《cm6132车床主传动设计【公比1.26-转速31.5-1000-16级】大学论文.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《cm6132车床主传动设计【公比1.26-转速31.5-1000-16级】大学论文.doc（39页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、宁XX学院课程设计(论文)CM6132车床主传动设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘要主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择各种主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，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、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材
2、料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机。全套图纸加扣扣 401339828Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design,The design of the series to start primarily by machine,In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts,Choose a v
3、ariety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the projectthe structure turn , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on t
4、o carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks.This highlights the structural design requirements,under the basic r
5、equirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design,Development of institutional and structural net,Streamlining of the machine tool sector,Strive to reduce production costs,No choice of materials resulting in high strength waste.【Keywords】lather, Main drive syst
6、em,Structure , Electric motor. 目录摘要2第1章 绪论51.1 课程设计的目的51.2课程设计的内容51.2.1 理论分析与设计计算51.2.2 图样技术设计51.2.3编制技术文件51.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求51.3.1课程设计题目和主要技术参数51.3.2技术要求62. 主动参数的拟定62.1确定传动公比62.2主电动机的选择63.普通车床的规格74.转速图的拟定84.1确定变速组及各变速组中变速副的数目84.2结构式基本组和扩大组的拟定92.2 确定各变速组此论传动副齿数104.3结构网的拟定和结构式124.4各变速组的变速范围及极限传动比
7、124.5确定各轴的转速124.6绘制转速图144.7确定各变速组变速副齿数145.传动件的设计165.1带轮的设计165.2传动轴的直径估算195.3确定各轴转速205.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径215.5键的选择、传动轴、键的校核226.各变速组齿轮模数的确定和校核237.齿轮校验277.1校核a组齿轮277.2 校核b组齿轮288.主轴组件设计308.1主轴的基本尺寸确定318.1.1外径尺寸D318.1.2主轴孔径d318.1.3主轴悬伸量a328.1.4支撑跨距L328.1.5主轴最佳跨距的确定338.2主轴刚度验算358.3各轴轴承的选用的型号37小 结37参考文献38第
8、1章 绪论1.1 课程设计的目的通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能
9、原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1课程设计题目和主要技术参数工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )公比320100031.51.261.3.2技术要求（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。2.
10、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公式（3-2）因为已知 工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )公比320100031.51.26 Z=+1 = 根据机械制造装备设计和金属切削机床手册标准公比，对于通用机床，为了转速损失不大，机床结构不过于复杂，一般取=1.26或1.41，这里我们取标准公比系列=1.26。因为=1.26=1.06 ，根据机械制造装备设计表3-6标准数列。首先找到最小极限转速31.5，再每跳过3个数（1.261.06 ）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、4
11、00、500、630、800、1000。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=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3mm，f取0.2。确定切削速度，取V=1.7。机床功率的计算，主切削力的计算 ：主切削力的计算公式及有关参数：F=9.81 =9.8127030
12、.920.95 =1038（N）切削功率的计算 =10381.7=1.8（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=2.3(kW)根据Y系列三相异步电动机的技术数据,Y系列三相异步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+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。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。根据以上计算，为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y100L2-4,其技术参数见下表3-1.表3-1 Y100L2-
13、4型电动机技术数据电动机型号额定功率/KW满载转速/rmp额定转矩/N.m最大转矩/N.mY100L2-4314402.22.3至此，可得到下表3-2中的车床参数。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： 表3-2 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z320100031.531.26164.转速图的拟定拟定变速方案，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
14、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机床主参数：机床的主轴转速范围为31.51000转/分，转速级数Z=16，公比=1.26，电动机的转速=1440转/分。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、个变速副。即由于结构上
15、的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2n3m.对于16级传动，其结构式可为以下形式：16=2222；在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：16=2222。从轴I到轴II有2对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有三对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度，故从轴I到轴III可得到22=4种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可得到16=2222种不同的传
16、动转速。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。4.2结构式基本组和扩大组的拟定 （1）绘制常规的转速图时，要注意，为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：a：最小传动比Imin=1/4;b：最小传动比Imax=2(斜齿轮=2.5);所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。c：前缓后急原则；即
17、传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。（2）但在绘制CM6132车床转速图时，要注意，由=1000r/min，=31.5r/min，Z=16.确定的各级转速为：31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000，是非常规的转速数列，故在绘制它的转速图线时，先要确定其主传动系统结构。CM6132型精密车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构，解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。(3)绘制转速图a.选择Y100L1-4型Y系列笼式三相异步
18、电动机。d.绘制转速图在五根轴中，按变速顺序依次设为、（背轮机构）、（主轴）。与、与、与、和轴之间的变速组分别设为a、b、c、d. （主轴）开始，确定、的转速：先来确定背轮机构的公比变速组d 的变速范围为=8，构式，采用背轮机构，则其公比为：=1 = =确定轴的公比变速组c采用皮带传动降速，可取 确定轴的公比为了扩大变速范围，变速组b是基本组，并采用混合公比，使用二联滑移齿轮，可取 = =确定轴的转速对于变速组a,是第一扩大组，其级比指数为3,可取 = =由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。CM6132型精密车床（16级转速，混合公比）采
19、用了背轮机构后的转速图2.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin1820,由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。 表2-2 齿轮齿数变速箱部分传动比基本组第1扩大组第2扩大组1:1.261:1.581.26:11：1.261.26：11:2代号ZZZZZZZZZZZZ齿数27342437 3830303850403060主轴箱部分传动比1:1.581:4代号Z7Z7Z8Z8齿数273417684.3结构网的拟定和结
20、构式 结构网和结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案。结构网与速图的主要差别是：结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线对成分布。根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。结构网可表示成结构式：4.4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，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，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/810。 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
21、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。所以对 进行验算：Z=18，=1.26.=810，符合要求.4.5确定各轴的转速机床的主轴转速范围为35.51000转/分，转速级数Z=16，公比=1.26，电动机的转速=1440转/分。确定变速组的数目大多数机床采用滑移齿轮的变速方式为满足结构设计和方便的要求，通常都采用双联和三联齿轮，因此18级级转速需要三个变速组，即Z=16=2222 在五个变速轴中，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
22、由（主轴）开始，确定、轴的转速。先来确定轴的转速变速组c 的变速范围为降速比为，升速比为故两个传动副的传动比必然是两个极限值： 、结合结构式，轴的转速只有一种可能：160、200、250、315、400、500、630、800、1000。确定轴的转速 变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，又不致变速比太小，由此可见变速组中的三个传动比之间相差均为三格，即相差为倍关系，通过这三个传动比使轴得到9种连续等比数列的转速（1801000）即从轴上的三种转速扩大到轴上9种转速，故可取 、 、 轴的转速确定为：630、500、1000。定轴的转速 对于轴，其级比指数为1,可取： = = =确定轴转速
23、为800，4.6绘制转速图4.7确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐100200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数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%-要求的主轴转速；-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
24、，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,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。变速组a: = = =确定最小齿轮的齿数及最小齿数和 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=22时，查表得到 =66。找出可能采
25、用的齿数和诸数值 =1 =60、62 =1.41 =60、63 =2 =60、63 在具体结构允许下，选用较小的 为宜，现确定=72， 确定各齿数副的齿数 i=1/2，找出=24， =-=72-24=48； i=1/1.26，找出=32，=-=40； i=1/1.58 ，找出=30，=42；变速组b的齿数确定： =1.58 = =故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为=22，=77，同上i=1.58，找出=48， =29，i=1.26, 找出=34，=43，i=2.51, 找出=22；=55。变速组c齿数确定=2 ； =故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为=18，
26、=89，5.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=1440r/min,传递功率P=3kW,传动比i=1440/800=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表8-7工作情况系数查的共况系数=1.1。故根据机械设计公式（8-21） 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。
27、为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径=100。由机械设计公式(8-15a) 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。故 ，由机械设计表8-8取圆整为180mm。(3)验算带速度V，按机械设计式（8-13）验算带的速度V= 所以，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： 根据机械设计经验公式（8-20）0.7（100+180）2（100+180）196560 取=400mm.(5)三角带的计算基准长度 由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度
28、由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 L=1250mm(6)确定实际中心距 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距 A=+=403.09mm(7)验算小带轮包角 根据机械设计公式（8-25） ，故主动轮上包角合适。(8)确定三角带根数根据机械设计式（8-26）得 查表机械设计表8-4d由 i=1.44和得= 0.15KW 查表机械设计表8-5，=0.98；查表机械设计表8-2，长度系数=0.92 所以取Z=3。(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）其中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/
29、m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）计算作用在轴上的压轴力 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（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 D=9
30、0mm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. 槽型与相对应得B14.03.5010.811.5V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。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，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。 轮槽工作表面的粗糙度为。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沙眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带
31、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，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
32、相应的传动关系确定。根据机械制造装备设计表3-10，主轴即轴的计算转速为取=80r/min;各变速轴的计算转速： 如前所示主轴计算转速至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率其他传动件的计算转速就是其传递全部功率是的最低转速。 轴的计算转速可从主轴125r/min按变速副找上去，轴的计算转速=160r/min; 轴的计算转速为400r/min;轴的计算转速为800r/min;所以各轴计算转速如下：轴序号计算转速1440800400160125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。
33、 变速组c中，18/71, 计算Z=18（轴上）的齿轮，计算转速为125r/min; 变速组b计算z = 22（轴上）的齿轮，计算转速为400r/min; 变速组a应计算z = 24（轴上）的齿轮，计算转速为800r/in;核算主轴转速误差 所以合适。5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 根据机械设计手册表7-13，并查金属切削机床设计表7-13得到取1. 轴的直径：取取整为36mm. 轴的直径：取取整为40mm 轴的直径：取 取整为55mm轴的直径：取 取整为70mm 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
34、的扭转角（）。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。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，轴采用光轴，轴和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。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计手册 的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。5.5键的选择、传动轴、键的校核查机械设计手册表6
35、-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，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%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
36、和倾角计算公式见金属切削机床设计表7-15.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：查机械制造装备设计表3-12许用挠度 ； 。 轴、轴的校核同上。键和轴的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由机械设计式（6-1）可得 可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：6.各变速组齿轮模数的确定和校核 齿轮模数的估算。通常同一变速组内
37、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按金属切削机床设计表7-17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。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查机械设计表10-8齿轮精度选用7级精度，再由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：根据金属切削机床设计表7-17；有公式：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24的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: -公比
38、； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9611=10.56KW； -齿宽系数=；由机械设计基础可得。 -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。=650MPa， 所以根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为5 。齿轮弯曲疲劳强度： 其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取； -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2； ，根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。所以2.32于是变速组a的
39、齿轮模数取m = 2.5，b =20mm。、b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：（公式见a变速组）其中: -公比 ； =2.82； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9223=2.766KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9223=2.766KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查
40、取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。所以 轴上主动轮齿轮的直径：、标准齿轮参数：1)从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 2)圆柱齿轮齿顶圆直径 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ；表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）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272.567.572.561.252.5342.5859078.752.5242.5606553.752.5372.592.597.586.252.5382.59510088.752.5302.5758068.752.5302.5758068.752.5382.59510088.752.5502.5125130118.752.5402.510010593.752.5302.5758068.752.5602.5150