履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 履 带拖拉机变速器 改进设计 摘 要 本次设计 任务 为 ： 履带拖拉机变速器的改进设计。 变速箱的结构对 拖拉机 的动力性 、 经济性 、 操纵的可靠性与轻便性 、 工作噪声等都有直接影响。变速箱主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围工作，设有空档和倒档，并设有动力输轴。 为适应农业耕作的复杂工况，要求变速箱采用多档位 ,以使变速箱有 较宽的速比范围， 以使拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。 该 变速器采用 手动啮合套换 档机构，空间三轴布置方式，结构紧凑。 本次设计按照传统设计方法，本着半经验半理论的设计原则通过类比法确定方案，参照已有变速箱结构，最后以机械零件的强度和刚度理论对确定的形状和尺寸进行必要的计算和校核，以满足约束条件，进而缩短设计周期，降低设计成本。 关键词 ： 拖拉机 ， 变速箱 ， 啮合套，改进设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 is an of of on s as as so is to on is to in At in To a so be in a of is of is by In to of by 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 符 号 说 明 发动机标定功率 ， / 传动系总传动比 m v 拖拉机理论工作速度， km/h q 各档之间的公比 A 中心距， T 轴及轴所承受的转矩， N N 附着 系数 0 g 重力加速度， /N K 中心距系数 m 模数， 弯曲应力， M 弯矩， h P 当量动载荷， N 寿命指数，球轴承 =3，滚子轴承 =10/3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 目 录 第一章 前言 .二章 变速箱的结构分析 . 述 . 速箱的总体结构分析 . 动机构布置方案分析 . 、部件机构方案分析 . 速箱的总体结构方案的确定 .三章 变速箱主要参数的确定 . 动系传动比的计算 . 动系总传动比的计算 . 传动比与各部件间传动比的关系 . 速箱各档位传动比的初步确定 . 论车速的分段及对应的传动比 . 速箱各区段传动比的确定 . 心距和模数的确定 . 心距 A 的确定 . 数 m 的确定 . 速箱各传动齿轮齿数的确定 . 动齿轮齿数的初步确定 . 数及传动比的最终确定 . +4 档变速箱各档的速比和速度 . 章小结 . 四 章 齿轮的设计计算 . 述 . 轮主参数的选择 . 轮副中心距 .形角 . 宽系数 .文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 轮基本参数 . 位齿轮参数的确定 . 轮强度的校核 . 拉机齿轮常用的加工方法 . 用 弯曲应力的确定 . 齿弯曲应力的求解 . 轮齿宽的确定 . 五 章 轴的设计计算 . 结构的初步选定 . 的强度校核 . 强度校核 . 强度校核 . 强度校核 . 章小结 . 六 章 轴承的选用和寿命计算 . 承的选用 . 动轴承的寿命的计算 . 承的平均转速 . 承的基本额定寿命 . 章小结 . 七 章 结 论 .考文献 .谢 .文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 第一章 前 言 农业是国民经济的基础，是国家自立、社会安定的基础 ，发展农业须要得到重视。那么发展农业就离不开农业现代化的发展，提高农业机械化水平就成为必要，不断改进我国的农用拖拉机也就成为须要。 而且 我国是个农业大国，为了提高农民劳动效率，拖拉机是必不可少的。基于我国地理条件的复杂情况，既有平原、山地，又有水田、旱地，因此既要满足平原山地拖拉机作业的要 求又得适应水田旱地拖拉机的作业内容。这就要求我们设计时要全面周到地考虑到农业作业的复杂条件，而且要不断更新技术，以适应需要。 在我国农业作业的情况很复杂：旱地耕耙、水田耕耙、凿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收获、肥料撒播、装载、道路运输、推土、旋转开沟等等。多种作业环境就要求拖拉机有较宽的速度范围（例如：前进档 2km/h 15km/h,倒档 h 6km/h），因此对变速箱的要求随之提高了：既要有较宽的速比范围，又得满足整车布置的要求。这就需要较多的档 位 ，以求拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。 履带 式拖拉机变速箱，档位多，改进难度不小，但基于方便于农民的宗旨，应该本着负责任的态度，认真仔细克服改进设计中的各种问题。 国内拖拉机变速器的设计制造水平的代表为中国第一拖拉机制造厂。其中，以 东方红 胶履带拖拉机 变速器为典型。该变速箱继承了以往东方红履带拖拉机产品的诸多优点，跟踪国际先进技术的发展方向， 采用 了 多项新颖结构 的 设计技术 ，实现了东方红履拖产品的升级换代，特别适合于我国东北和西北地区大面积农田作业。该变速器为 (12+4)档位 啮合套换档机械传动变速箱，高、中、低、倒四个换档区域，每个换档区域有 四种速度，整个变速箱变速范围大，适应多种农机具耕作要求，工作效率高。 国外同类产品的设计水平高、制造技术先进，各种先进技术应用于变速箱，电子、液压技术的应用使拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。其中以美国的凯斯的“美洲狮 ” 拉机配用的变速器为典型。该变速箱堪称最好的全动力换档变速箱之一。标准配置的 18子全动力换档变速买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 器，在发动机的飞轮上采用了专利技术的扭矩传感系统，用来测量发动机的转速和扭矩。变速箱根据发动机的转速和负载和行驶速度自动变换档位，确保了拖拉机工作效率的最大化，并减小了燃油 消耗。 所以，我国的拖拉机变速箱的设计改进空间较大，对相关工程设计人员来说，既是挑战，又是机遇。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 第二章 变速箱的结构分析 述 变速箱的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速箱要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。 变速箱用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使拖拉机获得不同使用工况下合适的牵引力、方向和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作；并能在发动机运转时可较长时间的停车。 本次设计是针 对“东方红履带拖拉机变速箱”进行改进。该拖拉机使用工况复杂：旱地耕耙、水田耕耙、凿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收获、肥料撒播、装载、道路运输、推土、旋转开沟等等。多种作业环境就要求拖拉机有较宽的速度范围（前进档 2km/h 15km/h,倒档 h 6km/h）。所以设计中将围绕以下基本要求： （ 1）正确选择档数和传动比，保证拖拉机有必要的动力性和较宽的工作速度； （ 2）设置空档，以使发动机在启动、怠速、换档时切断发动机动力传输； （ 3）设置倒档，使拖拉机能倒退行驶，实现需要的工作速度； （ 4）设置动 力输出装置，在停车时使发动机和传动系彻底分离，可以安全地进行功率输出； （ 5）传动路线短，即动力流经的齿轮副少，传动效率高，结构简单； （ 6）工作可靠，换档省力、方便，不得有跳档、乱档以及较高的换档冲击等现象发生； （ 7）噪声低，温升小，制造容易，成本低、维修方便等要求。 速箱的总体结构分析 机械式变速箱因为具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，所以在不同形式的汽车上得到广泛应用。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 动机构布置方案分析 一、固定轴式变速箱 变速箱传动机构分为固定轴式和旋转轴式两类 。固定轴式又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。固定轴式应用最广泛。两轴式变速箱多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。由于中间轴式变速箱直接档工作时，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一，二轴均不承受径向载荷载荷，只起传递转矩的作用。因此直接档的传递效率高，磨损及噪声也较小，另外中间轴式在齿轮中心距较小的情况下仍可获得大的一档传动比，这些是中间轴式变速箱的突出优点。其缺点是除直接档外其他各档位的传动效率低。 在通常的三轴式变速箱中，发动机的转矩由第一轴传至第二轴，只经过一 根中间轴。这种变速箱在装上转矩高于 1200大功率的柴油机时，其齿轮、轴和轴承都要承受很大的载荷，这会导致过早被损坏。所以对于一些重型汽车，一般采用多中间轴的结构。这种变速箱具有 2中间轴，在传递同样转矩的情况下，变速箱齿轮的宽度和质量可分别减少 40%和 20%，变速箱的整体质量和轴向尺寸也减少很多。 二、倒档布置方案 倒档一般布置在主变速箱内，这便于在行驶中挂入倒档。若要得到较多的倒档，可将倒档布置在副变速箱内，这对于推土、装载等梭行作业 的拖拉机较为方便，每个前进档有相应的倒档。但在前进运输工作中使用倒档时，有的档位需要操纵主副变速杆。为实现倒档传动，有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并且使倒档传动比略有增加。 变速箱的倒档或一档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速箱轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，磨损加快、噪声增大。 为此， 变速箱的倒、低档都应布置在靠近轴的支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 、部件结构方案分析 一、齿轮形式 变速箱使用斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍为复杂，且工作时会有轴向力，但因其使用寿命长，传动平稳和噪声小而得到广泛使用，直齿圆柱齿轮多用于低档和倒档。 二、换档结构形式 变速箱换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 汽车行驶时，因各齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿换档会在齿轮端面产 生冲击并伴有噪声，而且换档行程较长。但直齿滑动齿轮结构简单，制造、拆装与维修容易，并能减少旋转惯量。现在一般用于一、倒当。 当变速箱第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换档。这时，不仅换档行程短，且承受换档冲击载荷的接合齿齿数多。目前，该换档方式只在某些要求不高的档位及重型车变速箱上应用。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，不过仍然得到广泛应用。 三 、 轴承 以前变速箱的支承广泛采 用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承。现在变速箱的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已不能满足对变速箱可靠性和寿命所提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的在逐渐增多。其主要优点如下：圆锥滚柱轴承的直径较小，宽度较大，因而容量大，可承受高负荷；其锥体、外圈和滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性，使用寿命长；圆锥滚柱轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱档的可能，并大幅度提高其寿命；采用圆锥滚柱轴承的变速箱， 一般将变速箱壳体设计成沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 速箱的总体结构方案的确定 综合上述分析及改进履带式拖拉机变速箱的设计任务要求：已知的设计数据为拖拉机的整备质量为 7500发动机标定功率 106标定转速300 /单作用离合器、履带的滚动半径为车速范围为（前进档 2 15 km/h，倒档 6km/h）、档位数为 8+4 档 ，确定方案如下 :空间三轴（花键轴传动）、主副变速箱（区）一体式、双变速杆（一个操纵副变速区的高、低和倒挡，另一操纵主变速区的 -档）、手动啮合套换档。 图 2速箱传动结构方案简图 对 变速箱传动结构方案进行分析： 常啮合齿轮， 过花键与轴 接；副变速区的前进高、低档及倒档分别空套在 ，通过啮合套传递动力；主变速区的 -档的主动齿轮均通过花键与空心轴 接；主变速区的 -档的从动齿轮均空套在 ，通过啮合套传递动力。主变速区的 -档主从齿轮为副变速区的前进高、低、倒档公用，所以在进行传动比分配时一定要考虑到主变速区的 -档主从齿轮所确定的传动比应作为公比计算。倒档的传动布置较为巧妙，通过 对齿轮将动力传递到 ，其中 过内花键与 加长齿圈联接。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 第三章 变速箱主要参数的确定 动系传动比的计算 动系总传动比的计算 传动系的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转速来确定的。总传动比 0 . 3 7 7 /t e r v（ 3 已知参数如下示： 发动机标定转速 300r/ 带的滚动半径为 论车速 v 为：前进档 v =215 km/h，倒档 v =km/h，则代入上式有： 表 3论速度对应的传动比范围 前进档 F 倒档 R 理论车速 v（ km/h） 2 13 倒档 传动比与各部件传动比间的关系 总传动比与各部件传动比间的关系一般表达为： t b z mi i i i（ 3 且已知参数有：传动系变速箱输出端到最终端间的传动比变速箱传动比 表 3速器传动比范围 前进档 F 倒档 R 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 速箱各档位传动比的初步确定 由于发动机的标定转速多在 1500r/上，且以 20002500r/多，并有提高的趋势。所以变速箱的多数档为减速档，传动比大于 1，个别升速档的传动比不宜小于 对齿轮的传动比不宜小于 避免齿轮转速过高而两增大齿轮上的动载荷和增加搅油损失 。 要保证拖拉机工作速度的范围，使变速箱各档传动比能“拉的开” 距离。 为了减少零部件的尺寸和质量，应降低零部件的载荷。为此，应尽量使前级部件的传动比减小，而使最终传动的传动比增大。所以，变速箱的传动比以较小为宜。 综合上述内容，变速箱的传动比可以按下式初算： m a x m i 6 /bi v v（ 3 论车速的分段及对应的传动比 理论车速如下表： 表 3论车速的分段 速度区段 前进低档 进高档 档 R 理论车速 v (km/h) 2 12 依据下式可以求得相应传动比： 0 7 /b e r v （ 3 表 3速度区段对应的传动比范围 速度区段 前进低档 进高档 档 R 速箱各区段传动比的确定 参照原变速箱方案，变速箱传动比不宜过大， 个别升速档的传动比不宜小于 单对小于 对减速档传动比不大于 2，且要保证较小的传动公比，进行各档传动比分配。由于主变速区 的 -档传动比为副变速区的前进高、低档和倒档的公比，所以 变速箱各区段传动比的分配思路为：先初步确定常啮合齿轮的传动比；之后确定前进低档的传动比范围，初选该档副变买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 速区的传动比，然后确定主变速区 -档的 传动比范围，且要保证有较小的传动公比（约为 最后以主变速区 -档的最大和最小传动比为公比，结合前进高档和倒档总传动比范围来确定副变速区前进高档和倒档的传动比。整个传动比分配过程中，前后相关，需要反 复细致地调整，以确定合理的传动比。以上思路可简化为下式： (3 i 代表变速箱各级传动， i=1， 2 一、 前级减速常啮合齿轮 1 的确定 由于变速箱整体结构的限制，及对后级传动比不宜过大的要求，该级传动比不宜太小，初步定位：传动比 1=速度区段对应的中后级传动比范围为： 表 3速器中后级总传动比范围 速度区段 前进低 档 进高档 档 R 、 前进低档齿轮 3 的确定 初步将 3 定为 么对应的 -档传动比范围为： 表 3变速区传动比范围 根据下式求得 -档 传动公比： 1m a x m in/nq i i（ n 代表档位总数） （ 3 将表 3据代入上式有： 那么根据下式可求得对应各档传动比： i q（ j 代表档位 j = ， ， ， ； r =0， 1， 2， 3） （ 3 对应各档传动比如下表： 表 3变速区各档传动比 （ 4） =5 =7 =9 （ 1） =11 、 前进高档齿轮 )/确定 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 将表 3数据代入下式求得传动比为： 1 （ 3 1 1 . 5 3 / 1 . 8 7 0 . 8 22 （ 3 2 0 . 6 4 / 0 . 7 9 0 . 8 1取其平均值如下： 12( ) / 2 ( 0 . 8 2 0 . 8 1 ) / 2 0 . 8 1 5b g b g b gi i i 四、 倒档齿轮 15 的确定 计算方法同前进高档，求得传动比为： 由于倒档是通过 动力传递到空心轴 它们的传动比受中心距的约束，在这先不作确定。 心距和模数的确定 由于中心距和模数的初步确定都与变速箱输出的计算转矩有关，所以补充有关变速箱 输出计算转矩 求解。 根据文献 6中有关汽车驱动的地面附着条件并结合驱动力与转矩的换算关系进行计算。 地面附着条件为： m a x 0zF x F m g(3将0m=7500g= =入上式有： 2475N 地面驱动力与转矩的换算关系： 3 m a x /d t x r i (3查取 参考文献 8表 1=90% 92%=结合前面相关数据计算： 3 6 2 4 5 7 0 . 3 4 6 / 2 1 . 3 1 5 / 0 . 8 2 8T 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 心距 A 的确定 变速箱中心距即齿轮箱壳体孔中心距，是齿轮传动装置的一个重要尺寸参数，由齿轮强度、轴承尺 寸和寿命等条件所决定。在满足上述条件的基础上，应尽量减少中心距，以缩小变速箱体积和减轻质量。变速箱输出齿轮副的中心距可按下式估算： 333A K T（ K 一般取 1416） （ 3 如第一级中心距2般有： 相应第的一级齿轮副的输出转矩2 由于是改进设计，中心距 A 已由原变速箱尺寸决定，即输出轴 二级中间轴 的中心距 一级中间轴 的中心距35 轴 的中心距 = 数 m 的确定 在满足齿轮弯曲强度的条件下，应尽量减少齿轮模数，以提高齿轮的重合度，从而提高齿轮的接触强度，减小振动 和噪声，并减少齿轮的重量和金属消耗。一般以经验公式估算： 3 3( 0 (3将 代入上式有： 3( 0 . 4 0 . 6 ) 1 2 2 4 . 8 4 . 3 6 . 4m ，在 开线圆柱齿轮模数标准中查取 m=5。 速箱各传动齿轮齿数的确定 动齿轮齿数的初步确定 一、齿数与传动比间的关系 中心距 A 和齿数和 2/ m(3主、从齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系 : 2/ 1i Z Z (3综合以上两个公式有齿数和传动比的关系如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 1 /(1 )21 Z（ 3 二、中心距 A 与齿数 Z 模数 m 间的关系 和 m 对应的齿数和 表 3中心距和模数确定的齿数和, A=157.5 m=5, A=157.5 m=4, A=135 m=5, A=135 m=5, A=152.5 m=4, A=3 4 61 . 不同的 A 和 m 对应的传动比为： 表 3同齿数组合对应的传动比 m=5, A=135 主动 19 20 22 25 29 31 35 4 从动 5 34 32 29 25 23 19 传动比 i m=4, A=135 数 7.5 i m=5, A=157.5 数 44 43 41 38 34 32 28 3 i .8 m=5, A=152.5 2 41 39 36 32 30 1 i 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 数及传动比的 最终确定 将初步确定下来的传动比和由中心距、模数确定下来的传动比进行比较，且尽量避免成对齿轮齿数有公约数、齿轮变位，最终确定的传动比及相应齿数如下表： 表 3齿轮副对应的传动比 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 数 z 19 35 22 45 35 28 31 32 25 37 传动比 i=z2/齿轮 数 z 22 41 29 25 29 32 25 38 传动比 i=z2/ +4 档变速箱各档的速比和速度 综合上述内容， 8+4 档变速箱各档速比如下表： 表 3+4 档变速器各个档位的传动比 主档 速比 主档 速比 主档 速比 主档 速比 副高档 低档 倒档 据公式 3入上表 数据可求得相应车速： 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 表 3+4 档变速器各个档位对应的车速 v （ km/h) 主档速度 主档速度 主档速度 主档速度 副高档 低档 倒档 析上表，前进档高、低档速度区段没有交叉，最低车速接近设计要求，但最大车速比设计要求的 15km/h 稍低些。总体来说，各个齿轮副的传动比分配较为合理，满足设计要求。 章小结 变速箱传动比分配的思路如下： (1)根据理论车速求解前进档和倒档对应的总传动比范围。 (2)根据传动系总传动比与变速箱传动比的关系，求出变速箱的传动比范围。 (3)结合经验及传动方案，确定变速箱各传动齿轮副的传动比：先将理论车速分段并求解相应传动比范围；再确定常啮合齿轮的传动比；之后确定前进低档的传动比范围，初选该档副变速区的传动比，然后确定主变速区 -档的 传动比范围，且要保证有较小的传动公比（约为 最后以主变速区 -档的最大和最小传动比为公比，结合前进高档和倒档总传动比范围来确定副变速区前进高档和倒档的传动比。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 第四章 齿轮的设计计算 述 齿轮设计要考虑：在齿轮运转性能方面：噪声低、振动小、传动效率高；承载能力方面：具有所要求的强度和工作寿命；在工艺性方面：能采取容易得到的刀具加工，齿轮参数与刀具的相协调；在经济性方面：保证使用性能和耐久性的条件下，加工和使用的成本要低。 总之，齿轮设计是齿轮使用性、工艺性和经济性等方面矛盾的协调统一，片面强调单一方面都不能设计出满意的齿轮。 轮主参数的选择 轮副中心距 齿轮副中心距（啮合中心距 ）的大小直接关系到齿轮箱结构的尺寸、质量、受力元件的强度和寿命。在确定了齿轮副的模数、齿数等基本参数后，再根据结构条件和强度、性能条件进行精确计算。在计算出各组齿轮副的中心距后，取工作时间利用率最高、受载最大的齿轮副中心距为变速箱中心距。 形角 齿形角大，齿轮的接触强度和弯曲强度都可以提高，但重合度会降低，噪声和径向力会增加，因此应根据不同的工作条件不同的齿形角。一般齿轮常采用 20齿形角。 宽系数 齿宽系数为齿宽与模数之比。齿宽系数的选择与齿面硬度、齿向精度、和支承刚度有关 ，它直接影响到轮齿的承载能力。，支承刚度差者取下限值。 轮基本参数 结合第三章内容，并依据参考文献 4中相关齿轮基本参数的计算公式，求得变速箱各齿轮的基本参数如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 表 4啮合标准直齿圆柱齿轮的几何尺寸 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 数 z 19 35 22 45 35 28 31 32 传动比21/i z z1111111 数 m 5 5 4 4 5 5 5 5 压力角 v 20 分度圆直径 d=5 175 88 180 175 140 155 160 齿顶高ah=m 5 5 4 4 5 5 5 5 齿根高 5 齿高 h = 9 隙 c= 1 顶圆直径z+2)m 105 185 96 188 185 150 165 170 齿根圆直径)m 8 170 圆直径 bd=v) 距 p=厚 s= 槽宽 e= 准中心距 a=(d1+2 135 134 基圆齿距 v) 7 22 41 29 25 29 32 25 38 25 5 5 5 5 5 5 5 5 5 185 110 205 145 125 145 160 125 190 125 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 95 120 215 155 135 155 170 135 200 135 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 135 155 ： 要变位，在后续内容中反映。 位齿轮参数的确定 一、 齿轮变位的作用 变位可以使齿轮副适合既定的中心距；使主、从动齿轮有较佳的强度平衡；可以获得所需的啮合角，提高承载能力；避免齿根啮合干涉或加工时根切。 二、 变位齿轮 基本 尺寸 依据参考文献 4中相关公式求得变位齿轮的基本参数 如下 ： 表 4位齿轮的主要几何参数 齿轮 齿数 z 变位系数 x1,数 m 节圆直径 d=7 4 50 0 4 200 5 0 5 125 7 轮强度的校核 由于齿轮材料初选为 45 钢，表面淬火，硬齿面，主要失效形式是：疲劳断裂，所以主要校核齿轮的弯曲疲劳强度