系数ZvZv=0.955由图8-41查得光洁度系数ZR选择齿面光洁度为6ZR=0.97由图8-42查得工作硬化系数ZWZW=1由表8-206查得齿轮的接触疲劳极限HlimHlim=HlimZNZLZVZRZWHlim1=115×1×1.07×0.955×0.97×1=113.98kg/mm2Hlim2=100×1×1.07×0.955×0.97×1=99.12kg/mm2接触强度的最小安全系数SHmin取SHmin=1（按失效概率为1%）由表8-121查得接触强度的安全系数SHSH=Hlim2/H=99.12/85.8=1.15>SHmin接触疲劳强度通过弯曲疲劳强度校核计算弯曲强度的齿向载荷分布系数KFKF=1.8由表8-208查得弯曲强度的齿宽影响系数YY=1.38由图8-96查得齿形系数YFYF01=2.99,YF02=2.13C1=C2=1YF1=C1 YF01=1×2.99=2.99YF2 =C2YF02=1×2.13=2.13YF0由图8-100查得C由图8-99查得刀盘直径影响系数YOYO=1.15由表8-209查得弯曲应力FF1=FtKAKvKFYYF1YYY0/bm=141.3×1.75×1.4×1.8×1.38×2.99×1.15/36×6=13.7kg/mm2F2=F1YF2/YF1= 13.7×2.13/2.99=9.8kg/mm2直齿Y=1,Y=1试验齿轮的弯曲疲劳极限FlimFlim=30kg/mm2Flim=24kg/mm2由图8-47查得弯曲强度的寿命系数YNYN1=YN2=1见第394页尺寸系数YXYX=0.79由图8-106查得齿轮的弯曲疲劳极限FlimFlimFlimYNYXFlim1=30×1×0.79=23.7kg/mm2Flim2=24×1×0.79=19.0kg/mm2弯曲强度的最小安全系数SFlimSFlim=1(按失效概率为1%)由表8-121查得弯曲强度的安全系数SFSF1=Flim1/F1=23.7/16.21.46>SFminSF2=Flim2/F2=19.0/11.61.64>SFmin弯曲疲劳强度通过2.几何计算计 算 项 目计 算 公 式 及 数 据小 齿 轮大 齿 轮齿顶高haha1=ha*m=1×5=5mmha2=ha*m=1×5=5mm齿高hh=(2ha*+c*)m=(2×1+0.2)×5=11mm齿根高hfhf1= （ha*+ c*）m=1.2×5=6mmhf2=（ha*+ c*）m=1.2×5=6mm分度圆直径dd1=mz1=5×30=150mmd2=mz2=5×120=600mm齿顶圆直径dada1=d1+2ha1 =150+2×5=160mmda2=d2+2ha2cos2= 600+2×5=610mm齿根圆dfdf1=d1-2hf1 =150-12=138mmdf2=d2-2hf2 =600-12=588mm中心距aa=m（z1+z2）/2=375mm基圆直径dbdb1= d1cosa=150cos20º=140.95mmAk2= d2cosa=600cos20º=563.8mm齿顶圆压力角aaaa1=arccosdb1/da1=28º1439aa2=arccosdb2/da2=22º2633重合度端面重合度a=0.77齿线重合度B=0总重合度r=0.77端面重合度a=0.84齿线重合度B=0总重合度r=0.844.2自转低速齿轮的设计 根据桩孔直径为1200mm，现根据刀盘的分布规律来确定刀盘的直径大小。令刀盘半径为R，则（31/2+1）R=600mm，求得刀盘的半径R为220mm，而刀盘的中心线即是自转轴的中心线，故可以知道自转轴和中心钻杆的距离为380mm，也就是低速级齿轮的中心距a=380mm。由前面可知，小齿轮转速n1=32r/min，i1=2，可以得出大齿轮的转速n2=16r/min，所以大小齿轮的分度圆半径之和即为中心距，则有（mz4+2mz4）/2=380则初步得到小齿轮的分度圆直径为253.33，考虑到齿轮在工作时所承受的载荷较大，所以也相应增大其模数，选用6mm，则小齿轮的齿数z=42，大齿轮的齿数为84，精确计算大小齿轮的直径为d=mz=252mm，和d=504mm，此时的中心距为a=378mm。因为钻孔直径的精度不需要很精确，故分度圆直径不矛盾。小齿轮传递的转矩T1=231公斤.米；按使用期限为5年（每年以300工作日计），每日工作16小时，进行设计。现大、小齿轮材料用40MnB钢表面淬火，调质处理HB250280，精度等级按级8-7-7Dc（JB180-60）。解：1.强度计算（本表的参数选取均出自机械设计手册中册）计 算 项 目计 算 公 式 及 数 据说 明按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸工况系数KA KA =1由表8-119选取接触强度的齿向载荷分布系数KHKH=2.1由表8-208查得试验齿轮的接触疲劳极限HlimHlim1=115kg/mm2Hlim2=100kg/mm2由图8-38查得齿数比uu=i1=2初定小齿轮分度圆直径d1d 1253.33mm由图8-93查得齿数z取z1=42 则z2=uz1=2×42=84 确定模数mm=d1/z1=120/30=6mm，取m=6mm复算小齿轮分度圆直径d1d1=mz1=6×42252mm齿宽b取齿宽系数R=0.6b=RR=0.6×252=160mm齿形制按JB110-60齿形制，=20º，h*=1，c*=0.2接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算分度圆上的圆周力FtFt=2000T1/d1=2000×231/252=1833kg分度圆圆周速度vv=d1n1/19100=252×32/19100=0.422m/s动载系数KvKv=1（7级精度）由表8-207查得端面载荷分配系数KHaCHa=1.05查表8-120，KHa=0.94/Ze由图8-34查得接触强度的齿宽影响系数ZZ=1.18由图8-96查得节点区域系数ZHZH=2.22由图8-97查得弹性系数ZEZE=60.6（kg/vmm2）1/2由表8-206查得接触应力HH=（FtKAKvKH/d1b）1/2ZuZZHZEZ=93.13kg/mm2直齿Z=1当量循环次数NN1=60rn1t=60×1×730×5×300×16=1.05×109N1/u=1.05×109/2=5.25×108见表8-123接触强度的寿命系数ZNZN1=ZN2=1见第388页润滑剂系数ZL选择润滑油黏度v50=177厘池ZL=1.07v50由表8-417查得 ZL由图8-40查得速度系数ZvZv=0.955由图8-41查得光洁度系数ZR选择齿面光洁度为6ZR=0.97由图8-42查得工作硬化系数ZWZW=1由表8-206查得齿轮的接触疲劳极限HlimHlim=HlimZNZLZVZRZWHlim1=115×1×1.07×0.955×0.97×1=113.98kg/mm2Hlim2=100×1×1.07×0.955×0.97×1=99.12kg/mm2接触强度的最小安全系数SHmin取SHmin=1（按失效概率为1%）由表8-121查得接触强度的安全系数SHSH=Hlim2/H=96.04/85.8=1.119>SHmin接触疲劳强度通过弯曲疲劳强度校核计算弯曲强度的齿向载荷分布系数KFKF=1.8由表8-208查得弯曲强度的齿宽影响系数YY=1.38由图8-96查得齿形系数YFYF01=2.99,YF02=2.13C1=C2=1YF1=C1 YF01=1×2.99=2.99YF2 =C2YF02=1×2.13=2.13YF0由图8-100查得C由图8-99查得刀盘直径影响系数YOYO=1.15由表8-209查得弯曲应力FF1=FtKAKvKFYYF1YYY0/bm=141.3×1.75×1.4×1.8×1.38×2.99×1.15/36×6=13.7kg/mm2F2=F1YF2/YF1= 13.7×2.13/2.99=9.8kg/mm2直齿Y=1,Y=1试验齿轮的弯曲疲劳极限FlimFlim=30kg/mm2Flim=24kg/mm2由图8-47查得弯曲强度的寿命系数YNYN1=YN2=1见第394页尺寸系数YXYX=0.79由图8-106查得齿轮的弯曲疲劳极限FlimFlimFlimYNYXFlim1=30×1×0.79=23.7kg/mm2Flim2=24×1×0.79=19.0kg/mm2弯曲强度的最小安全系数SFlimSFlim=1(按失效概率为1%)由表8-121查得弯曲强度的安全系数SFSF1=Flim1/F1=23.7/16.21.46>SFminSF2=Flim2/F2=19.0/11.61.64>SFmin弯曲疲劳强度通过2.几何计算计 算 项 目计 算 公 式 及 数 据小 齿 轮大 齿 轮齿顶高haha1=ha*m=1×6=6mmha2=ha*m=1×6=6mm齿高hh=(2ha*+c*)m=(2×1+0.2)×6=13.2mm齿根高hfhf1= （ha*+ c*）m=1.2×6=7.2mmhf2=（ha*+ c*）m=1.2×6=7.2mm分度圆直径dd1=mz1=6×42=252mmd2=mz2=6×84=504mm齿顶圆直径dada1=d1+2ha1 =252+2×6=264mmda2=d2+2ha2= 504+2×6=516mm齿根圆dfdf1=d1-2hf1 =252-14.4=237.6mmdf2=d2-2hf2 =504-14.4=489.6mm中心距aa=m（z1+z2）/2=378mm基圆直径dbdb1= d1cosa=252cos20º=236.8mmAk2= d2cosa=504cos20º=473.6mm齿顶圆压力角aaaa1=arccosdb1/da1=26º1414aa2=arccosdb2/da2=23º2321重合度端面重合度a=1.79齿线重合度B=0总重合度r=1.79端面重合度a=1.81齿线重合度B=0总重合度r=1.814.3公转齿轮的设计由前面可知，公转小齿轮转速n1=64r/min，i1=3.56，可以得出大齿轮的转速n2=18r/min，小齿轮传递的转矩T1=152公斤.米；按使用期限为5年（每年以300工作日计），每日工作16小时，进行设计。现大、小齿轮材料用40MnB钢表面淬火，调质处理HB250280，精度等级按级8-7-7Dc（JB180-60）。解：1.强度计算（本表的参数选取均出自机械设计手册中册）计 算 项 目计 算 公 式 及 数 据说 明按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸工况系数KA KA =1由表8-119选取接触强度的齿向载荷分布系数KHKH=2.1由表8-208查得试验齿轮的接触疲劳极限HlimHlim1=115kg/mm2Hlim2=100kg/mm2由图8-38查得齿数比uu=i1=3.56初定小齿轮分度圆直径d1d 1137mm由图8-93查得齿数z取z1=33 则z2=uz1=3.56×33=117 确定模数mm=d1/z1=137/33=4.2mm，取m=5mm复算小齿轮分度圆直径d1d1=mz1=5×33165mm齿宽b取齿宽系数R=0.9b=RR=0.9×165=148mm齿形制按JB110-60齿形制，=20º，h*=1，c*=0.2接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算分度圆上的圆周力FtFt=2000T1/d1=2000×152/165=1842kg分度圆圆周速度vv=d1n1/19100=165×64/19100=0.553m/s动载系数KvKv=1（7级精度）由表8-207查得端面载荷分配系数KHaCHa=1.05查表8-120，KHa=0.94/Ze由图8-34查得接触强度的齿宽影响系数ZZ=1.18由图8-96查得节点区域系数ZHZH=2.22由图8-97查得弹性系数ZEZE=60.6（kg/vmm2）1/2由表8-206查得接触应力HH=（FtKAKvKH/d1b）1/2ZuZZHZEZ=93.13kg/mm2直齿Z=1当量循环次数NN1=60rn1t=60×1×730×5×300×16=1.05×109N1/u=1.05×109/2=5.25×108见表8-123接触强度的寿命系数ZNZN1=ZN2=1见第388页润滑剂系数ZL选择润滑油黏度v50=177厘池ZL=1.07v50由表8-417查得 ZL由图8-40查得速度系数ZvZv=0.955由图8-41查得光洁度系数ZR选择齿面光洁度为6ZR=0.97由图8-42查得工作硬化系数ZWZW=1由表8-206查得齿轮的接触疲劳极限HlimHlim=HlimZNZLZVZRZWHlim1=115×1×1.07×0.955×0.97×1=113.98kg/mm2Hlim2=100×1×1.07×0.955×0.97×1=99.12kg/mm2接触强度的最小安全系数SHmin取SHmin=1（按失效概率为1%）由表8-121查得接触强度的安全系数SHSH=Hlim2/H=99.12/85.8=1.15>SHmin接触疲劳强度通过弯曲疲劳强度校核计算弯曲强度的齿向载荷分布系数KFKF=1.8由表8-208查得弯曲强度的齿宽影响系数YY=1.38由图8-96查得齿形系数YFYF01=2.99,YF02=2.13C1=C2=1YF1=C1 YF01=1×2.99=2.99YF2 =C2YF02=1×2.13=2.13YF0由图8-100查得C由图8-99查得刀盘直径影响系数YOYO=1.15由表8-209查得弯曲应力FF1=FtKAKvKFYYF1YYY0/bm=141.3×1.75×1.4×1.8×1.38×2.99×1.15/36×6=13.7kg/mm2F2=F1YF2/YF1= 13.7×2.13/2.99=9.8kg/mm2直齿Y=1,Y=1试验齿轮的弯曲疲劳极限FlimFlim=30kg/mm2Flim=24kg/mm2由图8-47查得弯曲强度的寿命系数YNYN1=YN2=1见第394页尺寸系数YXYX=0.79由图8-106查得齿轮的弯曲疲劳极限FlimFlim =FlimYNYXFlim1=30×1×0.79=23.7kg/mm2Flim2=24×1×0.79=19.0kg/mm2弯曲强度的最小安全系数SFlimSFlim=1(按失效概率为1%)由表8-121查得弯曲强度的安全系数SFSF1=Flim1/F1=23.7/16.21.46>SFminSF2=Flim2/F2=19.0/11.61.64>SFmin弯曲疲劳强度通过2.几何计算计 算 项 目计 算 公 式 及 数 据小 齿 轮大 齿 轮齿顶高haha1=ha*m=1×5=5mmha2=ha*m=1×5=5mm齿高hh=(2ha*+c*)m=(2×1+0.2)×5=11mm齿根高hfhf1= （ha*+ c*）m=1.2×5=6mmhf2=（ha*+ c*）m=1.2×5=6mm分度圆直径dd1=mz1=5×33=165mmd2=mz2=5×117=585mm齿顶圆直径dada1=d1+2ha1 =165+2×5=175mmda2=d2+2ha2cos2= 585+2×5=595mm齿根圆dfdf1=d1-2hf1 =165-12=153mmdf2=d2-2hf2 =585-12=573mm中心距aa=m（z1+z2）/2=375mm基圆直径dbdb1= d1cosa=165cos20º=155mmAk2= d2cosa=585cos20º=549.7mm齿顶圆压力角aaaa1=arccosdb1/da1=27º3937aa2=arccosdb2/da2=22º3007重合度端面重合度a=0.74齿线重合度B=0总重合度r=0.74端面重合度a=0.79齿线重合度B=0总重合度r=0.794.4高速轴的设计计算（各参数均出自机械设计第六版）根据前面的已知条件，我们可以得到此轴上的功率P1，转矩T1. 按使用期限为5年（每年以300工作日计），每日工作16小时，进行设计。解：1. P1=10KW，T1=9550000P1/n1=9550000×10/64=1492187N.mm2. 求作用在齿轮上的力：Ft=2T1/d 1=2×1492187/150 =19895NF= Fttga=3135×tg20º=1141N Fr1= Fcos1=1141×cos26º3354=1020N Fa1= Fsin1=1141×sin26º3354=510N Fn=Ft/cosa=