多速输出变速箱（a）设计

大学毕业设计说明书题 目： 多速输出变速箱（A）设计 摘要多速输出变速箱是将一种转速输入，经过变速输出不同所需转速的机构。该机构广泛应用于在机床主传动系统与进给系统中。多速输出变速箱的设计涉及机械原理，机械设计，机械制造等多个机械专业课程的内容。由于某些原因，没有上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸 CAD/PROE、中英文文献及翻译等） ，此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要的朋友，请联系我的叩扣: 二二壹五八玖一壹五一，数万篇现成设计及另有的高端团队绝对可满足您的需要 .本次设计主要完成了齿轮设计计算，轴的结构设计及强度校核，轴承的寿命计算箱体总体结构设计及附件设计。本次所设计的多速输出变速箱主要用于立式铣床的主传动系统中。关键词速输出 变速箱 主传动系统 立式铣床ABSTRACTMulti-speed output gearbox is a kind of mechanism make an input speed change into different speed.This mechanism used in main drive and feeding system of machine tool widely.The design of Multi-speed output gearbox related to many professional courses of Machinery，such as，Mechanical principle，Machine design ，Machine manufacturing and so on.In the design of Multi-speed output gearbox,I has completed gear design,axis design and strength check,bearing life calculation and so on.The Multi-speed output gearbox designed this time mostly used in the Main drive of Vertical Milling MachineKEY WORDSMulti-speed output.Transmission.Main drive.Vertical Milling Machine多速输出变速箱设计2第一章 绪论一、机床传动系统机床的主传动系统的布局可分成集中传动和分离传动两种类型。主传动系统的全部变速结构和主轴组件集中装在同一个箱体内，称为集中传动布局；传动件和主轴组件分别装在两个箱体内，中间采用带或链传动，称为分离传动布局。集中传动式布局的机床结构紧凑，便于实现集中操控，且只用一个箱体，但传动结构运转中的振动和热变形。当采用背轮传动时，皮带将高速直接传给主轴，运转平稳，加工质量好，低速时经背轮机构传动，转矩大，适应粗加工要求。变速箱变速方式分为有级变速和无级变速。有级变速机构有下列几种： 交换齿轮变速机构 这种变速机构的变速简单，结构紧凑，主要用于大批量生产的自动或半自动机床，专用机床及组合机床等； 滑移齿轮变速机构 这种变速机构广泛应用于通用机床和一部分专用机床中； 离合器变速运动 在离合器变速机构中应用较多的有牙嵌式离合器，齿轮式离合器和摩擦片式离合器。2、变速箱发展趋势变速箱发展三大趋势 高水平、高性能 圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高 4 倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。 积木式组合设计 基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。 型式多样化，变型设计多。三、设计提要设计的主要内容是一个 18 级多速输出的变速箱的设计，这种变速箱广泛应用于各种机床主传动系统，给机床提供多种主轴转速。设计的对象设计完成后预计要达到普通机床的的加工与精度要求。调速机构能便于操纵人员操纵。同时有利于提高工人在工作中的工作效率，带来一定的效益。完成设计的基本步骤为：1、收集相关资料，为设计做准备；2、完成齿轮的设计和强度校核，初步得出齿轮的基本尺寸；3、轴及轴上零件结构设计 4、计算轴承寿命；多速输出变速箱设计35、对操纵机构进行设计；6、对整体布局做设计，同时根据所得的布局图进一步调节各个齿轮的尺寸机相互位置关系；7、根据箱体内部结构和外部的尺寸，对箱体做结构设计；8、绘制变速箱的装配图及零件图；9、将设计提交给指导老师检查指导，对设计做进一步的修正；10、书写设计说明书，并做设计的后期处理。多速输出变速箱设计4第二章 方案设计1、参数的拟定1、确定输出转速根据选题要求，输出转速为 301500r/min，18 级。取传动公比 =1.26。拟定输出转速为：1500r/min，1180r/min，950r/min ，750 r/min， 600r/min，475r/min，375r/min，300r/min， 235r/min，190r/min ，150r/min，118r/min， 95r/min，75 r/min，60r/min，47.5r/min，37.5r/min，30r/min。2、主电机的选取根据主传动系统所需的功率及要达到的最大转速，选取电动机的型号为：Y132M-4，其基本参数为：额定功率为 7.5Kw，满载转速为 1450r/min。2、传动方案设计1、主传动方案拟定集中传动式布局的机床结构紧凑，便于实现集中操控，且只用一个箱体，此次设计中将采用集中传动式布局，并采用滑移齿轮来变换传动路线，达到多速输出的目的。2、传动式的拟定18 级转速传动系统的传动组和传动副可能的方案有：18=92； 18=29； 18=36； 18=63； 18=332； 18=233； 18=323为尽可能使变速箱结构紧凑，应避免单一轴上齿轮过多，前 4 种方案，一根轴上齿轮将达到 12 个之多，轴的轴向尺寸将过大，故不宜选取。同时考虑到变速箱具体结构，从电动机到主轴一般为降速传动，将传动副较多的传动副放在接近电动机处，这样可以使小尺寸的零件多一些，大尺寸的零件少一些，节省材料，也就是“先多后少”的原则。故选取传动式 23183、结构式及结构网的确定对于 的传动式，根据“前密后稀”的原则，即级比指数增大，选择结2318构式为： ，其结构网如图 2-1。94、参考 X62w 确定各齿轮齿数，传动方案及转速图传动方案如图 2-2 所示；r/min3071483965210min 转速图如图 2-3。3、齿轮运动和动力参数的确定多速输出变速箱设计51、各轴输入功率图 2-1 结构网图 图 2-2 传动系统简图图 2-3 转速图Kwp425.79.05.71Kw04.822 633多速输出变速箱设计6KwKwp 85.69.05.98.0.5.744 62、各轴输入转矩 mNnpT 489031.705.9105.9661 56. 6262 mNnpT 234189.105.9105.96363 569.7 6464 mNnpT 2134105.9105.9663、综合以上参数，制表表格如表 2-1：表 2-1 各轴功率、转速、转矩轴号 轴 轴 轴 轴 轴功率（ ）Kw7.39 7.17 6.96 6.72 6.49转速( ）min/r1500 698.1 286.4 109.7 30转矩（ ）N48903 98565 235416 596311 2163799多速输出变速箱设计7第三章 齿轮设计本章节中计算公式及计算参数均来自濮良贵、纪名刚编。 机械设计M。北京：高等教育出版社，2008。1、齿轮齿数表参考立式升降台铣床 x62w，定各齿轮齿数如表 3-1：表 3-1 各齿轮齿数、轴间、轴间 、轴之间 、轴之间第 1 对 第 2 对 第 3 对 第 4 对 第 5 对 第 6 对 第 7 对 第 8 对 第 9 对5466193928412371二、齿轮设计计算（一）第一对齿轮（ ）5421、 选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择小齿轮材料为 40Cr 调质，硬度为 255265HBS；大齿轮材料为 45 钢调质，硬度为215225HBS 二者硬度差为 3050HBS,这样有利于提高两个齿轮的寿命 铣床为一般工作机器，速度不高，选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 26，大齿轮齿数为 54，传动比为 i = =2.0126542、 按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式 10-9a 进行试算即：d 2.32t132Hdu1EZKT）（ 确定公式中的各计算数值：a、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、 对于直齿圆柱齿轮，试选 K =1.3tc、 计算小齿轮的转矩：多速输出变速箱设计8T= 其中 P= =7.425Kw；n= =1450r/minnP6105.91P1n代入数据得：T = =48903Nmm14039.75.96d、 根据齿轮的装置状况，查机械设计表 10-7 中选取齿宽系数 =0.7de、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表 10-6 查得的弹性影响系数 Z =189.8 。EMPaf、 由机械设计图 10-21d 中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=700MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPalim1H 2limHg、 由机械设计式 10-13 计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为15 年)N =60 n jL =60145012830015=6.22101h 9N = =3.111020.699h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10-19 取小齿轮的接触疲劳系数 K =0.88；大齿轮的接触疲劳系数为 K =0.891HN 2HNi、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数 S=1。由机械设计中式 10-12 得：= = =616MPa1HSKHN1lim70.8= = =490MPa22li59. 计算：a、试算小齿轮分度圆直径 ，代入 与 中较小的值：t1d2H12.32 = 2.32 = t1d32HduEZKT）（ 3 22490.18.18.）（24.32.32=56.3mmb、计算圆周速度为 V：多速输出变速箱设计9V= = =4.27m/s106ndt106453.c、计算齿宽：b= d =0.756.3=56.3mmt1d、计算齿宽与齿高的比：模数 = = =2.17 mmtm1tZ263.5齿高 h=2.25 =2.25217mm=4.88 mmt= =11.5hb4.86e、计算载荷系数：根据齿轮 V=4.27m/s,且齿轮精度等级为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数 K=1.15；V对直齿轮有 = =1；HKF由机械设计表 10-2 查得使用系数 K =1.25；A由机械设计表 10-4 并且运用插值法查得对于 7 级精度，且小齿轮做非对称布置时，取 =1.249；H由 =8.1， =1.249 查机械设计图 10-13 得 =1.21；hbKF故载荷系数 K= K K =11.1511.249=1.436AVHf、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由机械设计式 10-10a 得：d = d =56.3 =58.2mm1t3tK3.146g、 计算模数 m：= = =2.24mm1Z26.53、 按齿根弯曲强度设计：由机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为：多速输出变速箱设计10m 321daFSZYKT 确定公式中的各个计算数值：a、由机械设计 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa1FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =400MPa2FEb、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由机械设计图 10-18 中取弯曲疲劳强度寿命系数 =0.87， =0.91FNK2Nc、计算弯曲疲劳许用应力对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由机械设计式 10-12 得：= = =310MPa1FSKFEN14.8705= = =257MPa2FFE2.9d、计算载荷系数 K由前面查得的数据并代入表达式得：K= K K =1.251.1511.21=1.74AVFe、查取齿形系数 和应力校正系数 ：aYaSY查机械设计表 10-5 取 =2.6， =2.30a1F2F查机械设计表 10-5 取 =1.595， =1.71SaSf、计算大小齿轮的 ，并加以比较：aF= =0.01341aFSY3059.62= =0.01532aFS71.由上述计算值知大齿轮的数值更大 设计计算：m = mm=1.57mm321daFSZYKT3261489035.7多速输出变速箱设计11对比以上两种设计方案的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数 1.64 mm 并就近圆整为标准值为 2mm，但是由此模数算得的 d =mZ =226=52 mm 小于接触疲劳强度所算得的 d =58.2mm，因而11 1不能满足接触疲劳强度。所以应该将 m 取为 2.5 由此得到的 d =2.526=65 1mmd =58.2mm14、 几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d = mZ =2.526=65 mm11d = mZ =2.554=135 mm22 计算中心距：a= = =120 mm21356 计算齿轮宽度：b= =165=65 mm1d 为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5mm，取 B =65mm，B =70mm21（二）第二对齿轮（ ）321、 选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择小齿轮材料为 40Cr 调质，硬度为 275285HBS；大齿轮材料为 45 钢调质，硬度为235245HBS 二者硬度差为 3050HBS,这样有利于提高两个齿轮的寿命 铣床为一般工作机器，速度不高，选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 22，大齿轮齿数为 33，传动比为 = =1.52i32、 按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式 10-9a 进行试算即：d 2.32t132Hdu1EZKT）（ 确定公式中的各计算数值：a、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号多速输出变速箱设计12b、 对于直齿圆柱齿轮，试选 K =1.3tc、 计算小齿轮的转矩：T= 其中 = =7.204Kw；n= =698.15r/min；nP6105.9P22n代入数据得：T = =98565Nmm269317.05.d、 根据齿轮的装置状况，查机械设计表 10-7 中选取齿宽系数 =0.7de、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表 10-6 查得的弹性影响系数 Z =189.8 。EMPaf、 由机械设计图 10-21d 中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=700Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 =600Mpalim1H lim2Hg、 由机械设计式 10-13 计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为15 年)N =60 n jL =60698.1512830015=2.99101h 9N = =1.991025.099h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10-19 取小齿轮的接触疲劳系数 K =0.9；大齿轮的接触疲劳系数为 K =0.951HN 2HNi、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数 S=1。由机械设计中式 10-12 得：= = =630Mpa1HSKHN1lim709.= = =570Mpa22li65. 计算：a、试算小齿轮分度圆直径 ，代入 与 中较小的值：t1d2H12.32 = 2.32 = t1d32HduEZKT）（ 3 2570.108.9986.）（2.32 =32.42.32=75mm90多速输出变速箱设计13b、计算圆周速度为 V：V= = =2.72m/s106ndt069375c、计算齿宽：b= d =0.775=52.5mmt1d、计算齿宽与齿高的比：模数 = = =3.4mmtm1tZ275齿高 h=2.25 =2.253.4 mm=7.65mmt= =6.86hb7.65e、计算载荷系数：根据齿轮 V=2.72m/s,且齿轮精度等级为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数 K=1.11；V对直齿轮有 = =1；HKF由机械设计表 10-2 查得使用系数 K =1.25；A由机械设计表 10-4 并且运用插值法查得对于 7 级精度，且小齿轮做非对称布置时，取 =1.25；H由 =6.86， =1.25 查机械设计图 10-13 得 =1.2；hbH F故载荷系数 K= K K =11.1111.2=1.332AVHf、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由机械设计式 10-10a 得：d = d =75 =75.6mm1t3t3.12g、 计算模数 m：= = =3.44mm1Z26.753、 按齿根弯曲强度设计：由机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为：m 321daFSZYKT 确定公式中的各个计算数值：多速输出变速箱设计14a、由机械设计 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =600Mpa1FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =400Mpa2FEb、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由机械设计图 10-18 中取弯曲疲劳强度寿命系数 =0.87， =0.91FNK2Nc、计算弯曲疲劳许用应力对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由机械设计式 10-12 得：= = =373Mpa1FSKFEN14.8706= = =257Mpa2FFE2.9d、计算载荷系数 K由前面查得的数据并代入表达式得：K= K K =11.1111.2=1.332AVFe、查取齿形系数 和应力校正系数 ：aYaSY查机械设计表 10-5 取 =2.72， =2.47a1F2F查机械设计表 10-5 取 =1.57， =1.64SaSf、计算大小齿轮的 ，并加以比较：aF= =0.01141aFSY375.2= =0.01582aFS64.由上述计算值知大齿轮的数值更大 设计计算：m = mm=2.3 mm321daFSZYKT327.0980715对比以上两种设计方案的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数 2.3mm 并就近圆整为标准值为 2.5mm，但是由此模数算得的 d =mZ =2.522=55 mm 小于接触疲劳强度所算得的 d =75.6 mm，11 1多速输出变速箱设计15因而不能满足接触疲劳强度。所以应该将 m 取为 4 由此得到的 d =3.522=77 1mmd =75.6 mm14、 几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d = mZ =3.522=77mm11d = mZ =3.533=115.5mm22 计算中心距：a= = =96.25mm215.7 计算齿轮宽度：b= =0.777=53.9 mm1d为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5mm，取 B =55mm，B =60mm21（三）第三对齿轮（ ）36191、选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择小齿轮材料为 40Cr 调质，硬度为 275285HBS；大齿轮材料为 45 钢调质，硬度为235245HBS 二者硬度差为 3050HBS,这样有利于提高两个齿轮的寿命 铣床为一般工作机器，速度不高，选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 19，大齿轮齿数为 36，传动比为 = =1.93i1962、按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式 10-9a 进行试算即：d 2.32t132Hdu1EZKT）（ 确定公式中的各计算数值：a、由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、对于直齿圆柱齿轮，试选 K =1.3tc、计算小齿轮的转矩：多速输出变速箱设计16T= 其中 P= =7.204Kw； = =698.15r/min；nP6105.92Pn2代入数据得：T = =98565Nmm36917.05.d、根据齿轮的装置状况，查机械设计表 10-7 中选取齿宽系数 =0.7de、根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表 10-6 查得的弹性影响系数 Z =189.8 。EMPaf、由机械设计图 10-21d 中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=700Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 =600Mpalim1H lim2Hg、由机械设计式 10-13 计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为 15年)N =60 n jL =60698.1512830015=2.99101h 9N = =1.571029.09h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10-19 取小齿轮的接触疲劳系数 K =0.9；大齿轮的接触疲劳系数为 K =0.951HN 2HNi、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数 S=1。由机械设计中式 10-12 得：= = =630Mpa1HSKHN1lim709.= = =570Mpa22li65. 计算：a、试算小齿轮分度圆直径 ，代入 与 中较小的值：t1d2H12.32 = 2.32 = t1d32HduEZKT）（ 3 25709.108.86.）（2.32 =31.42.32=72.8mm054b、计算圆周速度为 V：多速输出变速箱设计17V= = =2.64m/s106ndt106938.72c、计算齿宽：b= d =0.772.8=50.96mmt1d、计算齿宽与齿高的比：模数 = = =3.8mmtm1tZ98.72齿高 h=2.25 =2.253.8 mm=8.55mmt= =5.96hb8.506e、计算载荷系数：根据齿轮 V=2.64m/s,且齿轮精度等级为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数 K=1.1；V对直齿轮有 = =1；HKF由机械设计表 10-2 查得使用系数 K =1.25；A由机械设计表 10-4 并且运用插值法查得对于 7 级精度，且小齿轮做非对称布置时，取 =1.25；H由 =5.96， =1.25 查机械设计图 10-13 得 =1.19；hbH F故载荷系数 K= K K =11.111.25=1.375AVHf、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由机械设计式 10-10a 得：d = d =72.8 =74.2mm1t3t3.175g、计算模数 m：= = =3.9mm1Z92.743、按齿根弯曲强度设计：由机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为：m 321daFSZYKT 确定公式中的各个计算数值：a、由机械设计 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =600Mpa1FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =400Mpa2FE多速输出变速箱设计18b、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由机械设计图 10-18 中取弯曲疲劳强度寿命系数 =0.87， =0.91FNK2FNc、计算弯曲疲劳许用应力对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由机械设计式 10-12 得：= = =373Mpa1FSKFEN14.8706= = =257Mpa2FFE2.9d、计算载荷系数 K由前面查得的数据并代入表达式得：K= K K =11.111.19=1.309AVFe、查取齿形系数 和应力校正系数 ：aYaSY查机械设计表 10-5 取 =2.85， =2.45a1F2F查机械设计表 10-5 取 =1.54， =1.65SaSf、计算大小齿轮的 ，并加以比较：aF= =0.01181aFSY3754.82= =0.01572aFS6.由上述计算值知大齿轮的数值更大 设计计算：m = mm=2.52 mm321daFSZYKT32197.08075对比以上两种设计方案的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数 2.52 mm 并就近圆整为标准值为 3mm，但是由此模数算得的 d =mZ =319=57mm 小于接触疲劳强度所算得的 d =74.2mm，因而11 1不能满足接触疲劳强度。所以应该将 m 取为 4 由此得到的d =419=76 mmd =74.2mm11多速输出变速箱设计194、几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d = mZ =419=76mm11d = mZ =436=144mm22 计算中心距：a= = =110mm21476 计算齿轮宽度：b= =0.776=53.2 mm1d为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5mm，取 B =55mm，B =60mm21（四）第四对齿轮（ ）39161、选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择小齿轮材料为 40Cr 调质，硬度为 275285HBS；大齿轮材料为 45 钢调质，硬度为235245HBS 二者硬度差为 3050HBS,这样有利于提高两个齿轮的寿命 铣床为一般工作机器，速度不高，选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 16，大齿轮齿数为 39，传动比为 = =2.444i16392、按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式 10-9a 进行试算即：d 2.32t132Hdu1EZKT）（ 确定公式中的各计算数值：a、由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、对于直齿圆柱齿轮，试选 K =1.3tc、计算小齿轮的转矩：T= 其中 P=P =7.204Kw；n= =698.15r/min；nP6105.922n代入数据得：多速输出变速箱设计20T = =98565mm469317.05.根据齿轮的装置状况，查机械设计表 10-7 中选取齿宽系数 =0.7dd、根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表 10-6 查得的弹性影响系数 Z =189.8 。EMPae、由机械设计图 10-21d 中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=700Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 =600Mpalim1H lim2Hf、由机械设计式 10-13 计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为 15年)N =60 n jL =6069312830015=2.99101h 9N = =1.571024.099h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10-19 取小齿轮的接触疲劳系数 K =0.9；大齿轮的接触疲劳系数为 K =0.951HN 2HNi、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数 S=1。由机械设计中式 10-12 得：= = =630Mpa1HSKHN1lim709.= = =570Mpa22li65. 计算：a、试算小齿轮分度圆直径 ，代入 与 中较小的值：t1d2H12.32 = 2.32 = t1d32HduEZKT）（ 3 25704.08.19986.）（2.32 =30.62.32=71mm2864b、计算圆周速度为 V：V= = =2.57m/s106ndt0937c、计算齿宽：多速输出变速箱设计21b= d =0.771=49.7mmt1d、计算齿宽与齿高的比：模数 = = =4.4mmtm1tZ67齿高 h=2.25 =2.254.4 mm=9.9mmt= =5hb9.4e、计算载荷系数：根据齿轮 V=2.57m/s,且齿轮精度等级为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数 K=1.1；V对直齿轮有 = =1；HKF由机械设计表 10-2 查得使用系数 K =1.25；A由机械设计表 10-4 并且运用插值法查得对于 7 级精度，且小齿轮做非对称布置时，取 =1.25；H由 =5， =1.25 查机械设计图 10-13 得 =1.18；hb F故载荷系数 K= K K =11.111.25=1.375AVHf、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由机械设计式 10-10a 得：d = d =71 =72.3mm1t3t3.175g、计算模数 m：= = =4.5mm1Z6.723、按齿根弯曲强度设计：由机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为：m 321daFSZYKT 确定公式中的各个计算数值：a、由机械设计 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =600Mpa1FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =400Mpa2FEb、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由机械设计图 10-18 中取弯曲疲劳强度寿命系数 =0.87， =0.91FNK2Nc、计算弯曲疲劳许用应力多速输出变速箱设计22对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由机械设计式 10-12 得：= = =373Mpa1FSKFEN14.8706= = =257Mpa2FFE2.9d、计算载荷系数 K由前面查得的数据并代入表达式得：K= K K =11.111.18=1.298AVFe、查取齿形系数 和应力校正系数 ：aYaSY查机械设计表 10-5，并运用插值法取 =3.03， =2.411Fa2FY取 =1.51， =1.67a1Sa2Sf、计算大小齿轮的 ，并加以比较：aFS= =0.01231aFSY3751.0= =0.01562aFS6.4由上述计算值知大齿轮的数值更大 设计计算：m = mm=2.85mm321daFSZYKT32167.0980798对比以上两种设计方案的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数 2.85 mm 并就近圆整为标准值为 3mm，但是由此模数算得的 d =mZ =316=48mm 小于接触疲劳强度所算得的 d =72.3mm，因而11 1不能满足接触疲劳强度。所以应该将 m 取为 5 由此得到的 d =516=80mm=d 72mm14、几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d = mZ =516=80mm11d = mZ =539=195mm22多速输出变速箱设计23 计算中心距：a= = =137.5mm2d19580 计算齿轮宽度：b= =0.780=56mm1d为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5mm，取 B =55mm，B =60mm21由于小齿轮齿数小于 17，故需采用变位避免根切。 17zx小齿轮采用正变位 mm；大齿轮采用负变位 mm06.1x 06.2（5）第五对齿轮（ ）2391、选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择大、小齿轮材料均为 45 钢，并经调质后表面淬火，齿轮齿面硬度为 4050HRC。 铣床为一般工作机器，速度不高，选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 26，大齿轮齿数为 39，传动比为 = =0.66；u= =1.5；5i3926i12、按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式 10-9a 进行试算即：d 2.32t132Hdu1EZKT）（ 确定公式中的各计算数值：a、由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、对于直齿圆柱齿轮，试选 K =1.3tc、计算小齿轮的转矩：T= 其中 P= =6.85Kw； =698.15 =429.6r/min；nP6105.94Pn39162代入数据得：T = =152275Nmm26.498510.多速输出变速箱设计24d、根据齿轮的装置状况，查机械设计表 10-7 中选取齿宽系数 =0.7de、根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表 10-6 查得的弹性影响系数 Z =189.8 。EMPaf、由机械设计图 10-21e 中并按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 = lim1H=1100Mpalim2Hg、由机械设计式 10-13 计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为 15年)N =60 n jL =60426.512830015=1.84101h 9N = =1.231025.08499h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10-19 取小齿轮的接触疲劳系数 K =0.9；大齿轮的接触疲劳系数为 K =0.951HN 2HNi、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数 S=1。由机械设计中式 10-12 得：= =0.91100=990Mpa1HSKHN1lim= =0.951100=1045Mpa22li 计算：a、试算小齿轮分度圆直径 ，代入 与 中较小的值：t1d2H12.32 = 2.32 = t1d32HduEZKT）（ 3 22905.1708.2.）（2.32 =25.82.32=60mm72b、计算圆周速度为 V：V= = =1.34m/s106ndt106.49c、计算齿宽：b= d =0.760=42mmt1d、计算齿宽与齿高的比：多速输出变速箱设计25模数 = = =2.3mmtm1tdZ260齿高 h=2.25 =2.253.3 mm=5.175mmt= =11.6hb5.7e、计算载荷系数：根据齿轮 V=1.34m/s,且齿轮精度等级为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数 K=1.07；V对直齿轮有 = =1；HKF由机械设计表 10-2 查得使用系数 K =1.25；A由机械设计表 10-4 并且运用插值法查得对于 7 级精度，且小齿轮做非对称布置时，取 =1.243；H由 =8.1， =1.243 查机械设计图 10-13 得 =1.2；hb F故载荷系数 K= K K =11.0711.243=1.33AVHf、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由机械设计式 10-10a 得：d = d =60 =60.5mm1t3t3.1g、计算模数 m：= = =2.33mm1Z265.03、按齿根弯曲强度设计：由机械设计式 10-5 得弯曲强度的设计公式为：m 321daFSZYKT 确定公式中的各个计算数值：a、由机械设计 图 10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 = =620Mpa1FE2b、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由机械设计图 10-18 中取弯曲疲劳强度寿命系数 =0.87， =0.91FNK2FNc、计算弯曲疲劳许用应力对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由机械设计式 10-12 得：多速输出变速箱设计26= = =385Mpa1FSKFEN14.87062= = =398.6Mpa2FFE2.9d、计算载荷系数 K由前面查得的数据并代入表达式得：K= K K =11.0711.2=1.28AVFe、查取齿形系数 和应力校正系数 ：aYaSY查机械设计表 10-5，并运用插值法取 =2.62， =2.411Fa2FY取 =1.595， =1.67a1Sa2Sf、计算大小齿轮的 ，并加以比较：aFS= =0.01091aFSY3859.62= =0.01012aFS.74由上述计算值知大齿轮的数值更大 设计计算：m = mm=2.07 mm321daFSZYKT3267.0154981对比以上两种设计方案的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数 2.06mm 并就近圆整为标准值为 3mm，但是由此模数算得的 d =mZ =326=78mm 大于接触疲劳强度所算得的 d =61.4mm，能满11 1足接触疲劳强度。所以应该将 m 取为 3。4、几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d = mZ =326=78mm11d = mZ =339=117mm22 计算中心距：a= = =97.5mm2178 计算齿轮宽度：多速输出变速箱设计27b= =0.778=54.6mm1d为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5mm，取 B =55mm，B =60mm21(6)第六对齿轮（ ）37281、选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择大、小齿轮材料均为 45 钢，并经调质后表面淬火，齿轮齿面硬度为 4050HRC。 铣床为一般工作机器，速度不高，选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 28，大齿轮齿数为 37，传动比为 = =1.32；5i28372、按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式 10-9a 进行试算即：d 2.32t132Hdu1EZKT）（ 确定公式中的各计算数值：a、由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、对于直齿圆柱齿轮，试选 K =1.3tc、计算小齿轮的转矩：T= 其中 P= =7.06Kw； = =286.42r/min；nP6105.93Pn3代入数据得：T = =235416Nmm628496.105.9d、根据齿轮的装置状况，查机械设计表 10-7 中选取齿宽系数 =0.7de、根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表 10-6 查得的弹性影响系数 Z =189.8 。EMPaf、由机械设计图 10-21e 中并按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 = lim1H=1100Mpa。lim2Hg、由机械设计式 10-13 计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为 15年)N =60 n jL =60286.4212830015=1.23101h 9多速输出变速箱设计28N = =9.31023.1098h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图