普通车床主传动系统方案设计书

1、目录绪论 21. 主轴极限转速的确定 22. 主动参数的拟定 42.1确定传动公比 42.2主电动机的选择 43. 普通车床的规格 54. 变速结构的设计 64.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 64.2结构式的拟定 64.3各变速组的变速范围及极限传动比 74.4确定各轴的转速 84.5绘制转速图 94.6确定各变速组变速副齿数 104.7绘制变速系统图 125. 传动件的设计 125.1带轮的设计 125.2传动轴的直径估算 165.3确定各轴转速 175.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 175.5键的选择、传动轴、键的校核 19206. 各变速组齿轮模数的确定和校核6.1齿轮模

2、数的确定： 206.2齿轮的设计 257. 齿轮校验 277.1齿轮强度校核 27校核a组齿轮 277.1.2 校核b组齿轮 287.1.3 校核c组齿轮 308. 主轴组件设计 328.1主轴的基本尺寸确定 32外径尺寸D 32主轴孔径d 32主轴悬伸量a 34支撑跨距L 34主轴最佳跨距Lo的确定 348.2主轴刚度验算 368.3主轴刚度验算 378.4各轴轴承的选用的型号 39谢辞 40小结 42参考文献 43绪论机床主传动系统因机床的类型、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

3、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。本文设计的为普通车床的传动系统， 根据不同的加工条件，对传 动系统的要求也不尽相同，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 床发展趋势和同国内外同类机床的对比， 从而获得最优的参数，使机 床设计的最为合理。1. 主轴极限转速的确定确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典 型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上， 并按照“技术上先进，经济上合理”

4、的原则进行。由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差 悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转 速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析， 在 分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点：1. 考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录， 而应该具有普遍性。2. 应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下 已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。3. 最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能， 而且 还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主

5、要传动件 的最大圆周速度应不超过允许值。主轴最高和最低转速可按下列计算：nmax =1000Vmax (rpm)d min(rpm)n = 1000vmin min =让d max其中：nmax、nmin 主轴最高、最低转速（m/min）；Vmax、Vmin 一一典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； dmax、dmin最大、最小计算直径。普通车床采用最大速度Vmax的典型工序一般为用硬质合金车刀 精车或半精车钢质轴类工件的外圆，取 Vmax =225r/min。采用最小速度Vmin的典型工序又以下几种情况：1. 在低速光车，要求获得粗糙度小于R3.2卩m2. 精铰孔3. 加工各种螺纹及

6、多头螺纹；4. 用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取Vmin =25r/min。一般取计算直径：dmax =0.5Ddmn =（0.20.25） d max式中D为最大工件回转直径，即主参数（mm）。当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直 径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径 dmax，根据调研可 推荐：dmax 0.2 D1 ,（ 为刀架上最大工件回转直径）故nmax = 1000Vmax = 1000 225 =1800 r/min ,取 “max =1800兀dminH X 32r/min ;nmin取nmin =40 r/min ;1000vm

7、in =100025 =40 r/mindmax二 200与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。2. 主动参数的拟定 2.1确定传动公比根据机械制造装备设计P83公式（2-2 ）因为已知R ：z-.z= lg Rn +1ig二半=（Zf：瓦=（12j）45 = 1.41根据机械制造装备设计p83表2-4标准公比。这里我们取标准公比系列 =1.41.因为=1.41 = 1.06 6，根据机械制造装备设计F83表2-5标准数列。 首先找到最小极限转速40,再每跳过5个数（1.261.06 6）取一个 转速，即可得到公比为1.41的数列：40、56、80、112、160、224、315、450、6

8、30、900、1250、1800。2.2主电动机的选择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材料，取 45号钢，正火处理，车削 外圆，表面粗糙度Ra =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 , r=75o , =15, 九=0o ,%1=-10 , br1=0.3mm re=1mm现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量ap和进给量f ,根据切削加工简明实用手册P444表8-50 , ap 取 4mm f 取 1 mm r。 确定

9、切削速度，参切削加工简明实用手册P448表8-57，取Vc=2m s。机床功率的计算，主切削力的计算根据切削加工简明实用手册P449 - P450表8-59和表8-60 ,主切削力的计算公式及有关参数：FZ=9.81 60咋 CFc aZFc f Zr： vZfcKFc=9.8160 $15 270 4 10.75 24X15 0.92 0.95=4495.4（N）切削功率的计算Pc = Fc vc 10- =4495.4 x 2X 10卫=9kw;取机床的效率为0.85 ,Pz 9Pzz10.57（kw）0.85根据机械设计课程设计手册P67表12-1 Y系列（IP44） 电动机的技术数据,

10、Y系列（IP44 ）电动机为一般用途全封闭自扇 冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机 内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40C，相对湿度不 超过95%海拔高度不超过1000m额定电压380V,频率50Hn 适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输 机，农业机械等。根据以上要求，选取 Y160M-4型三相异步电动机，额定功率11kW满载转速 1460min，质量 123kg。3. 普通车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数：车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转最咼转速最低转速电机功公比转速级直径nmax( r/mi

11、n )n皿山（计min ）率数ZDmax (mm)P (kW)400180040111.41124. 变速结构的设计拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操 纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以 及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关 系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多 方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中 变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结 构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、 滑移齿

12、轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别 有Z、 Z、,个变速副。即 Z二ZiZ2Z3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：Z=2a 3b，可以有三种方案：12=32212=23212=2234.2结构式的拟定对于12=3X 2X 2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12 =色 232612 = $262312乜Z2612= 34 22212=3262212= 342?Z根据主变速系统设计的一般原则：探传动副前多后少的原则；主变速传动

13、系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的 传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的 传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速 传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面， 传动副数少 的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工 作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；探传动顺序与扩大顺序相一致的原则；比较两组变速方案12 = 3 23 2$和132 2 26通过两种方案的比较，后一种方案因第一扩大组在最前面，H轴的转速范围比前种方案大，如两种方案H轴的最高转速一样， 后一 种方案H轴的最低转速较低，在传递相

14、等功率的情况下，受的转矩较 大，传动件的尺寸也就比前种方案大。探变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速；根据以上的原则我们最终确定的传动方案是：12=3 23 264.3各变速组的变速范围及极限传动比传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时， 为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动 比，也_1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制 最大传动比imax乞2，斜齿轮比较平稳，可取imax乞2.5，故变速组的最 大变速范围为Rmax二imax/也n与皿、皿与w轴之间的变速组分别 设为a、b、c。现由W （主轴）开始，确定I、H、皿轴的

15、转速。先来确定皿轴的转速变速组C的变速范围为;:6 =1.416 =8 = Rma 8,10，故两个传动副的传, 112 2动比必然是两个极限值：Ic1=-4、Ic2二-结合结构式，4 411皿轴的转速只有一种可能：160、224、315、450、630、900确定轴H的转速变速组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取12.81ib2轴H的转速确定为：450、630、900定轴I的转速对于轴I,其级比指数为1,可取:1 1宀=2._1ia3 一一1确定轴I转速为900,电动机于轴I的定变传动比为1460/900=1.624.5绘制转速图12= 3 23

16、26转速图4.6确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和Sz不应过大；齿轮的齿数和Sz过大会加大两轴之 间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐 Sz 18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比） 与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大， 确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10%（-1 ） %即0 理 i 实 一10（1）%n理n理 -要求的主轴转速；n实-齿轮传动实现的主轴转速；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

17、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Sz及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设 计表3-9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P94,查表3-9各种常用变速比的使用 齿数。变速组a:aii = 1ai2 =1/ =1/1.41 ai3=1/2确定最小齿轮的齿数Zmin及最小齿数和Szmin该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件, 假设最小齿数为Zmin

18、 =22时，查表得到Szmin =66。找出可能采用的齿数和诸数值Ua1 =1SZ =”60、62,Ua2=1.41SZ =,60、63,Ua3 =2sz =,60、63,在具体结构允许下，选用较小的Sz为宜，现确定Sz =72,确定各齿数副的齿数i=2 ，找出乙=24，z； = Sz -乙=72-24=48;i=1.41，找出 Z2=30，Z2=Sz- Z2=42；i=1，找出 z3=36, z3=36；变速组b的齿数确定：bi1 = 1bi2=1/ 3 = 1/2.82故变速组中最小齿轮必在1/ 3的齿轮副中，假设最小齿数为zmin=22,Szmin =84,Z1 =62， Z2 =42。

19、同上，去Sz =84,查得乙=22，Z2=42;变速组c齿数确定冋上可得 Z1 =30, Z2 =18， Z1 60， Z2 =72 o4.7绘制变速系统图5.传动件的设计5.1带轮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=1460r/min,传递功率P=11kW传动比i=1.46，两班制，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P156表8-7工作情况系数Ka查的共况系数Ka=1.2。 故根据机械设计P156公式(8-2

20、1)FL=KaP=1.2 11=13.2(kW)式中P-电动机额定功率，Ka-工作情况系数因此根据Pca、ni由机械设计P157图8-11普通V带轮型图选用B 型。确定带轮的基准直径D， D、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D不宜过小，即_Dmin。查机械设计Pi57表8-8、图8-11 和P155表8-6取主动小带轮基准直径D =140mm。由机械设计P150公式(8-15a) D2二匕D1 1 -；式中：小带轮转速，门丁大带轮转速，；-带的滑动系数，一般取0.02。故D2 J460 140(1 _0.02) =200.3mm，1000由机械设计P157表8-

21、8取圆整为200mm(3) 验算带速度V,按机械设计P150式(8-13)验算带的速度V=Dm 丿141401460 J0.660 1000 60 1000所以5m s ： v ： 30m s，故带速合适。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：根据机械设计P152经验公式(8-20)0.7(D1 D2)乞 Ao 2(D1 D2)0.7 (140+200) A 2 (140+200)238 W A0 680取 A=600mm.(5)三角带的计算基准长度L,由机械设计P158公式(8-22 )计算带轮的基准长度31L。=2A - D1D2D2 - D1 2

22、4A02兀(200_140)2 600 (140 200)=1735.324x600由机械设计P146表8-2，圆整到标准的计算长度L=1800mm(6)确定实际中心距A按机械设计P158公式(8-23 )计算实际中心距A=Ao+S0 =600+180一17353 =632.35mm2 2(7)验算小带轮包角：-1 根据机械设计P158公式(8-25)：1 ： 180。_ 2 _D1 57.3 =169 120，故主动轮上包角合适。(8)确定三角带根数Z根据机械设计Pi58式(8-26 )得APea查表机械设计P53表8-4d由i=1.46和n=1460r/min得也po =0.15KW查表机

23、械设计表8-5，k： =0.98 ；查表机械设计表8-2，13.2长度系数ki =0.92Z = = 4.6(2.820.36) 0.98 0.92所以取Z = 5根(9)计算预紧力查机械设计表8-3，q=0.1kg/m由机械设计式(8-27)2 500号qv2vZka其中:Pea-带的变速功率,KWv-带速,m/s ;q-每米带的质量，kg/m;取q=0.1kg/mF。=500 (2.5 0.98) 13.20.1 10.72 =202.8N10.7 汉 5疋 0.98v = 1460r/min = 10.7m/so（10）计算作用在轴上的压轴力Fq 2ZFoSin5 202.8 sin 1

24、69 =2018.7N2 2带轮结构设计带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200转速较高时可以采用铸钢 或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。带轮结构形式V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为 实心式（机械制图图8-14a）、腹板式（机械制图图8-14b）、 孔板式（机械制图图8-14C ）、椭圆轮辐式（机械制图图8-14d ）。 V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd空2.5d（ d为安装带轮的轴的直径，mm时。可以采用实心式，当dd ,00mm可以 采用腹板式，dd _ 300mm,同时Dd 100mm时可以采用孔板式，当 dd 300mm时

25、，可以采用轮辐式。带轮宽度：B =（z-1）e 2f =（5-1） 19 2 12=100mm。D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 V带轮的论槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见机械制图表 8-10.槽型bdha minhf minefmindd与dd相对应得甲 =32半=34P =36 = 38B14.3.510.190.411.19000085V带轮的轮槽与所选的V带型号V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。 为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合， 将V带轮轮槽的 工作面得夹角做成小于40o。V 带安装到轮槽中以后，一般不应该

26、超出带轮外圆，也不应该与 轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高 度ha min 和hf min 轮槽工作表面的粗糙度为R16或R3.2 V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有 傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允 许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转 速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GB.T13575.1 -92中 的规定。5.2传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，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，

27、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。5.3确定各轴转速确定主轴计算转速:计算转速nj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表 3-10，主轴的计算转速为z j12 j=n mi n 345 1.41 3126.1r / min各变速轴的计算转速： 轴皿的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去， 轴皿的计算转速nj3为160r/min ; 轴H的计算转

28、速nj2为450r/min ; 轴I的计算转速nj1为900r/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，18/72只需计算z = 18的齿轮，计算转速为500r/min ; 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min ;变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。 核算主轴转速误差n实=1440140/ 200 36/36 42/42 60/30 = 2044r/min（n实一 n标）n标n标二 2000 r / min“00%= (2000-2044) x 100% = 2.

29、2% v 5%2000所以合适5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径j p根据机械设计手册P6/0 表 7-13 , d-914：mm，并旦金属切削机床设计表7-13得到；取1.I轴的直径：取 0.96,n1j =800r/min914啤亠:戸96釦 V 1000 灯=29.17mmH轴的直径：取1 0.98 0.99 0.99 = 0.922,nj2 =500r/min二 34.34mmd_9l4 11；.11922帆和 500如411 0.89180 1=91皿轴的直径：取3=2 0.98 0.99 = 0.89,nj180r/min=43.95mm其中：P-电动机额定功率（kW;-从电

30、机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； nj-该传动轴的计算转速（r min ）;:传动轴允许的扭转角（o. m ）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%；当轴为花键轴时，可将 估算的d值减小7%为花键轴的小径；空心轴时，d需乘以计算系数b, b值见机械设计手册表7-12。【和W为由键槽并且轴W为空心轴， H和皿为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：d，30mm,牛和d 在后文给定，轴采用光轴，轴和二轴因为要安装滑移齿轮所以都 采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的 方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的 精度，故我采用矩形花键连接。按 GBT11

31、44 1987规定，矩形花键的 定心方式为小径定心。查机械设计手册P622 的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格 N d D B为8 36 42 7 ；111 轴花键轴 的规格N d D B 为 8 42 48 8。 各轴间的中心距的确定：(z1 z2)m = (36 36) 52 2= 180(mm)d III(42 42) 5=210(mm)；(18+72)汉5 彳、d + lCOSIF=231.96(mm)；5.5键的选择、传动轴、键的校核查机械设计手册表6-1选择轴上的键，根据轴的直径 d 22 30，键的尺寸选择键宽b键高h取8 7，键的长度L取22。主 轴处键的选择同上，键的尺

32、寸为 键宽b键高h取28 16，键的长度L取 100。7.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 于是变速组a的齿轮模数取m二5 , b =40mm 轴I上主动轮齿轮的直径：da1 =5 24=120mm； da2 =5 30=150mm； da3 =5 36 = 180mm。轴H上三联从动轮齿轮的直径分别为:da1 =5 48 = 240mm； da2 =5 42 = 210mm； d；3

33、 =5 36 = 180mm、b变速组：确定轴H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：（公式见a变速组）其中： J -公比；=2.82 ；P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922 11 = 10.142KVym-齿宽系数：m二bm=5-10 ；-HP-齿轮许允接触应力二HP =0.9；Hlim，二Hlim由金属切削 机床设计图7-6按MQ线查取；nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。二 Hlim =650MPaHP =650MPa 0.9=585MPa-160203= 4.67mm1.2 10.142 3.828 222 2.82 5852 400根据画法几

34、何及机械制图表 10-4将齿轮模数圆整为5mm。KP齿轮弯曲疲劳强度：mF - 4303 .mn j Z；- FP其中：P-齿轮传递的名义功率；P=0922 x11 = 10.142KV；：m -齿宽系数：m = b m = 5-10 ；-FP-齿轮许允齿根应力二FP =1.4；Flim，二Flim由金属切削机 床设计图7-11按MC线查取；nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。f lim - 300MPa ,.fp 二 300MPa 1.4 二 420MPa430310142 8 汇 500 汇 22 汉 420= 2.97mm根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为3mmm

35、H2 - mF2 所以 m2 = 5mm于是变速组b的齿轮模数取 m二5mm b = 40mm。 轴H上主动轮齿轮的直径：db1 =5 22 = 110mm； db2 =5 42 = 210mm;轴皿上三联从动轮齿轮的直径分别为:db1 =5 62 =310mm; db2 =5 42 = 210mm;、C变速组:为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取 m 5mm，螺旋角=14。计算中心距a，a弋cOS)mV8鳥Q32(mm)修正螺旋角二一 arccos互亠=arccos但十12 汉 2802 汉 232因值改变不多，所以参数：，K :, Zh等值不必修正所以轴皿上两联动主动轮齿轮的直径分别为:d“

36、 =15= 92.79mm；C0S14.1。dc2=7技5= 309.3mmcos14.10轴W上两从动轮齿轮的直径分别为:,72 5,30 5dc1371.2mm; dc2154.67mm。c1cos14.10cos14.10、标准齿轮参数：一20度，hl =1, c 0.25从机械原理表5-1查得以下公式 齿顶圆直径 da = (z1 + 2h*a)m ； 齿根圆直径df =(召2ha -2c )m ;分度圆直径d = mz ; 齿顶高 ha = h*am ; 齿根高 hf=(h*a+c*)m ；齿轮的具体值见下表:表5.1齿轮尺寸表(单位：mr)齿轮齿数z模数/mn分度圆 直径d齿顶圆

37、直径da齿根圆 直径df齿顶咼ha齿根高hf1.245120130107.556.252.305150160137.556.253.365180190167.556.254.485240 :250227.556.25 :5.425210220197.556.256.365180190167.556.257.22511012097.556.258.425210220197.556.259.425210220197.556.2510.625310320307.556.2511.18592.79102.7980.2956.2512.605309.3319.3296.856.2513725371.23

38、81.2358.256.2514.305154.67164.67142.1756.256.2齿轮的设计由公式b mm(m = 510)得： I轴主动轮齿轮b，8 5 =30mm; H轴主动轮齿轮b=8 5二40mm ; 皿轴主动轮齿轮b=40mm ;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，应使主动轮比从动轮齿宽大(510mr)所以：bi = b2 = b_40mm , b4 = b5 = b6=32mm,b7 = b8=40mm , bg 二 bo 二 32mm ,b =b12 =40mm , bi3 =14 = 32mm。通过齿轮

39、传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、 模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构 形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径da60mm时，可以做成实心式结构的齿轮。当160mm _ da 500mm时，可做成腹 板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据机械设计图 10-39 (a) 齿轮& 10、12和13结构尺寸计算如下： 齿轮8结构尺寸计算，D0 =da -(10 14m =2200 -10 5 =170mm ;D4 = 42mm ；D3 : 1.6D4 =1.6 42 =67.2mm,D3取68

40、mm ；D2 ： (0.25 0.35)(D D =0.3 (170 - 68) = 30.6mm,D2取32mm ；D0+D3170+68D1-119mm,D1 = 119mm;C ： (0.2 0.3)B =0.3 42 = 12.6mm , C取 12cm 齿轮10结构尺寸计算；D0D4=42mm ；D3：1.6D4 =1.6 42 = 67.2mm, D3取68mm ；D2：(0.250.35)(D0 -D3) =0.3 (260 - 68) =57.6mm,D2取60mm ；D1164口口，；2 2 C ： (0.2 0.3)B =0.3 42 =12.6mm，C取 12cm。 齿轮

41、12结构尺寸计算Do二da -(10 14)mn = 319.3-12 5 =259.3mm，Do取260mm，D4= 42mm ；D3：-1.6D4 =1.6 42 = 68mm,D2:(0.25 0.35)(D0 - D3) =0.3 (260 -68) = 57.6mm, D2取60mm ；Di：.7=164mm,D1 取 164mm；2 2 C ： (0.2 0.3)B =0.3 42 =12.6mm，C取 14cm。齿轮13结构尺寸计算Do二da -(1014)mn =381.2 -12 5 = 321.2mm, Do取325mm，D4= 110mm ；D2:(0.25 0.35)(

42、D0 - D3) =0.3 (325 T76) = 44.7mm, D2取45mmD31.6D4 =1.6 110=176mm,；=da -(10 14)mn = 320-12 5 = 260mm; D0 = 324mm;；D1:7 二竺卫6 = 250.5mm, D1 取250mm 2 2 1 ，C ： (0.2 0.3)B =0.3 42 =12.6mm，C取 14cm。7.齿轮校验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力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5,齿轮11这三个齿轮。7.1齿轮强度校核计算公式：弯曲疲劳强度 r二KFYs匕一 1；

43、bm接触疲劳强度Ch =2.5Ze KFt i 1，H 1 bd1u校核a组齿轮弯曲疲劳强度6 =2KFtYFaYsa Jr 1；校核齿数为24的齿轮，确定各bm项参数 P = P 0.96 =10.56kW,n=1000r/min,T =9.55 106 P/n =9.55 106 10.56/1000 =1 105(N mm)确定动载系数Kvdnv二60 1000J 120 1000 =6.28m/s60 1000齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数K1.1。 由机械设计使用系数。Ka =1.0 b = 40mm。确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数0.5查机械设计表10-4，得非

44、对称齿向载荷分配系数K二1.417 ；h=ha hf =11.25 ；b/h =60/11.25 =5.33,查机械设计图10-13得心一：=1.2确定齿间载荷分配系数：由机械设计表10-2查的使用a ，由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数K二心一.确定载荷系数:K = KAKvK.K =1.0 1.1 1 1.2=1.32查机械设计表10-5齿形系数及应力校正系数YFa =2.65 ； YSa =1.58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FE - 540Mpa。机械设计图10-18查得 寿命系数Kn =0.9,取疲劳强度安全系数S = 1.30.9 5401.3= 374MpakFYFaYsa3742.65 1.58= 89.322T _ 2 1 105d 一 120= 1666.7(N)KFtbm1.321666.740 5=11 ： 89.32接触疲劳强度巧=2爲珂詈炸兰时载荷系数K的确定:K = KAKvK.K =1.0 1.1 1 1.417 = 1.62弹性影响系数的Ze确定；查机械设计表10-6得