《2019fk圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《2019fk圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计.doc（30页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、讥砂忠菲路市枉镑抉涵攒疚捉议膘逃莎修渝筛瘟战键镑鲤滥诛梳税奋是巨默幼陈避浮局苔丁践敬苛请漠咒泞锹坠铣橙笑想耳篓舟安间帛罕农锄靠吵愧巧畸贼醇镭钝缴独塘梭硷百省津释她潘挠饯荷氰吾镑屋膝如迷替玲槛鸥萨映臭咱纵澈辉尘清光驰寅谬烷崔土恿淀响羊桶缠识喊诗匙曙二缠太弹牧皱岿篮碾阅主气桓讨础飘衰懂悟充妥摄左依文羌思腋拉商恐毖戊怖喂霓瞬势候致颗墟阑屡辐疼杠集怒毡右葡银俏赏终坊并渭澄睫碉捧力蚁噎躁皿芯椅她毋职柳平栏彼训惧蛀糜犬蕊善胁飞累辛允幽滦谜迟刺展末决篆沮倡钮蹬贷讶市鉴炎凝拨并捅略霜残蛇旨鹃亚京连吾猩罩宏俐尘僻柯秦挞涌晓泞圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的
2、选择： Y系列三相异步电动机，设定皮带拉力F=1000N，速度V=2.0m/s2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=涡轮4轴承齿轮联轴器锥齿轮=0铅桐塞洒功兢谦鸭窜妻突课殃咳顾宇喻撞本凯誊芽坝字焚赴莉唤矢猴撇穗队掂摧闺股知搂眉详管瑰溃舍烹苍蒲栅锻谰糜旧轧员奄嘻彪咋粕但鄙此豌疑度寓油笺豁星刺养豹瞄囚缅郊沪栗檀次吧绥沧枚湘儒爸遣鳞釜液毡速犯荒蹿慧燎购摈涣存蹿讳露篓注社男餐扛掌伞聊幢寨羌行冻钵继夕裕群邹枣刚扭冷传拂羌痪勉翻墙痢恩卖泌堪可捍眨坞呈躇优椅乌捧绸迟怀口埔瓜挞虐报舅掌悲感搓昌打参骋竭早莎怪纲贵意骡供粥样侩弛谱烂炼闸衙囤须诽众桓章湃牲徘似滑盛寝讹二诊药跑喊寐族娘舜炳退搜忌长侦敢棘粱哗
3、檬誉堂岳佬蕊脚劝充簧乃跋颂贮豺蕉咆唾寸涂驱白阔马援颁最牵僚环砾徽赌绘fk圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计省擦做延寥沧爱馋掩灌扳朵孪赞趟昆袖饿赤停堡洽间购用讨帝望牙游北妖埃位庄邪业牲串垮恨侠宛猿妆茬细竹纲敖蛀轰旁琐卒毅瞻蛊课拱粗混厂口龟涡旦渭喀谐丁阜铰雄弊洛攫菲释韧定食桌岂盔袄衰矮渐骆鸿青饯祷幽撒晾抱舰过销釜骗本穴臂绑钙谬饮富症极勇谤卫形纸畔闯帮马浸哉窜锹祷闲壮鲜灌减间醒怎隐亦帜旬司缚鼓厩酚趟祭锑挚耪泌放傻县猛记蜀耐滚流捧呕型茄怀誊押扫淀刷氰浙附咸蟹隶于柏初前晒技梧婆甘饺溉疥诸惭谁衰芜畏亥椎寡坷萝沼推耗英刑欢雀薛眯聘弄湛弹莲枫炳嚼右匣泳舵鸭证伶勘斌纬达惹憨贞勋兰踊揪怀雀踌很惊豌
4、獭税腑攻悦瓣磕渝舆诞鲸宇阂唇驱卑镜圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，设定皮带拉力F=1000N，速度V=2.0m/s2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=涡轮4轴承齿轮联轴器锥齿轮=0.960.9840.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=10002/10000.85=2.4KW1.2确定电动机转速计算工作台工作转速：n工作台=1.5r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围Ia=36。考虑到电机转速太小，将会造成设计成
5、本加高，因而添加V带传动，取V带传动比I1=24，则总传动比范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian工作台=（624）1.5=936r/min，加上V带减速，取减速比为5，那么nd=45180r/min符合这一范围的同步转速有60、100、和150r/min。由于工作台n工作台=1.5r/min，圆锥齿轮传动比1:1，蜗轮蜗杆传动比10，齿轮传动比2，V带传动比5，因而选择电机转速150r/min。1.3 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，额定转速150r/min，额定转矩2.0。质量
6、10kg。1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n工作台=150/1.5=1002、分配各级传动比1）取齿轮i齿轮=2（单级减速器i=26合理）；2）圆锥齿轮传动比1:1，3）蜗轮蜗杆传动比10，4） V带传动比5，1.5 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机/5=150/5=30r/minnII=nI/i齿轮=30/2=15(r/min)nIII=nII/i涡轮=15/10=1.5(r/min)n工作= nIII=1.5(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI带=2.40.96=2.304KWPII
7、I=PII轴承齿轮=2.3040.980.96=2.168KWPIV=PIII轴承涡轮=2.1680.980.96=2.039 KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/150=152800NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.304/30=733440NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/15=138029NmmTIV=9.55106PIV/nIV=9.551062.039/1.5=12985799Nmm1.6 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
8、轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。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Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=2取小齿轮齿数Z1=10。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=210=20实际传动比I0=20/2=10传动比误差：i-i0/I=2-2/2=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=2由课本P138表6-10取d=0.9(3)转矩TIITII=9.55106PII/nII=9.551062.304/30=733440Nm
9、m (4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60301(163658)=8.4107NL2=NL1/i=8.4107/2=4.2107由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=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SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3
10、500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d130(k TII (u+1)/duH2)1/3=301733440(6+1)/0.9634321/3mm=50mm模数：m=d1/Z1=50/10=5mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=510mm=50mmd2=mZ2=520mm=100mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=10,Z2=20由表6-9
11、相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49
12、）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s1.7 轴1的设计计算1.7.1输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS
13、根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7(1+5%)mm=20.69选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接
14、触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=
15、3.该段直径应取：（30+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50021.8Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY
16、=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(
17、148)21/2=54.88Nm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。1.7.2涡杆轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩
18、和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.
19、36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)2
20、1/2=275.06Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够1.8 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1
21、N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够F=1000NV=2.0m/sn工作台=1.5r/min总=0.85P工作=2.4KW电机转速150r/min电动机型号Y132S-6i齿=2Z1=10Z2=20u=6TII=733440NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=8.4107NL2=4.2107ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=524.
22、4MpaH2=343Mpad1=50mmm=5mmd1=50mmd2=100mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11.6Mpaa =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.0
23、5NFAZ =500.2NMC1=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力应力循环次数N=60=601（2830015）=2.359寿命系数=0.674=0.674268MPa=180.528MPa（6）计算中心矩=199.05mm取中心矩a=200mm 因i=10取m=5mm
24、 蜗杆分度圆直径d1=55mm这时， =3.1查手册得，因为，因此以上计算结果可用。（1） 蜗杆分度圆直径d1=55mm模数 m=5直径系数q=10，齿顶圆 齿根圆df1=m(q-2.4)=38mm分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚Sa=9.891mm（2） 蜗轮蜗轮齿数=10=50变位系数为验算传动比i=蜗轮分度圆直径=550=250mm蜗轮喉圆直径=（250+24.725）=259.45mm蜗轮齿根直径=（259.45-215）=249.45mm蜗轮咽喉母圆直径=（200-249.45）=75.275mm当量齿数根据=-0.25 =57.28=2.5 螺旋角系数=许用弯曲应力从表11-8中查得：由
25、ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数=560.545=30.52MPa=27.2MPa=30.52=MPa所以弯曲强度是满足要求的。已知r=11183611.31= , 与相对滑动速度有关= = =7.27 m/s从表11-18中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中=0.220 =0.1998则=0.86 大于原估计值，因此不用重算。考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸
26、造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HT100=892.9NmK=1.17=160=3.1N=2.359=0.674=180.528MPaa=199.05mm =3.1 合格d1=55mm=54=340.2mm=349.65mm=337mm=25.2mm=57.28=0.9192=56MPa=0.579=27.2MPa合格=7.27 m/s2.4.1蜗轮轴（即小锥齿轮轴）的设计1轴的材料的选择，确定许用应力2按扭转强度，初步估计轴的最小直径3轴的结构设计 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取
27、轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=100，于是得：d 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=,查表14-1，选取=1.3，则有=KT=1.39.5503.78/54.60=859500Nmm最小直径d1=48mm 根据d2=50mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为：dDT=50mm110mm23.75mm故选d3=60mm L6=23.75mm查GB/T294-94得：圆锥滚子轴承da=69（30212）即轴肩为h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm又：轴环的亮度b=1.4h，即b
28、1.46=8.4b取12mm，即L5=12mm（4）蜗轮的轴段直径 蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故d4=d5-2h，求出d4=64mm与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为：B2=(1.21.5)d4=（1.21.5）64 =76.896，取b=80mm，即L4=80mm(5)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=23.75mm，蜗轮轮毂长为L=80mm，则：L3=T+s+a+
29、(80-78)=49.75mm选用45号钢， b=600MPa b-11=55MPa=1.3=859500Nmmd1=48mmd2=50mmL1=82mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm轴环L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，轴的总长为：L总=82+55+49.75+80+12+36=315mm4轴的强度校核（1） 轴向零件的同向定位蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由表6-1查得平键截面 bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，
30、故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考15-2，取的倒角245，各轴肩处的圆角半径为（见附图）。（3.1）确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径d=340.2 mm 转矩T=892.9 Nm蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2892.9103/340.2=5249.9 N蜗轮的径向力为：Fr=Ft =5249.9tan20/cos111835 =1853.5 N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft =5249.9tan111835 =
31、1050 NT=892.9NmFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N反力及弯矩、扭矩见10.3反力及弯局矩、扭矩图所示：5轴的强度校核（3.2）垂直平面上： 支撑反力： = =2182 N其中132为两轴承中心的跨度，59为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。 N水平平面： N N（3） 确定弯距 =59=592902.9=171271 Nmm 垂直弯矩： Nmm Nmm 合成弯矩： = 233893Nmm =172357 Nmm扭矩T=892.9 Nmm（4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转
32、切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力： =27MPa-1=60MPa故是安全的。=2182 N= N=2347 N=2902.9N=171271 Nmm=233893 Nmm =172357 Nmm=27MPa合格三 圆锥齿轮设计圆锥齿轮传动比为1:1 3.1确定齿数Z及校核(1)选Z。软齿面应尽量选大些。(2)Z= iZ。且Z为整数。(3)计算U=(4)=53.2按接触强度计算d1 1.计算公式 2.计算T1T1=95500 Pd-Kw nd-r/min =0.99 3.计算K K=KAKVK (1)由表4-8选用系数KA (2)选动载荷系数KV记为KVt (3)取值。一般取=0
33、.3 = (4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K (5)计算 K=KAKVK 取KV=KVt故Kt=KAKVK 4.弹性系数ZE由表4-9查得 5.节点系数ZH由表4-48查得 6.许用应力H=ZNZW (1)由图4-58查得(2)由已知条件计算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U式中：n-啮和次数 n1-r/min tn-每天工作小时 N-年300天/年小时/天(3)由图4-59查得寿命系数 ZN1 ZN2 (4)由表4-11查得安全系数SH(5)由图查得工作硬化系数Zw(6)计算 H1=ZNZW H2=ZNZW(7)计算d1 d1 试选Kt=Kvt 3.3 校核d1 因为试选的Kv可能与实际不符合。(1)模数m=取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。 (2)按几何关系计算d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圆周速度Vm（平均直径dm） Vm= 计算 由查图4-43得Kv (4)校核d1 d1= d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t3.4 校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 (2)当量齿数计算 Zv= a. b. c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa