裝配設計---臥式車床主軸變速箱體設計

1、目錄第一章設計目的2 第二章機床主傳動系統(tǒng)設計要求2 第三章運動設計23.1車床的設計條件23.2主運動參數(shù)23.3主傳動系統(tǒng)運動設計3第四章動力設計104.1電動機的選擇104.2各傳動件的計算轉速104.3確定主軸支承軸頸直徑124.4估算傳動軸直徑124.5估算齒輪模數(shù)134.6主要傳動件的驗算144.7齒輪強度校核174.8各軸強度的驗算20第五章結構設計235.1齒輪塊設計235.2軸承的選擇235.3主軸組件235.4密封裝置設計23一、設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技

2、術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。掌握機床設計的過程和方法，使原有的知識有了進一步的加深。課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習掌握機械系統(tǒng)設計的一般方法；培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結構工藝等相關知識，進行工程設計的能力；培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)范的能力；提高技術總結及編制技術文件的能力；是畢業(yè)設計教學環(huán)節(jié)實施的技術準備。二、機床主傳動系統(tǒng)設計要求：主軸具有一定得轉速和足夠的轉速范圍、轉速級數(shù)，能夠實現(xiàn)運動的開停、變速、換向和制動

3、，以滿足機床的運動要求。主電動機具有足夠的功率，全部機構和元件具有足夠的強度和剛度，以滿足機床的動力要求；主運動的有關結構，特別是主軸組件要有足夠的精度、抗振興，溫升和噪聲要小，傳動效率要高，以滿足機床的工作性能要求；操縱靈活可靠，調(diào)整維修方便，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求；結構簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經(jīng)濟性要求。三、運動設計3.1已知某臥式車床設計條件主軸轉速范圍：主軸最小轉速給定公比：轉速級數(shù)：電動機的轉速電動機的功率P電 =4kw車床功率 P車=4 kw3.2主運動參數(shù)根據(jù)機械制造裝備P42設計表2-2標準數(shù)列選定主軸最小轉速由，Z=12則相應轉速數(shù)列可由37.5按相隔6

4、級取值，即40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800因此，主軸最高轉速3.3主傳動系統(tǒng)運動設計：(1)擬訂結構式：1） 確定變速組的個數(shù)和傳動副數(shù)。由于主軸轉速為12級的變速系統(tǒng)，因此有兩種選擇：其一可用三個變速組。其中一個三聯(lián)滑移齒輪變速組和兩個雙聯(lián)滑移齒輪變速組；其二可用兩個變速組，即四聯(lián)和三聯(lián)滑移齒輪變速組。2） 確定變速組傳動副數(shù)目：實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： A12=3*4 B. 12=4*3 C.12=3*2*2 D12=2*3*2 E.12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組

5、內(nèi)有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。但需注意采用其可能性以及相應的結構措施之后也在考慮范圍之內(nèi)根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則，方案B、C可取。3） 確定變速組擴大順序：12=4*3的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下2種形式A.12=41*34 B. 12=43*3112=3*2*2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式： A12=31*23*26 B. 12=31*26*23C12 =32*21*26 D. 12=34*21*22E12=32*26*21 F. 12=34*22*21根據(jù)級比指數(shù)分配應“前疏后密”的原則，二者均應選用第一種

6、方案。即12=41*34 12=31*23*264） 檢驗最后擴大組的變速范圍。結構式12=41*34最后擴大組的變速范圍為r1=x1(P1-1)= =1.418=168，不允許結構式12=31*23*26最后擴大組的變速范圍為r1=x1(P1-1)= =1.416=8，允許因此，結構式方案確定為12=31*23*26。由此確定了變速組為三聯(lián)滑移齒輪變速組5） 畫結構網(wǎng)。根據(jù)已確定的結構方案畫出結構網(wǎng)，如下圖所示對稱分部的結構網(wǎng)(2)繪制轉速圖：1）確定V帶傳動。.初定軸I的轉速考慮I軸的轉速不宜過低（結構尺寸增大），也不宜過高（帶輪轉動不平衡引起的振動、噪聲），初定從動軸nI=900r/mi

7、n。.確定計算功率Pc 根據(jù)工作情況，由課程設計實例與機械設計參考書P32頁表4-1查得，工況系數(shù)KA=1.2，因此Pc=1.2×P電=1.2×4=4.8（kW）.選擇V帶型號根據(jù) Pc=4.8kW和n電=1440r/min，由課程設計實例與機械設計參考書P35頁圖4-1查得，選A型V帶.計算傳動比i i= =1.6.確定小帶輪直徑d1由課程設計實例與機械設計參考書P33頁表4-4查得，dmin=75mm，因此選d1=125mm.確定大帶輪直徑d2大帶輪直徑d2=id1（1-），取彈性滑動率=0.02，由此d2=1.6×125×（1-0.02）=196m

8、m查表4-4得 d2=200mm實際傳動比i=1.63I軸的實際轉速nI=（r/min）轉速誤差n2= 對于帶式傳送裝置，轉速誤差允許在±5%范圍內(nèi).驗算帶速v v= 9.42（m/s）在規(guī)定的5m/s25m/s范圍內(nèi)，合理.初選中心距a0因為0.7（d1+d2）2（d1+d2）所以由上面數(shù)據(jù)得0.7×（125+200）2×（125+200）即227.5650選取a0=400mm.初選長度L0L0+（d1+d2）+=2×400+（125+200）+=1313.766（mm）.選擇V帶所需的基準長度Ld由課程設計實例與機械設計參考書P33頁查表4-5得與L

9、0相近的數(shù)據(jù)Ld=1400mm.實際中心距aaa0+=400+= 443.12mm.驗算小帶輪包角=180°-×57.3°=180°-×57.3°=170.3°120°因此，小帶輪的包角取值合理.計算單根V帶的基本額定功率P0根據(jù)d1=125mm和n電=1440r/min，由課程設計實例與機械設計參考書P34頁查表4-7，用插值法，取得A型V帶的額定功率P0=1.91kW.額定功率的增量P0根據(jù)n電=1440r/min和i=1.6，由課程設計實例與機械設計參考書P35頁查表4-8，用插值法，取得A型V帶的額定功率增

10、量P0=0.148kW.計算V帶根數(shù)z根據(jù)=170.3°，P33查表4-2得包角系數(shù)=0.98；根據(jù)Ld=1400mm，P34查表4-6得帶長修正系數(shù)KL=0.96，因此由下列公式計算V帶根數(shù)z=2.48將z圓整后取z=3根.確定單根V帶的預緊力F0F0= 140.6N其中q的值由P33頁表4-3查得，每米長度質(zhì)量q=0.1kg/m.確定帶對軸的壓力FQ FQ=2zF0sin=2×3×140.6×sin=839.3N.帶輪結構工作圖帶型號帶長/mm帶根數(shù)帶輪直徑/mm中心距/mm作用于軸上壓力FQ/N大帶輪小帶輪A14003200125443.12839

11、.3帶輪結構工作圖以大帶輪為例（見工程圖附圖）2）畫轉速圖的格線該變速系統(tǒng)具有定比傳動和三個變速組，如下圖中的傳動軸和轉速格線，標定出了各軸號、主軸各轉速點及電動機轉速點的轉速值。3）分配傳動比分配第三變速組（-軸間）的傳動比。由結構式12=31×23×26可知，第三變速組即第二擴大組的傳動副數(shù)p2=2，幾比指數(shù)x2=6.因此，現(xiàn)在軸上找到相距6格的兩個轉速點E和E1。根據(jù)傳動比1/4u2，=1.14，則軸上相應主動轉速點D只能有唯一位置，即uc1=-4=1.41-4=1/4，uc2=2=1.412=2。分配第二變速組（-軸間）的傳動比。第二變速組即第一擴大組又兩個傳動副，

12、x1=3.因此，由軸上的D點可定出D1點。軸上相應主動轉速點C的位置只允許在C1C1范圍內(nèi)選定。若選點C1點，則軸轉速過低且聲速傳動比達到極限值；若選C1點，則軸轉速速度偏高且降速傳動比達極限值。綜合上述問題，現(xiàn)選定C點位置，其傳動比ub1=-3=1.41-3=1/2.8，ub2=0=1。分配第一變速組（-軸間）的傳動比。第一變速組即基本組有三個傳動副x0=1，故于軸上自C點向上取相鄰三點C、C1、C2。其軸上相應轉速點B只能在BB范圍內(nèi)選定，考慮結構尺寸和傳動性能，以及nI=832.37m/s，選定在B點。畫全傳動線，繪制轉速圖。如下圖所示4）確定齒輪齒數(shù)。在滿足齒輪齒數(shù)確定的原則前提下由機

13、械制造裝備設計書P62頁表2-5查得A第一變速組:，時：57、60、63、66、69、72、75、78時：58、60、63、65、67、68、70、72、73、75、77、79時：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76、78可取72,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是，可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。B第二變速組:，時：69、72、73、76、77、80、81、84、87、88、91、92、95、96時：70、72、74、76、78、80、82、84、86、88、90、92、94、96可取84，于是可得軸上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。于是

14、，得軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。C第三變速組:,時：69、70、74、75、79、80、84、85、89、90、94、95時：72、75、78、81、84、86、87、89、90、92、93、95、96可取95.為降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為19；為升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為32。于是得,得軸兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為19，63；得軸兩齒輪齒數(shù)分別為76，32。變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和S728495齒數(shù)名zz1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齒數(shù)2448304236362262424219766332傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中

15、的干涉，檢驗z2-z3=48-30=184，因此所選齒輪的齒數(shù)符合設計要求的三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于4。5）驗算主軸轉速誤差：主軸各級實際轉速值用下式計算： n= n電*(1-)ia ibic =882 ia ibic式中 ia、 ib、ic分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。取0.02轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：n = | |10（-1）% 其中主軸標準轉速轉速誤差表主軸轉速n1n2n3n4n5n6標準轉速（m/s）405680112160224實際轉速（m/s）39.0155.7378.02110.25157.5220.5轉速誤差%2.4

16、80.482.4751.561.561.56主軸轉速n7n8n9n10n11n12標準轉速（m/s）31545063090012501800實際轉速（m/s）312.1445.85624.1888212601764轉速誤差%0.920.920.9220.82經(jīng)計算10（-1）% =10×（1.41-1）%=4.1%，上述均轉速誤差滿足要求。6）繪制傳動系統(tǒng)圖四、動力設計4.1電動機的選擇根據(jù)電動機功率P電=4KW 由機械工程及自動化簡明設計手冊P32頁表2-2查得，選用Y112M-4型三相異步電動機。由P33頁表2-3查得Y系列電動機的外型尺寸機座號級數(shù)ABCDEFGHKABACAD

17、HDBBL112M2、4、6190140706082411212245230190265 1804004.2各傳動件的計算轉速主軸的計算轉速。由機械制造裝配設計課本P73頁表2-6查得，主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內(nèi)的最高一級轉速，即nc = nmin= n=112r/min;傳動軸的計算轉速軸計算轉速的確定：a.軸共有6級實際工作轉速160-900r/min。b.主軸在40r/min至1800r/min之間的所有轉速都能傳遞全部功率，此時軸若經(jīng)齒輪副z11/z12傳動主軸，只有450-900r/min的3級轉速才能傳遞全部功率；若經(jīng)齒輪副z13/z14傳動主軸，則160-900r/m

18、in的6級轉速都能傳遞全部功率；因此，具有的6級轉速都能傳遞全部功率。c.其中，能夠傳遞全部功率的最低轉速n=160r/min即為軸的計算轉速（用黑點表示）。其余依次類推，得各傳動軸的計算轉速為：nI=900r/min，n=450r/min.齒輪的計算轉速齒輪z13的計算轉速。z13裝在軸上，共有160-900r/min6級轉速；經(jīng)z13/z14傳動，主軸所得到的6級轉速315-1800r/min都能傳遞全部功率，故z13的這6級轉速也能傳遞全部功率；其中最低轉速160r/min即為z13的計算轉速。齒輪z14的計算轉速。z14裝在軸上，共有315-1800r/min6級轉速；它們都能傳遞全部

19、功率；其中在最低轉速450r/min即為z14的計算轉速。齒輪z11的計算轉速。z11裝在軸上，共有160-900r/min 6級轉速；其中只有在450-900r/min的3級轉速時，經(jīng)z11/z12傳動主軸所得到的112-224r/min3級轉速才能傳遞全部功率，而z11在160-315 r/min3級轉速時，經(jīng)z11/z12傳動主軸所得到的40-80r/min3級轉速都低于主軸的計算轉速112r/min,故不能傳遞全部功率，因此z11只有在450-900r/min這3級轉速才能傳遞全部功率；其中最低轉速450r/min即為z11的計算轉速。齒輪z12的計算轉速。z12裝在軸上，共有40-2

20、24r/min6級轉速，其中只有112-224r/min這3級轉速才能傳遞全部功率；其中最低轉速112r/min即為z12的計算轉速。其余依次類推，各齒輪的計算轉速見下表齒輪序號z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14nc（r/min）9004509006309009004501604504504501121121604504.3確定主軸支承軸頸直徑。主軸前軸頸直徑D1 = 75mm，后軸頸直徑D2= （0.70.85）D1，取D2 = 60 mm。選擇材料，材料選用45鋼正火處理。由機械設計課程設計實例與禁忌P68表5-1，材料強度極限b=600MPa；由P73頁表

21、5-5，對稱循環(huán)狀態(tài)下的許用應力-1b=55MPa。計算基本直徑dmin由機械設計課程設計實例與禁忌P73頁表5-4，軸的材料及載荷系數(shù)為C=110.當軸端彎矩較小時，查機械工程及自動化簡明設計手冊P35頁，取V帶傳動效率=0.96，齒輪傳動效率為1=0.98，滾動軸承傳動效率為2=0.99（一對）P=4×0.96×0.98×0.99×0.98×0.99×0.98×0.99=3.51dC=110×=33.45mm由于安裝有鍵需加大4%-5%，因為主軸為空心查機械工程及自動化簡明設計手冊P389頁表7-12估算k=d

22、/D=33.45/750.446要大，選取k=1.04，d=35.31×1.05×1.04=38.56mm；再查機械工程及自動化簡明設計手冊P376頁表7-1選車床最大回轉直徑Dmax=320mm，因此主軸內(nèi)孔直徑d = 0.1 Dmax±10 mm ，其中Dmax為最大加工直徑。取d =45 mm。4.4估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失）按扭轉剛度初步計算傳動軸直徑：d式中d 傳動軸直徑；P 該傳動軸的輸入功率（kW），P=P電； P電為電動機額定功率，為電動機到該軸間的傳動效率，查機械工程及自動化簡明設計手冊P35頁，取V帶傳動效率=0.96，齒輪傳動效率

23、為1=0.98，滾動軸承傳動效率為2=0.99（一對）該軸計算轉速（r/min）； 該軸每米長度允許扭轉角，這些軸都是一般傳動軸，由機械工程及自動化簡明設計手冊P389頁表7-12得，取=10/m。代入以上計算轉速的值，計算各傳動軸的直徑：軸：dI=23.26mm，為了傳遞轉矩，選用花鍵軸，所以dI=23.26×（1-7%）=21.63mm，圓整后取dI=30mm軸：d=27.45mm，為了傳遞轉矩，選用花鍵軸，所以d=27.45×（1-7%）=25.53mm，圓整后取d=30mm軸：d=35.55mm，為了傳遞轉矩，選用花鍵軸，所以d=35.55×（1-7%）=

24、33.06圓整后取d=36mm4.5估算齒輪模數(shù)(1)齒輪彎曲疲勞強度mw的估算：mw32，單位為mm；其中z ，nj應為同一齒輪的齒數(shù)和計算轉速，并取znj乘積之小之代入上式，nj的單位為r/min。.第一變速組：z1n1=24×900=21600；z2n2=48×450=21600；z3n3=30×900=27000；z4n4=42×630=26460；z5n5=36×900=32400；z6n6=36×900=32400因此znj乘積中最小是21600。mw32=32×=1.82；查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表

25、4-17，取mw=2。第二變速組：z7n7=22×450=9900；z8n8=62×160=9920；z9n9=42×450=18900；z10n10=42×450=18900因此znj乘積中最小是9900。mw32=32×=2.37；查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mw=2.5。第三變速組：z11n11=19×450=8550；z12n12=76×112=8512；z13n13=63×160=10080；z14n14=32×450=14400因此znj乘積中最小是8512。mw32=3

26、2×=2.54；查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mw=2.5。（2）齒輪接觸疲勞強度mj的估算mj=，其中齒輪中心距A為A370，mj、A的單位均為mm；P電為驅動電動機的功率，單位為kW；nj為大齒輪的計算轉速，單位為r/min；zi-1、zi分別為主動齒輪、從動齒輪的齒數(shù)。.第一變速組：z1+z2=z3+z4=z5+z6=72 ；A370=370×=76.65mmmj=2.13，查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mj=2。第二變速組：z7+z8=z9+z10=84；A370=370×=108.19mm；mj=2.58，查機械設

27、計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mj=2.5。第三變速組：z11+z12=z13+z14=95；A370=370×=121.85mmmj=2.57，查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mj=2.5。根據(jù)估算所得mw、mj的值進行比較第一變速組：m1=2；第二變速組：m2=2.5；第三變速組：m3=2.5。4.6主要傳動件的驗算齒輪模數(shù)的驗算因為設計的是機床,所以齒輪對強度速度及精度都應有一定的要求,齒輪應具有高強度及齒面具有高硬度；齒輪選用的是40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度250-280HBW。驗算時選相同模數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最小的齒輪，一般對高速傳動齒輪以驗算接觸

28、疲勞強度為主，對低速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj（單位為mm）mj按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw（單位為mm）mw1）第一變速組：相同模數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最小的齒輪為z1。z1/z2中，取z1驗算：z1位于軸屬高速軸按照接觸疲勞強度驗算齒輪選用精度。mj其中：P被驗算齒輪所傳遞的功率，P=Pd；P和Pd（電動機的功率）單位均為kW，為電動機到該軸間的傳動效率查機械工程及自動化簡明設計手冊P35頁，取V帶傳動效率=0.96，齒輪傳動效率為1=0.98，滾動軸承傳動效率為2=0.99（一對），第一軸P=4&

29、#215;0.96=3.84kW；K1工況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響：輕微沖擊取K1=1；K2動載荷系數(shù)，查機械工程及自動化簡明設計手冊P393頁表7-16通常機床齒輪公差等級得K2=1.3；K3齒向載荷分布系數(shù)，查表7-17P393頁K3=1；Ks壽命系數(shù)，Ks=KTKnKpKq，Ks的極限值KSmax、KSmin查表7-18P393頁，當KsKSmax時，取KsKSmax，當KsKSmin時，取KsKSmin；KSmax=0.6，KSmin=0.27；KT工作期限系數(shù)，KT=，其中n為齒輪的最低轉速，單位為r/min；m為交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)，C0為基準循環(huán)次數(shù)，m和C0均查表7-19P

30、394頁接觸載荷m=3，C0=107；彎曲載荷m=6，C0=2×108；T為額定的齒輪工作期限，由于中型機床取T=15000h；Kn轉速變化系數(shù)，查表7-20P394頁Kn=0.90； Kp功率利用系數(shù)，查表7-21P394頁由接觸載荷Kp=0.58；由彎曲載荷Kp=0.78； Kq材料強化系數(shù)，查表7-22P394頁由接觸載荷Kq=0.64；由彎曲載荷Kq=0.77；所以接觸Ks=×0.90×0.58×0.64=1.147KSmax=0.6，所以取Ksu大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，因為是外嚙合，所以取“+”；zj、nj被計算齒輪的齒數(shù)（小齒輪）和計算轉

31、速（單位為r/min）zj=24，nj=900r/minB/m=6-10，B為齒寬，m為模數(shù)，B與m的單位為mm；取=10；許用接觸、彎曲應力，單位為MPa，查表7-23P395頁；=650，=275Y齒形系數(shù)，查表7-24P395頁。mj=16300×=2.07查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mj=2。所以m1=22）第二變速組：相同模數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最小的齒輪為z7。按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj，u=62/22,K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.58×0.64=0.813KSmax=0.6，所以取Ks,P

32、=3.84×0.98×0.99=3.73,取=10,；=650。zj=22，nj=450r/minmj=16300×=2.65查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mj=3。按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw，K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.78×0.77=0.484KSmax=0.8，（KSmin0.484。取Ks =0.484，=10,；=275。zj=22，nj=450r/min。Y=0.408mw=275=275×=1.638查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mw=2。

33、所以m2=3。2）第三變速組：相同模數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最小的齒輪為z11。按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj，u=19/76,K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.58×0.64=0.722KSmax=0.6，所以取Ks；P=3.73×0.98×0.99=3.61,取=10,；=650。zj=19，nj=450r/min；mj=16300×=2.81查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mj=3。按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw，K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.78

34、×0.77=0.48KSmax=0.8，（KSmin0.48。取Ks =0.48，=10,；=275。zj=19，nj=425r/min。Y=0.386mw=275=275×=1.73查機械設計課程設計實例與禁忌P45頁表4-17，取mw=2。所以比較看m3=3。經(jīng)驗算和初算得結果一致！即第一變速組m1=2，第二變速組m2=3，第三變速組m3=3。z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齒數(shù)2448304236362262424219766332模數(shù)23 3分度圓直徑489660847272661861261265722818996齒根高( ha*

35、+*c)m=1.25×2=2.53.75 3.75齒頂高haha*m=12=23 3齒頂圓直徑da52100648876767219213213263234195102齒根圓直徑df43915579676758.5178.5118.5118.549.5220.5181.588.5中心距 72126142.5齒寬 20 30 304.7齒輪強度校核：計算公式查機械工程及自動化簡明設計手冊P35頁，取V帶傳動效率=0.96，齒輪傳動效率為1=0.98，滾動軸承傳動效率為2=0.99（一對）校核第一變速組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)1 P=×P電=3.84kW,n=90

36、0r/min,2 定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設計P194圖10-8查得使用系數(shù)Kv=1.113 齒寬4 確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查機械設計P198圖10-13得（5）定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1.0由機械設計P195表10-3查得=1.2（6）定動載系數(shù): 機械設計P200頁查表 10-5 7 計算彎曲疲勞許用應力由機械設計P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。圖10-18查得,S = 1.3，故合適。校核第二變速組齒輪校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù) P=P電12=0.96×4×0.98&#

37、215;0.99=3.73,n=450r/min,確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設計P194圖10-8查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查機械設計P198圖10-13得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計P195表10-3查得=1.2（6）定動載系數(shù): 機械設計P200頁查表 10-5 （8）計算彎曲疲勞許用應力由機械設計P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。圖10-18查得,S = 1.3，故合適。校核第三變速組齒輪校核齒數(shù)為19的即可，確定各項參數(shù)（1）P=P電12=0.96×4×0.98×0.99×0.98

38、15;0.99=3.61kW,n=160r/min,確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設計P194圖10-8查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查機械設計P198圖10-13得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計P195表10-3查得=1.2（6）定動載系數(shù): 機械設計P200頁查表 10-58 計算彎曲疲勞許用應力由機械設計P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。圖10-18查得,S = 1.25，故合適。4.8各軸的強度驗算A主軸的驗算：由機械設計,齒輪傳遞扭距和力為主軸轉距，齒輪受的切向力齒輪受的徑向力軸傳遞給主軸的功率為P=3.61kW由材料力學84頁空心軸抗扭截面系數(shù)為,其中經(jīng)過13-14齒輪傳遞時受力分析大齒輪計算轉速為150r/min,則主軸轉距齒輪受的切