机床主轴传动系统结构设计.doc

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1、摘 要普通车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、

2、传动轴及滑移齿轮零件的设计。【关键词】车床;主轴箱;变速系统;主轴组件。AbstractOrdinarylathespindleboxdesign,mainlyincludesthreeaspects,namely:accordingtothedesigntopicgivenmachineusage,specifications,spindlespeed,speedratioorseriestoidentifyotherrelatedmovementparametersandselectspindlealllevelsvelocityvalue;throughanalysisandcompar

3、isontoselecttransmissionscheme;drawstructuresorstructuralnetwork,definespeeddiagram;determinetoothnumberofgearandbeltwheeldiameteranddrawtransmissionsystemdiagram.Secondly,accordingtothetypeofmachineandelectricmotorpower,identifycalculationspeedoftheprincipalaxisandthetransmissionparts,initiallydeci

4、dethediameterofthetransmissionshaft,thegearmodulus,confirmthetransmissionbelttypeanditsnumber;AfterassemblySketchesfinishneedtochecktransmissionparts(transmissionshaft,chiefshaft,gear,rollingbearing)stiffness,intensityorlifespan.Finally,aftercompletionofthekinematicdesignanddynamicdesignstillneedtom

5、akemaindrivesystembestructuredanddesignspindlegearboxassemblydrawingandpartsdrawing,emphasizesonthetransmissionshaftcomponent,maincomponents,transmissionmechanism,box,lubricationandseal,transmissionshaftandtheslipgearpartsdesign.Key wordslathe;spindlebox;transmissionsystem;spindleassembly. 引言机床技术参数有

6、主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和

7、同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短

8、，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。1 绪论1.1 设计的目的及其研究意义本课题是以普通车床为研究目标，从其主轴箱及主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析的几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越。我国车床进入市场到现在，通过各大机床厂家的不懈努力，通过采取与国外著名机床厂家的合作、合资、技术引进、样机消化吸收等措施，使得我国的机床制造水平有了很大的提高，其产量在金属切削机床中占有较大的比例。目前，国产车床的品种、规格较为齐全，质量基本稳定可靠，已进入实

9、用和全面发展阶段。但是在这些机床中，大都处于单机运行状态，并且相当一部分处于效率不高，加工不精密的状态。本项目的研究，有利于改善机床的性能，使得产品的加工更加高效，更加精密。1.2 国内外的研究现状近年来我国企业的机床占有率逐年上升，在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也普遍开始使用。在这些机床中相当部分处于使用效率不高，管理方式落后的状态。与国外的机床相比，我国机床还存在以下几方面的问题：产品质量、可靠性及服务等能力不强。国产机床在质量、交货期和服务等方面与国外著名品牌相比存在较大的差距。国产车床的技术含量与生产水平与国际上先进水平也有较大差距。在交货期方面，绝大多数企业由于任

10、务重拖期交货。服务体系不健全，在市场开拓、成套技术服务、快速反应能力等方面不能满足市场快节奏和个性化的要求。自主创新能力不足。 长期以来，我国机床制造业的基础、共性技术研究工作主要在行业性的研究院所进行。能力薄弱，技术创新投入不足，引进消化吸收能力差，低水平生产能力过剩，自主创新能力不高，缺乏优秀技术人才。虽然国产机床制造商通过技术引进、海内外并购重组以及国外采购等获得了一些先进技术，但缺乏对基础共性技术的研究，忽视了自主开发能力的培育，企业的市场响应速度慢。 功能部件发展滞后。机床是由各种功能部件（主轴单元及主轴头、滚珠丝杠副、回转工作台等）在床身、立柱等基础机架上集装而成的，功能部件是机床

11、的重要组成部分。虽不可否认我国其中个别产品的制造水平接近国际先进水平。但整体上，我国机床功能部件发展缓慢、品种少、产业化程度低，精度指标和性能指标的综合情况还不过硬。目前，许多功能部件仅能满足中低档机床的配套需要，但是很大一部分还是还依赖进口。因此，我们应该尽快研究机床行业的核心技术。1.3 设计方案本课题主要通过数据分析，校核计算，设计出机床主轴传动系统及分级变速系统等各单元部件的布置结构。（1）设定普通机床主轴箱的整体尺寸；（2）通过给定的技术参数来初步设定主分轴、齿轮数等的结构尺寸；（2）对传动系统进行理论力学分析，精确计算选定尺寸及材料；（3）由电机转速传动至进给系统的参数反馈，校核所

12、选定主轴和转动轴尺寸的合理性；（4）完成整体结构设计，绘制装配图及零件图。2 机床总体设计2.1 设计参数本次设计的车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如表2.1所示工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z3202000427.51.4112表2.12.2 主轴箱展开图图展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。

13、另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。主轴箱分布图如图2.1所示图2.12.3 电动机的确定合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件

14、材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量和进给量f，取4mm，f取0.6。 确定切削速度，参，取V=1.7。 机床功率的计算，主切削力的计算 公式：F=9.81 =9.8127040.920.95 =3242（N）切削功率的计算 =32421.7=5.5（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=6.86(kW)查机械设计课程设计指导书P142可得，选择电动机型号为Y132M-4，

15、满载时，其转速为1440r/min。因此初选电动机合格。3 主运动参数的拟定3.1 确定传动比根据机械制造装备设计知 ， Z=+1=1.42根据机械制造装备设计表2-4 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.根据机械制造装备设计表2-5标准数列。给定的最低转速为45r/min，在标准数列中，可以选择最低转速为45，因此可以得到公比为1.41的数列：45,64,90,127,180,254,358,505,715,1004,1415,1955.3.2 主传动系统方案确定3.2.1传动布局选择有变速要求的主传动，可分为集中传动式和分离式传动式两种布局方式把主轴组件和主传动的全部变速机构集中于

16、一个箱体内，被称为集中传动式布局，一般将该部件成为主轴变速箱；而把主轴组件和主传动的大部分变速机构分离装于两个箱体内，被称为分离传动式布局。由于集中传动式布局结构简单，偏于实现集中操纵，箱体数少，在机床上安装、调整方便。大多机床采用这种布局，因此，本设计也将采用此种布局。3.2.2变速方式选择机床主传动的变速方式可分为无级变速和有级变速两种。无级变速是指在一定速度（或转速）范围内能连续、任意的变速。有级（或分级）变速是指在若干固定速度（或转速）级内不连续地变速。而变次的设计采用的是滑移齿轮变速机构，因此使用的是有级变速。3.2.3开停及正反转方式选择控制主轴启动和停止分电动机开停和机械开停两种

17、，而换向同样如此。本次设计采用电动机开停，机械方式中的片式摩擦离合器来实现正反转。4 变速结构的设计4.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有三种方案：2.2.2变速式的拟定 12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。综上所述，变速式为12=232，12=322。4.2 变速式的拟定 12

18、级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=232方案为好。4.3 结构式的拟定对于12=232传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床传动轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的

19、齿根圆大于离合器的直径。在拟定结构式时，要采用前多后少的安排变速组的传动顺序，要前密后疏的安排其扩大顺序，因此采用主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 其中， ，符合要求4.4 结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图4.1所下图4.14.5 转速图的拟定、选择Y132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。、分配总降速变速比 总降速变速比 又电动机转速不符合转速数列标准

20、，因而增加一定比变速副。、确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。、确定各级转速由、z = 12确定各级转速：45,64,90,127,180,254,358,505,715,1004,1415,1955、绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速变速组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：180,254,358,505,712,1004r/min。 确定轴的转速变速组b的级比指数为2，希望中间

21、轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 ，轴的转速确定为：712,1004r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ， 确定轴转速为1415r/min。因此转速图如图4.2所示图4.24.6 确定齿轮齿数齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表2-8中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数

22、差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据机械制造装备设计,查表可得各种常用变速比的使用齿数。、变速组a:，； 时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77可取84,于是可得轴齿轮齿数分别为：28、35。于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：56、49。、变速组b:根据机械制造装备设计,查表2-8各种常用变速比的使用齿数, ，,时：87、89、90、91、92时：87、89、90、91时：86、88、90、91可取 90，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：18、30、45。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：72，60、

23、45。、变速组c:同理可得；,时：、85、89、90、94、95、108时： 84、87、89、90、108可取 108.为降速变速，取轴齿轮齿数为22；为升速变速，取轴齿轮齿数为36。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为22，72；得轴两齿轮齿数分别为86，36。4.7 绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件绘制系统图，如图4.3所示：5 传动件的设计5.1 传动带的设计三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5k

24、W,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)、选择三角带的型号由机械设计查表可得工作情况系数查的共况系数=1.2。有公式 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、由机械设计图8-11普通V带轮型图选用A型。(2)、确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-6、表8-8初选小带轮基准直径=125。由公式 有表8-8可得 (3)、验算带速度V， ，故带速合适。(4)、初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式（8-20）取，取=600mm.

25、(5)、三角带的计算基准长度由公式（8-22）计算带轮的基准长度 由表8-2，圆整到标准的计算长度(6)、验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)、确定实际中心距按公式（8-23）计算实际中心距(8)、验算小带轮包角根据公式（8-25），故主动轮上包角合适。(9)、确定三角带根数查表8-4a由和得= 1.92KW 查表8-4b由 i=1.8和得= 0.15KW,查表8-5，=0.98；查表8-2，长度系数=1.0取 根(10)、计算单根V带的初拉力的最小值查表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m= 5 （11）计算作用在轴上的压轴力 5.2 传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外

26、，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度5.2.1计算各轴转速、确定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据机械制造装备设计，主轴的计算转速为、各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴71r/min按72/18的变速副找上去，轴的计算转速为180r/min；轴的计算转速为7

27、12r/min；轴的计算转速为1415r/min。、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组c中，22/86只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为505r/min； 变速组b计算z = 18的齿轮，计算转速为712r/min； 变速组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为1415r/min。5.2.2确定传动轴最小直径根据公式， 取=1.轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取 其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。5.2.3花键轴的

28、选用因为轴上要安装滑移齿轮，因此我采用花键轴。其基本尺寸据GB/T1144-1987选取：轴：轴：前段后段轴：5.2.4传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和

29、倾角计算公式分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核最大挠度：查1表3-12许用挠度； 。 轴的校核最大挠度：查表得许用挠度； 。 轴的校核同上。5.3 摩擦离合器摩擦离合器是靠主从动不分的结合元件采用摩擦副以传递转矩，可在运转中结合，结合平稳，过载时离合可打滑起安全保护作用。片式摩擦离合器结构紧凑，调节简单可靠，因此本设计采用片式摩擦离合器。计算转矩，取摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径。摩

30、擦盘工作面的外直径摩擦盘工作面的内直径摩擦盘宽度b摩擦面对数m，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度120.m圆整为4.摩擦面片数z=4+1=5.摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以许用传递转矩因为压紧力Q摩擦面压强p车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：（1）摩擦片的轴向定位：由两个带花

31、键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。（2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。（3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动

32、轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6 齿轮模数的确定和校核齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：是固定齿轮还是滑移齿轮；移动滑移齿轮的方法；齿轮精度和加工方法。变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据

33、实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用766，圆周速度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选655。当精度从766提高到655时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮

34、，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。6.1 齿轮模数

35、的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。齿轮选用直齿圆柱齿轮传动，材料为45Cr，调制处理。有公式得：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力 -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取

36、1.2。=650MPa，mm将齿轮模数取整整为3mm。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，mm将齿轮模数取整为2mm 。所以mm于是变速组a的齿轮模数取m = 3mm，b = 24mm。b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: 其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力 -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa，mm

37、将齿轮模数取整为4mm。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。mm将齿轮模数取整为3mm 。所以mm于是变速组b的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。c变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数22的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.897.5=6.68KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力 -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa，mm将齿轮模数取整为4mm 。 齿轮弯曲

38、疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。mm将齿轮模数取整为3mm 。所以mm于是变速组c的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm6.2 齿轮详细参数标准齿轮参数：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ；齿轮详细参数如表6.1所示：齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高283849076.533.7535310511197.533.75563168174160.533.75493147153139.533.751847280624

39、5304120128110454541801881704572428829627845604240248230454541801881704522488967845724288296278453651441521345586534435233455表6.1齿轮尺寸表 （单位：mm）6.3 齿宽的确定 由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以：， ，。6.4 齿轮的校核在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应

40、力和弯曲应力的验算。齿轮强度校核计算公式：弯曲疲劳强度;接触疲劳强度6.4.1a组齿轮的校弯曲疲劳强度；校核齿数为28的齿轮，确定各项参数、 ,n=800r/min,、确定动载系数齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数。使用系数。、。、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查机械设计表10-4，得非对称齿向载荷分配系数；查机械设计图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用，由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数、确定载荷系数: 、 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数；、计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机

41、械设计图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得、查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮28合适。6.4.2校核b变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数、,n=680r/min,、确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查机械设计，插值法得非对称齿向载荷分配系数 查机械设计图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用 ；由表10-3查得齿间载荷分配系数、确定动载系数: 、查表 10-5齿形系数及

42、应力校正系数、计算弯曲疲劳许用应力由图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得、查图10-21（d）得， 故齿轮18合适。6.4.3校核c变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数、,n=480r/min,、确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数， B/h=24/5=4.8,查图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由表10-3齿间载荷分布系数，、确定荷载系数: 、查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。 、计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得