曲柄压力机设计项目说明指导书.docx

目录
1　序言 1
2　选題背景 2
2.1课题起源 2
2.2研究目标和意义 2
2.3中国外现实状况及发展趋势 2
2.3.1中国外研究现实状况 2
2.3.3发展趋势 4
2.3.3存在关键问题及以后见解 5
3 方案论证 6
3.1设计原理 6
3.1.1传动系统部署方法 6
3.1.3传动级数和各速比分配 6
3.1.3确定离合器和制动器安装位置 7
3.1.4压力机各个基础参数 7
3.2总体设计方案确实定 8
4　设计过程叙述 12
4.1压力机中主体机构尺寸参数确实定及运动分析 12
4.1.1对心曲柄滑块机构尺寸参数确定及运动分析 12
4.3电动机选择 14
4.3.1压力机功效组成及总功 14
4.3.2电动机型号选择 16
4.4压力机传动装置总体设计 16
4.4.1确定传动装置总传动比和分配传动比 17
4.4.2传动装置运动和动力参数计算 17
4.5压力机关键零部件设计计算 18
4.5.1飞轮转动惯量计算 18
4.5.2 V带轮设计 18
4.5.3齿轮设计计算 21
4.5.4曲轴尺寸参数确实定及强度校核 25
4.5.5曲轴轴承设计计算 27
4.5.6传动轴设计计算 28
6 润滑方法选择 33
7　结束语 34
8　参考文件 35

JB23- 0.08KN开式双柱可倾压力机设计
[摘要] 曲柄压力机是以曲柄传动锻压机械，适适用于板料冲孔、落料弯曲、线拉伸及成型等工作。床身可作合适倾斜，方便于把冲压成品或铁屑等物，依靠自重滑落，若装上自动送料机构，则能够推行半自动冲压工作，通常见于农业机械、电气工业、汽车、拖拉机工业等用途较为广泛。
这篇论文介绍了设计压力机设计过程，从确定传动方案开始，到压力机主体机构尺寸参数确定和运动分析，在到电动机选择，最终压力机传动系统关键零部件设计计算。
此次经过对对心、正偏置、负偏置曲柄滑块机构运动分析及相互之间比较，选则适宜机构来达成设计目标。电动机选择采取了比很好计算方法，经过对计算压力机在一个工作周期所消耗能量A和各部分能量消耗组成来选择电动机。因为冲压工件时冲击较大，传动系统中采取了变位齿轮，提升了齿轮承载能力和耐磨性能。经过这些前期设计过程，还有借助AUTOCAD，ANSYS等辅助分析软件，就能设计出比较合理压力机。

[关键词] 曲柄压力机；冲压；结点偏置；曲柄滑块机构；变位系数；强度校核

1　序言
曲柄压力机是采取曲柄滑块机构作为工作机构一类 锻压机器。
开式曲柄压力机是曲柄压力机一个类别，其特点是含有开式机身（即C形机身）。
开式曲柄压力机因含有开式机身，和闭式压力机相比含有其突出优点，工作台在三个方向是敞开，装、卸模具和操作全部比较方便，同时为机械化和自动化提供了良好条件。不过，开式压力机含有其缺点，因为机身呈C形，工作时变形较大，刚性较差，这不仅会降低制品精度，而且因为机身有角变形会使上模轴心线和工作台面不垂直，以至破坏了上、下模具间隙均匀性，降低模具使用寿命。因为开式曲柄压力机使用上最方便，所以被广泛采取。它是板料冲压生产中关键设备，可因为冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成形等工序，并广泛应用于国防、航空、汽车、拖拉机、电机、电器、轴承、仪表、农机、农具、自行车、缝纫机、医疗器械、日用五金等部门中，开式曲柄压力机年产量约占整个锻压机械年产量49.5%，而在通用曲柄压力机生产中，约占95% 。
众所周知，制造业是一个国家经济发展关键支柱，其发展水平标志着该国家经济实力、科技水平和国防实力。压力机是机械制造业基础设备。随 着社会需求和科学技术发展，对机床设计要求越来越高。尤其是模具制造飞速出现，使机床向高速、正确，智能化方向发展。所以，对压力机精度和生产率等各方面要求也就越来越高。有必需对压力机进行进行优化设计，比如对压力机主体机构尺寸参数、运动分析、传动系统等进行优化，设计出低成本、高精度、高效率、节能曲柄压力机，这些全部是我们值得探讨。

2　选題背景
2.1课题起源
生产实际
2.2研究目标和意义
曲柄压力机是以曲柄传动锻压机械，适适用于板料冲孔、落料弯曲、线拉伸及成型等工作，床身可作合适倾斜，方便于把冲压成品或铁屑等物，依靠自重滑落、若装上自动送料机构、则能够推行半自动冲压工作，通常见于农业机械、电气工业、汽车、拖拉机工业等用途较为广泛。
为了满足小批量和单件生产经济上合理性，要求生产含有更大柔性、工艺设备含有万能性。近10～内，曲柄压力机仍是大批量或大量生产企业体积模锻和板冲车间关键设备，但在总台数中相对数量未必会增加。设备改善，设备性能（包含生产率）改善，和设备价格提升，不过仍然要用不一样方法加以改善。
所以提升生产率，改善冲压件质量（首先是她形状和尺寸精度），实现自动化，和根本改善操纵条件和工作地点舒适性等全部是需要研究和优化。
2.3中国外现实状况及发展趋势
2.3.1中国外研究现实状况
中国现在现实状况，机械压力机正规专业和兼业生产厂共23个，1978年机械压力机品种（只包含一机械系统正式产品）共30个系列达160余种，产量占整个锻压机械年产量49%，其中开式压力机占70%，大、重型机械压力机占3%。在这期间，上海锻压机床厂、上海第二锻压机床厂、济南第二机床厂及徐州锻压机床厂等机械压力机制造厂进行了技术改造和扩建，生产能大大提升。设计科研队伍日益扩大，开展了机械压力机三化及科研工作，老产品亦不停进行更新换代。比如，济南第二机床厂对13中产品至今共进行了23次更新，有产品以前后更新数次，如160吨闭式双点压力机共更新了三次，产品性能及质量精益求精。现在已含有各有设计和制造大型复杂机械压力机能力，一些产品以靠近或赶上世界优异水平。
在汽车、航空航天、电子和家用电器领域，需要大量金属板壳零件，尤其是汽车行业要求生产规模化、车型个性化和覆盖件大型一体化。进入二十一世纪，中国汽车制造业飞速发展，面对这一形势，中国板材加工工艺及对应冲压设备全部有了长足进步。
汽车覆盖件是标志汽车质量最关键钣金零件，是大型冲压件经典件，其生产现在关键有两种方法：一是由多台大重型机械压力机配以自动化机械手，组成自动化柔性冲压生产线；二是应用大型多工位压力机生产。
单机连线自动化冲压生产线 为满足自动化冲压生产线需要，中国著名压力机生产企业在20世纪末期，就大力进行了高性能单机连线压力机研制生产。其中以济南二机床集团企业、上海锻压机床厂、齐齐哈尔第二机床厂等为代表，前后研制了J47—1250/型闭式四点双动拉深压力机、S3P—630 型闭式四点压力机、PE4 - HH- 600 - 2TS 四点单动压力机、PD4- HH - 800/ 600 - 2TS 四点双动压力机、30000kN 闭式双点汽车大梁压力机、成系列多连杆传动单动压力机及其它规格大型双动拉深压力机。由它们组成自动化冲压生产线含有大吨位、大行程、大台面，和大吨位气垫、机械手自动上下料系统、全自动换模系统和功效完善触摸屏监控系统，生产速度快、精度高。这些单机连线已前后装备了第一汽车制造厂、重庆长安汽车厂等汽车制造业多条大型自动化冲压生产线，并正在向更多汽车厂和国外企业扩展。8月，济南二机床企业向泰国萨密特企业提供了一条3kN大型冲压生产线，充足满足了汽车快速、高精度及高效生产要求。这类生产线经典配置和用途：开式单点压力机加装辊轮送料机( 或气动送料机) 成线，可作单( 多) 工序连续冲压，操作性良好；开式双点压力机加装多工位送料装置、开卷装置和校平装置，组成多工位连续冲压生产线。因为占地少、工序间搬运小，所以正日益被冲压生产看好；高速压力机加装凸轮分割型送料机、开卷校平装置成线，冲制专用零件，如电动机硅钢片等。
大型多工位压力机 在覆盖件冲压领域，大型多工位压力机是最优异、最高效冲压设备，是高自动化、高柔性化经典代表。通常由拆垛机、大型压力机、三坐标工件传送系统和码垛工位等组成。生产节拍可达16～25次/min，是手工送料流水线4～5倍，是单机连线自动化生产线2 ～3 倍。是当今世界汽车制造业应首选最优异冲压设备，现在世界上已能生产95000kN 大型多工位压力机。这类机床过去惟工业发达国家独有，20世纪末到二十一世纪初中国也已开发研制，并取得成功。济南二机床集团企业于1999年和德国万加顿企业合作制造了两台0kN 大型机械多工位压力机，初又和世界最大汽车零部件供给商—美国德纳(DANA)企业签署了供货协议，为其提供一台50000kN重型多工位压力机。该机采取电控同时、电子伺服三坐标送料、多连杆、全自动换模、模具保护及现场总线控制等多项国际优异技术，含有远程诊疗、远程控制和网络通信等多个自动化功效，适适用于汽车制造中薄板件拉深、弯曲、冲裁和成形等冷冲压工艺。是中国迄今为止出口吨位最大、技术含量最高、自动化程度最高冲压成套设备。济南二机床企业因强大研发制造能力和良好市场业绩，被国外用户誉为“世界五大数控装备制造商之一”。迄今为止，这类多工位压力机在中国汽车业还未广泛使用，但市场前景十分看好。
国外现在现实状况，曲柄压力机，近30年来关键以批量生产在板冲和模锻中被广泛使用，专门化程度越来越高，朝着高速度、高精度、自动化方向发展，普遍采取CNC控制。但今年，多品种少许生产势头在国外越益强劲，要满足其经济上合理性，就要求生产含有更高柔性，工艺设备含有更大通用性。在这种背景下，国外压力机设计、制造者们、在传统机械压力机上经反复多种尝试，最近最终设计制造出部分含有新创见压力机面市。这些压力机，在结构上各有其独到之处，可适应多变工艺过程，通用性大，含有更高柔性。其中机械驱动源液压化、兼容机械压力机和液压机双方优点，表现了未来压力机突出特征，比如球头连杆压力机，机械—液压压力机，液压—机械压力机等。
2.3.3发展趋势
在锻压装备中曲柄压力机最多，占全部50%以上，是板料冲压生产主打设备。它们关键用于冲裁、落料、切边、弯曲、拉延和成形等加工工序，在汽车农机、电子。电器仪表、国防工业及日用平等航和有广泛市场。据相关质料介绍，用机械压力机生产零件，在汽车行业中，对卡车占总零件数45～55%，对轿车、大卡车为60～75%，在电机电器行业中占60～80%，在无线电行业中占85%，在日用制品行业中占98%。伴随新工艺新设备不停出现，部分复杂特殊零件能够直接成形。用机械压力机加工板料冲压替换铸件和锻件，依据零件结构和形状不一样，其生产成本可降低50～70%，零件重量减轻30～50%，材料消耗量降低30～60%。
20世纪前期，因为汽车工业兴起，曲柄压力机和其它锻压设备得到了快速发展，在逐步融入新技术、新材料后，更推进了曲柄压力机发展。传动系统是曲柄压力机关键组成部分，其作用是将电机运动和能量根据一定要求传给曲柄滑块机构。
进入二十一世纪以来，中国锻压机床行业经过技术引进、合作生产及合资等多个方法运作，快速地提升了中国冲压设备整体水平。多年设计制造很多产品，其技术性能指标已经靠近或达成世界优异水平，在宜人性方面也取得了长足进步。但因为大家全部在进步，所以中国产品和国外名牌产品差距并无显著缩短。所以，中国冲压设备行业和企业需以战略思绪和有效方法应对目前机遇和挑战。
2.3.3存在关键问题及以后见解
三十年来，机械压力机行业发展是很快，但因为原有基础差，再加上工作中存在缺点，机械压力机在产品品种、产量及技术水平还不能满足国民经济需要。存在关键问题有：
1.品种短缺严重，关键产品产需矛盾大；
2.产品技术水平低；
3.制造质量差，配套件质量差；
4.产品机械化、自动水平低、成套性差；
依据上述存在问题及国外机械压力机现在发展动向，对以后工作提出以下见解：
1.大力发展新品种，尤其是大、重型机械压力机；
2.加强科研队伍及试验基地建设，
3.加强冲压工艺研究；
4.组织专业生产，提升产品成套性，处理原材料生产和供给。

3 方案论证
3.1设计原理
3.1.1传动系统部署方法
传动系统部署方法包含两个方面[1， 2]：
1．上传动/下传动
传动系统部署在工作台之上称为上传动，反之为下传动。
下传动优点：
（1）压力机重心低，运转平稳，能降低震动和噪声，劳动条件很好；
（2）压力机地面高度较少，适宜于高度较矮厂房；
（3）从结构上看，有增加滑块高度和导轨长度空间，所以易于提升滑块运动 精度，延长模具寿命，改善工件质量；
（4）润滑系统部署于工作台下，润滑油不会沾到工件上。
其缺点是：
（1）压力机平面尺寸较大，而总高度和上传动相差不多，故压力机总重量比上传动约大10～20%；
（2）检修传动部件时不便于使用车间内吊车；
（3）放置传动部件地坑深，地基庞大；总体造价较高。
现在市场上已上传动压力机居多，但下传动压力机在部分领域仍占有优势，如食品、橡胶等行业。
2．曲轴横放/纵放
压力机传动系统曲轴平行于压力机正面为曲轴横放，垂直于正面为曲轴纵放，通常在中大型压力机上采取曲轴纵放（偏心齿轮结构），甚至在部分小型压力机上也采取这种型式。曲轴横放关键适适用于大台面压力机（通常为双点压力机）。
采取曲轴纵放和横放没有严格要求，要综合考虑零件冲压工艺，成本等原因来选择。
3.1.3传动级数和各速比分配
压力机传动级数和电动机转速和滑块每分钟行程次数相关。行程次数越低，总速比大，传动级数就应多些不然每级速比过大，结构不紧凑；行程次数高，总速比小，传动级数可少些，现有压力机传动系统级数通常不超出四级。行程次数在70次/min以上用单级传动，70～30次/min用两级传动，30～10次/min用三级传动，10次/min一下用四级传动[1]。
各传动级数速比分配要合适。通常三角皮带传动速比不超出6～8，齿轮传动部超出7～9。速比分配时，要确保飞轮有合适转速，也要注意部署得尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸百分比合适。
3.1.3确定离合器和制动器安装位置
单级传动压力机离合器和制动器只能置于曲轴上[2]。
采取刚性离合器压力机，离合器应置于曲轴上，这是因为刚性离合器不宜在高速下工作，而曲轴转速较低，故离合器置于曲轴上比较适宜。在此情况下，制动器肯定也置于曲轴上。
采取摩擦离合器时，对于含有两级和两级以上传动压力机，离合器可置于转速较低曲轴上，也可置于中间传动轴上。当摩擦离合器安装在低速轴上时，加速压力机从动部分所需要功和离合器结合时所消耗摩擦功全部比较小，所以能量消耗较少，离合器工作条件也比很好。不过低速轴上离合器需要传输较大扭矩，所以结构尺寸较大。
所以，摩擦离合器合理位置应视机器具体情况而定。通常来说，行程次数较高压力机（如模锻压力机）离合器最好安装在曲轴上，因为这么能够利用大齿轮飞轮作用，能量损失小，离合器工作条件也很好。行程次数较低压力机（如中大型通用压力机），因为曲轴转速低，最终一级大齿轮飞轮作用已不显著为了缩小离合器尺寸，降低其制造成本，而且因为结构部署要求，离合器多置于转速较高传动轴上，通常是飞轮轴。制动器位置则随离合器位置而定。因为传动轴上制动力矩较小，可缩小制动器结构尺寸。
3.1.4压力机各个基础参数
公称压力 Pg=0.08KN
滑块行程

滑块行程次数 n=200r/min
最大装模高度

工作台尺寸

滑块尺寸

3.2总体设计方案确实定
此次设计总共确定三个设计方案
方案一

方案评价：
主传动由偏心轮带动连杆，整体结构和方案三大致相同，但偏心轮参数难以确定，且不适适用于滑块行程次数较高压力机

方案二

方案评价：
主转动部分由凸轮带动连杆，连杆带动滑块，上方长连杆可实现摆动，从而带动下发冲头实现往复运动。
冲压时可取得较高速度，可满足工作要求，可较正确取得冲头运动规律，但结构复杂，占用空间较大，不适适用于小型冲压机。

方案三

方案评价：
主传动部分由曲轴带动连杆实现往复运动，结构简单，占用空间小，各零件参数易于确定，是现有大部分曲柄压力机传动方案。

方案确定：
依据以上设计原理及此次设计原始数据综合考虑，曲柄压力机传动系统选择2级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一级齿轮传动，齿轮悬臂放置，刚性离合器和制动器均在曲轴上，曲轴横放，大带轮兼做飞轮用，齿轮悬臂放置。总体传动方案为方案三（以下图）。

曲柄压力机总体传动方案

效果图

4　设计过程叙述
4.1压力机中主体机构尺寸参数确实定及运动分析
设计原始数据：滑块行程H=18mm，滑块行程次数n=300次/分，公称压力
压力机主体结构—曲柄滑块机构是曲柄压力机工作机构中关键类型，这种机构将旋转运动变为往复直线运动运动，实现多种冲压加工工艺，并直接承受工件变形力。同时，机构含有放大作用（即工作载荷大于传动系统输入作用力），满足压力机瞬时峰值力要求。曲柄滑块机构代表曲柄压力机关键特征，它运动分析是设计和强度校核基础，也是静力学分析基础。曲柄滑块机构依据运动机构部署特征，通常分为对心、正偏置、负偏置曲柄滑块机构。这三种不一样结构类型，因为其含有不一样运动速度特征，而分别应用于不一样压力机中。
曲柄滑块机构运动简图图2所表示，0点表示曲轴旋转中心，A点表示连杆和曲柄连接点，B点表示连杆和滑块连接点，OA表示曲柄半径R，AB表示连杆长度。当OA以角速度ω作旋转运动时，B点则以速度V作直线运动。
4.1.1对心曲柄滑块机构尺寸参数确定及运动分析
1.滑块位移
图3为对心曲柄滑块机构运动关系简图。（所谓对心，是指滑块和连杆连结点B运动轨迹在曲柄旋转中心O和连结点连线上。）滑块位移和曲柄转 角之间关系可表示为

而
令
而
整理得 （1）
因为通常小于0.3，对于通用压力机，通常在0.10.2范围内，故公式（1）可进行简化。根号部分可用泰勒级数展开略去高阶项得

公式（1）变为
（2）
图2 　曲柄滑块机构运动简图 　　　　 图3 　对心曲柄滑块机构运动关系简图
式中—滑块位移，从下死点算起，向上方向为正，以下均相同；
—曲柄半径；
—曲柄转角，从下死点算起，和曲柄旋转方向相反为正，以下均相同；
—连杆系数。（ ，其中是连杆长度，当连杆长度可调时，取最短时数值。）
2．滑块速度
（3）
式中 滑块速度，向下方向为正；下同。
曲柄角速度；
曲柄转速，亦即滑块行程次数。
3．滑块加速度
（4）
式中 滑块加速度，向下方向为正，下同。
4.参数确定
由上述分析，结合运动关系简图
可知， 当 ；时；
∴ =9 mm
取
则

4.3电动机选择
4.3.1压力机功效组成及总功
1．工件变形功A1
（14）
（15）

2.拉伸垫工作功A2
（16）
3.工作行程摩擦A3
摩擦当量力臂 （17）
　　 　　（18）
取 (19)

(20)
4.弹性变形功A 4
(21)
(22)
可忽略不计 (23)
5.滑块空程功A5
因为压力机公称压力过小无法查到
6.飞轮空转功A6
(24)查表6—4[1] 得 N0无法差得
(25)
查表5—6[1] 得 Cn=0.27
(26)
(27)
7.离合器接合功A7
A7=0.2A
8.总功

(28)
∴ 解得
4.3.2电动机型号选择
电动机平均功率 (29)
电动机实际功率 (30)
查表6—1[1] 得 K取1.6
实际选择功率 (31)
又因为，两级或两级以上传动系统采取同时转速为1500或1000r/min电动机，单级传动系统通常采取1000r/min电动机[1]。
查机械设计手册[5] ， 同时转速为1000r/min，额定功率Ne为0.75KW电动机型号为Y90S—6，满载转速nm=910r/min。
4.4压力机传动装置总体设计
4.4.1确定传动装置总传动比和分配传动比
电动机型号为Y90S—6，满载转速。
1.总传动比 (32)
2.分配传动装置传动比
前面传动方案已确定，采取两级传动，一级带传动，一级齿轮传动，传动方案图1所表示。

式中分别为带传动和齿轮传动传动比。
查表1[5]常见机械传动关键性能，表4—1[1] ,现有通用压力机传动参数，为使V带传动外廓尺寸不致过大，取，则齿轮传动比为：
(33)
4.4.2传动装置运动和动力参数计算
传动装置图1所表示
1．各轴转速
电动机轴　　
传动轴　　　 (34)
曲柄轴
　2．各轴输入功率
　电动机轴输出功率　　
　　 传动轴 ∙∙ (35)
曲柄轴　　 (36)
2．各轴输入转矩
电动机轴输出 　 (37)
传动轴 (38)
曲柄轴 (39)
运动和动力参数计算结果整理于下表：
表1　运动和动力参数计算结果
轴 名
功率P（W）
扭矩T（N∙m）
转速n/min
传动比
i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

8.32

0.087
910

传动轴
7.99
7.83
0.25
0.245
303.3
曲柄轴
7.6
7.4
0.24
0.235
300
4.5压力机关键零部件设计计算
4.5.1飞轮转动惯量计算
1．电动机在额定转速下飞轮角速度
(40)
2．电动机额定滑差率
该异步电动机同时转速，实际转速
∴ (41)
3．速度不均匀系数
速度不均匀系数已经给出 (42)
5．最大盈亏工

(43)
4．飞轮转动惯量
(44)
4.5.2 V带轮设计
设计原始数据：电动机额定功率,转速，传动比，天天工作8小时。
1．确定计算功率
由表8—7[9]，查得工作情况系数，故
(45)
2．选择V带带型
依据Pca 、ne由图8—11[9]选择Z型
3．确定带轮基准直径dd1并验算带速v
1) 初选小带轮基准直径。由表8—6[9]表8—8[9]，取小带轮基准直径dd1=125mm。
2) 验算带速v 。按式（8—13）[9] 验算带速度
(46)
因为5m/s < 30 m/s ，故带速适宜。
3）计算大带轮基准直径，依据式（8—15a）[9] ，计算大带轮基准直径dd2 (47)
依据表8—8[9]，圆整为400mm。
4．确定V带中心距a和基准长度Ld
1）依据式（8—20）[9]得，376.5≤a0≪1050，初定中心距a0=400mm。
2）由式（8—22）[9]计算带所需要基准长度

（48）
由表8—2[9]选带基准长度Ld=1800mm。
3）按式（8—23）[9]计算实际中心距a
（49）
中心距改变范围为458.5mm≤a≤512.5mm。
5．验算小带轮包角
（50）
6．计算带根数Z
1）计算单根V带额定功率Pr 。
由dd1=125mm和ne=910r/min，查表8—4a[9]得P0=0.27KW。
依据nm=910r/min，i0=3和Z型带查表8—4b[9]得∆P0=0.02KW。
查表8—5[9]得，查表8—2[9]得，于是 （51）
2）计算V带根数Z
（52）
取3根。
7．计算单根V带初拉力最小值
由表8—3[9]得A型带单位长度质量，所以

（53）
应使带实际初拉力 。
8．计算压轴力
压轴力最小值为
（54）
9．V带设计结果以下表所表示
表2　Ｖ带轮设计结果
槽型
Z型
带长
Ld=1800mm
根数
3根
中心距
a=400mm
小带轮直径
dd1=125mm
大带轮直径
dd2=400mm
带轮结构形式
小带轮采取实心式，大带轮轮辐式
4.5.3齿轮设计计算
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按图1所表示传动方案，选择变位直齿圆柱齿轮传动。
3）压力机通常为机床类，速度不高，故选择7及精度（GB10095—88）。
2）材料选着。由表10—1[9]选着小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数z2=i∙z1=1.01×20=20.2，取z2=21
2．按齿面强度设计
由设计计算公式（10—9）[9]进行计算，即
（55）
l 确定公式类各计算数字
1） 试选载荷系数。
2） 计算小齿轮传输转矩。
由表1中小齿轮传输转矩
3） 由表10—7[9]，小齿轮做悬臂部署，选择齿宽系数。
4） 由表10—6[9]，查材料弹性影响系数。
5） 由图10—21d[9]，按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极；
大齿轮接触疲惫极限。
6） 由式10—13[9]计算应力循环次数。
（56）
（57）
7） 由图10—19[9]取接触疲惫寿命系数；。
8） 计算接触疲惫需用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10—12）[9]得
（58）
(59)
计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入 中较小值。

2）计算圆周速度v。
（60）
3）计算齿宽。
（61）
4）计算齿宽和齿高之比。
模数 （62）
齿高 （63）

5）计算载荷系数。
依据，7级精度，由图10—8[9]查得动载系数，直齿轮
；
由表10—2[9]查得使用系数；
由表10—4[9]用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑为悬臂部署 。
由 ，，查图10—13[9]得；故载荷系数
（64）
6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10—10a）[9]得
（65）
7）计算模数。
（66）
3．按齿根弯曲强度设计
由式（10—5）[9]得弯曲强度设计公式为
(67)

l 确定公式内各计算数值
1）由图10—20c[9]查得小齿轮弯曲强度极限；大齿轮弯曲强度极限；
2）由图10—18[9]取弯曲疲惫寿命系数，；
3）计算弯曲疲惫许用应力。
取弯曲疲惫安全系数