車(chē)床主傳動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)【Dmax=250mm Nmin=500rmin Nmax=2500 P=3KW φ=1.26】
車(chē)床主傳動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)【Dmax=250mm Nmin=500rmin Nmax=2500 P=3KW φ=1.26】,Dmax=250mm Nmin=500rmin Nmax=2500 P=3KW φ=1.26,車(chē)床主傳動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)【Dmax=250mm,Nmin=500rmin,Nmax=2500,P=3KW,φ=1.26】,車(chē)床
實(shí)驗(yàn)報(bào)告
課程名稱(chēng) 機(jī)械裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)
實(shí)驗(yàn)（實(shí)踐）編號(hào) 1
實(shí)驗(yàn)（實(shí)踐）名稱(chēng) 車(chē)床主傳動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)
實(shí)驗(yàn)（實(shí)踐）學(xué)時(shí) 2周
實(shí)驗(yàn)（實(shí)踐）時(shí)間
5
設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
車(chē)床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
最大加工直徑 250mm，
電動(dòng)機(jī)攻率 3KW
主軸:最小轉(zhuǎn)速500
最高轉(zhuǎn)速2500 公比:1.26
工件最大回轉(zhuǎn)直徑
D(mm)
正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速
nmin( )
正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速
nmin( )
電機(jī)
功率
N（kw）
公比
250
500
2500
3
1.26
目 錄
設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 2
目 錄 4
第1章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單說(shuō)明 6
第2章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 7
2.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù) 7
2.2 確定傳動(dòng)公比 7
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 7
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 7
2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 8
第3章 設(shè)計(jì)部分的運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 9
3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 9
3.2確定結(jié)構(gòu)式 9
3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9
3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 10
3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 11
3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11
第4章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算 12
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 12
4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 13
4.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 13
4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 19
4.5 主軸合理跨距的計(jì)算 19
4.6 軸承的選擇 20
4.7 鍵的規(guī)格 21
4.8變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 21
4.9主軸合理跨距的計(jì)算 21
4.10 軸承壽命校核 22
第5章 設(shè)計(jì)部分的調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、維護(hù)保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它 24
第6章 設(shè)計(jì)中的優(yōu)缺點(diǎn)，存在的問(wèn)題及改進(jìn)意見(jiàn) 27
參考文獻(xiàn) 28
第1章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單說(shuō)明
機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車(chē)床的最大加工直徑，一般在設(shè)計(jì)題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。
通用車(chē)床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對(duì)所設(shè)計(jì)的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計(jì)，依據(jù)某些典型工藝和加工對(duì)象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時(shí)，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢(shì)和同國(guó)內(nèi)外同類(lèi)機(jī)床的對(duì)比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。
機(jī)床主傳動(dòng)系因機(jī)床的類(lèi)型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動(dòng)力的要求。主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動(dòng)效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動(dòng)中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動(dòng)鏈盡可能簡(jiǎn)短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。
28
第2章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析
2.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù)
車(chē)床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
工件最大回轉(zhuǎn)直徑
D(mm)
正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速
nmin( )
正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速
nmin( )
電機(jī)
功率
N（kw）
公比
250
500
2500
3
1.26
2.2 確定傳動(dòng)公比
根據(jù)【1】公式（3-2）因?yàn)橐阎? ，
∴=1.26
∴Z=+1=8
根據(jù)【1】表3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列=1.26
因?yàn)?1.26=1.064，根據(jù)【1】表3-6標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速500，再每跳過(guò)3個(gè)數(shù)取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列： 500，630，800，1000，1250，1600，2400，2500
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin
根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：
允許的切速極限參考值如下：
表 1.1
加 工 條 件
Vmax(m/min)
Vmin(m/min)
硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件
30～50
硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件
150～300
螺紋加工和鉸孔
3～8
2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速
計(jì)算車(chē)床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為
結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，
=500r/min
取
考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：
500，630，800，1000，1250，1600，2400，2500
第3章 設(shè)計(jì)部分的運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定
合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為3KW
可選取電機(jī)為：Y112L-2額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為2880r/min.
3.2確定結(jié)構(gòu)式
已知Z=x3b
a，b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。
對(duì)于Z=8可分解為：Z=21×22×24。
設(shè)計(jì)車(chē)床主變速傳動(dòng)系時(shí)，為避免從動(dòng)齒輪尺寸過(guò)大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少震動(dòng)噪聲，在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速范圍最小。
綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù)
=500 Z=8 =1.26
3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動(dòng)方案 Z=21×22×24,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。
圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×24
3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：
（3）畫(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)
(1)Sz100-124,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4
圖2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
表2-2 齒輪齒數(shù)
傳動(dòng)比
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
1:1
1:1.58
1:1.26
1:1.58
1.58:1
1：1.58
代號(hào)
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z’
Z
Z
Z7
Z7’
齒數(shù)
27
27
21
33
30
38
26
42
61
38
38
61
3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過(guò)±10(-1)％,即
〈10(-1)％=2.6％
第4章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸出功率P=3kw,轉(zhuǎn)速n1=2880r/min,n2=2400r/min
（1）確定計(jì)算功率:
按最大的情況計(jì)算P=3kw ,K為工作情況系數(shù)，查[1]表3.5. 取K=1.1
pd=kAP=1.1X4=3.3kw
（2）選擇V帶的型號(hào):
根據(jù)pd,n1=2880r/min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=100mm
（3）確定帶輪直徑d1,d2
小帶輪直徑d1=100mm
驗(yàn)算帶速v=d1n1/(60X1000)=X100X2880/(60X1000)=12.6m/s
從動(dòng)輪直徑d2=n1d1/n2=2880X100/2400=236mm取d2=224mm查[1]表3.3
計(jì)算實(shí)際傳動(dòng)比i=d2/d1=224/100=2.24
（4）定中心矩a和基準(zhǔn)帶長(zhǎng)Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1+d2)a02(d1+d2))
226.8a0648取ao=300mm
[2]帶的計(jì)算基準(zhǔn)長(zhǎng)度
Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0
≈2x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300
≈650mm
查[1]表3.2取Ld0=630mm
[3]計(jì)算實(shí)際中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm
[4]確定中心距調(diào)整范圍
amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm
amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=240.55mm
（5）驗(yàn)算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1724>1240
（6）確定V帶根數(shù)：
確定額定功率：P0
由查表并用線性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系數(shù)K=0.99
查[1]表3得長(zhǎng)度系數(shù)Kl=0.81
確定帶根數(shù)：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝
=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=3
4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算
（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=735r/min，
取800 r/min。
(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
軸3=1250 r/min 軸2=2400 r/min，軸1=2400r/min。
（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表3-1。
表3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速
軸 號(hào)
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min
2400
2400
1250
（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上其中只有800r/min傳遞全功率，故Zj=800 r/min。
依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表3-2。
表3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速
序號(hào)
Z
Z
Z
Z
Z
n
2400
2400
2400
1250
800
4.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算
（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
根據(jù)和計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：
=16338=16338mm
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；
——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存：=15～24
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；
——功率利用系數(shù)；
——材料強(qiáng)化系數(shù)。
——（壽命系數(shù)）的極值
齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù)C0
——工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)：
——?jiǎng)虞d荷系數(shù)；
——齒向載荷分布系數(shù)；
——齒形系數(shù)；
根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：
式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率N=?
——計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min
——齒寬系數(shù),
Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：
——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號(hào)用
于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)；
：工作期限 ， =；
==3.49
==1.8
=0.84 =0.58
=0.90 =0.55 =0.72
=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94
=1.80.84 0.90 0.72=0.99
時(shí)，取=，當(dāng)<時(shí)，取=；
==0.85 =1.5；
=1.2 =1 =0.378
許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，()
=354 =1750
6級(jí)材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C59
=16338mm
=16338=2.7 mm
=275mm
=275 =2.2mm
根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為3，傳動(dòng)軸齒輪模數(shù)m=2.5，中間軸齒輪模數(shù)m=3;
根據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動(dòng)齒輪統(tǒng)一取m=3
表3-3 模數(shù)
組號(hào)
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
模數(shù) mm
3
3
3
（2）基本組齒輪計(jì)算。
基本組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齒數(shù)
27
27
21
33
分度圓直徑
81
81
63
99
齒頂圓直徑
87
87
69
105
齒根圓直徑
73.5
73.5
55.5
91.5
齒寬
24
24
24
24
按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計(jì)算如下：
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：
接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為
彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;
-----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =800（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）;B=24（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=21;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）
----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動(dòng)載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。
擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z3
Z3`
Z4
Z4`
齒數(shù)
30
38
26
42
分度圓直徑
90
114
78
126
齒頂圓直徑
96
120
84
132
齒根圓直徑
82.5
106.5
70.5
118.5
齒寬
24
24
24
24
（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。
擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
61
38
38
61
分度圓直徑
183
114
114
183
齒頂圓直徑
189
120
120
189
齒根圓直徑
175.5
106.5
106.5
175.5
齒寬
24
24
24
24
按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計(jì)算，
查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動(dòng)軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號(hào)
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
4.5 主軸合理跨距的計(jì)算
由于電動(dòng)機(jī)功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.24，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550×=424.44N.m
設(shè)該機(jī)床為車(chē)床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取75%，即180mm，故半徑為0.09m；
切削力（沿y軸） Fc==4716N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N
總作用力 F==5272.65N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。
先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=5272.65×=7908.97N
RB=F×=5272.65×=2636.325N
根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15
主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=124×2.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承
采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。
4.6 軸承的選擇
I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012
II軸：對(duì)稱(chēng)布置深溝球軸承6009
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C
中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C
4.7 鍵的規(guī)格
I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：
BXL=10X56
II軸選擇花鍵規(guī)格：
N× d×D×B =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格：
BXL=14X90
4.8變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇
選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過(guò)桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
4.9主軸合理跨距的計(jì)算
設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?250mm,電動(dòng)機(jī)功率P=3kw，,主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。
已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:
TIII ＝
設(shè)該車(chē)床的最大加工直徑250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取45%，即125mm
切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N
總作用力 F==3109N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N。
先假設(shè)l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=3109×N
RB=F×=3109×N
根據(jù)《主軸箱設(shè)計(jì)》得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93
主軸的當(dāng)量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為
I==1.55×10-6m4
η===0.38
查《主軸箱設(shè)計(jì)》圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=85mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。
4.10 軸承壽命校核
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對(duì)Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
第5章 設(shè)計(jì)部分的調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、維護(hù)保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它
1、為了減少車(chē)床磨損，延長(zhǎng)使用壽命，保證工件加工精度，應(yīng)對(duì)車(chē)床的所有摩擦部位進(jìn)行潤(rùn)滑，并注意日常的維護(hù)保養(yǎng)。
2、車(chē)床的潤(rùn)滑形式常用以下幾種，
（1）澆油潤(rùn)滑：常用于外露的滑動(dòng)表面，如導(dǎo)軌面和滑板導(dǎo)軌面等。
（2）濺油潤(rùn)滑：常用于密閉的箱體中。如車(chē)床的主軸箱中的傳動(dòng)齒輪將箱底的潤(rùn)滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經(jīng)槽內(nèi)油孔流到各潤(rùn)滑點(diǎn)進(jìn)行潤(rùn)滑。
（3）油繩導(dǎo)油潤(rùn)滑：常用于進(jìn)給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過(guò)毛線把油引入潤(rùn)滑點(diǎn)，間斷地滴油潤(rùn)滑。
（4）彈子油杯注油潤(rùn)滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開(kāi)關(guān)杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復(fù)原位，封住注油口，以防塵屑入內(nèi)。
（5）黃油杯潤(rùn)滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經(jīng)常潤(rùn)滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤(rùn)滑脂，需要潤(rùn)滑時(shí)，擰進(jìn)油杯蓋，則杯中的油脂就被擠壓到潤(rùn)滑點(diǎn)中去。
（6）油泵輸油潤(rùn)滑：常用于轉(zhuǎn)速高、需要大量潤(rùn)滑油連續(xù)強(qiáng)制潤(rùn)滑的場(chǎng)合。如主軸箱內(nèi)許多潤(rùn)滑點(diǎn)就是采用這種方式。
3、車(chē)床的潤(rùn)滑要求:
（1）車(chē)床上一般都有潤(rùn)滑系統(tǒng)圖，應(yīng)嚴(yán)格按照潤(rùn)滑系統(tǒng)圖進(jìn)行潤(rùn)滑。
（2）換油時(shí)，應(yīng)先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內(nèi)沖洗干凈后，在注入新機(jī)油，注油時(shí)應(yīng)用網(wǎng)過(guò)濾，且油面不得低于油標(biāo)中心線。主軸箱內(nèi)零件用油泵潤(rùn)滑或飛濺潤(rùn)滑。箱內(nèi)潤(rùn)滑油一般三個(gè)月更換一次。主軸箱體上有一個(gè)油標(biāo)，若發(fā)現(xiàn)油標(biāo)內(nèi)無(wú)油輸出，說(shuō)明油泵輸油系統(tǒng)有故障，應(yīng)立即停車(chē)檢查斷油的原因，并修復(fù)。
（3）進(jìn)給箱上部油繩導(dǎo)油潤(rùn)滑的儲(chǔ)油槽，每班應(yīng)給該儲(chǔ)油槽加一次油。
（4）交換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤(rùn)滑，每班一次，7天加一次鈣基脂。
（5）彈子油杯潤(rùn)滑每班潤(rùn)滑一次。導(dǎo)軌工作前后擦凈用油槍加油。
5、車(chē)床日常保養(yǎng)要求：
（1）每天工作后，切斷電源，對(duì)車(chē)床各表面、各罩殼、導(dǎo)軌面、絲杠、光杠、各操縱手柄和操縱桿進(jìn)行擦拭，做到無(wú)油污、無(wú)鐵屑、車(chē)床外表整潔。
（2）每周要求保養(yǎng)床身導(dǎo)軌面和中小滑板導(dǎo)軌面及轉(zhuǎn)動(dòng)部位的整潔、潤(rùn)滑。要求油眼暢通、油標(biāo)清晰，清洗油繩和護(hù)床油毛氈，保持車(chē)床外表清潔和工作場(chǎng)地整潔。
6、車(chē)床一級(jí)保養(yǎng)要求：
車(chē)場(chǎng)運(yùn)行500小時(shí)后，須進(jìn)行一級(jí)保養(yǎng)。其保養(yǎng)以操作工人為主，在維修工人的配合下進(jìn)行。保養(yǎng)時(shí)必須先切斷電源，然后按下述順序和要求進(jìn)行。
（1）主軸箱的保養(yǎng)：
a、清洗濾油器、使其無(wú)雜物
b、檢查主軸鎖緊螺母有無(wú)松動(dòng)，緊定螺釘是否擰緊。
c、調(diào)整制動(dòng)器及離合器摩擦片間隙。
（2）交換齒輪箱的保養(yǎng)：
a、清洗齒輪、軸套，并在油杯中注入新油脂。
b、調(diào)整齒輪嚙合間隙。
c、檢查軸套有無(wú)晃動(dòng)現(xiàn)象
（3）滑板和刀架的保養(yǎng)：
拆洗刀架和中、小滑板，洗凈擦干后重新組裝，并調(diào)整中、小滑板與鑲條的間隙。
（4）尾座的保養(yǎng)：
搖出尾座套筒，并擦凈涂油，以保證內(nèi)外清潔。
（5）潤(rùn)滑系統(tǒng)的保養(yǎng)
a、清洗冷卻泵、濾油器和成液盤(pán)。
b、保證油路暢通，油孔、油繩、油氈清潔無(wú)鐵屑
c、檢查油質(zhì)，保持良好，油杯齊全，油槽清晰。
（6）電器的保養(yǎng)：
a、清掃電動(dòng)機(jī)、電氣箱上的塵屑。
b、電器裝置固定整齊。
（7）外表的保養(yǎng)：
a、清洗車(chē)床外表及各罩蓋，保持其內(nèi)外整潔，無(wú)銹蝕、無(wú)油污。
b、清洗三杠
c、檢查并補(bǔ)齊各螺釘、手柄球、手柄。
（8）其他部件的潤(rùn)滑保養(yǎng)
第6章 設(shè)計(jì)中的優(yōu)缺點(diǎn)，存在的問(wèn)題及改進(jìn)意見(jiàn)
經(jīng)過(guò)課程設(shè)計(jì)，使我和同伴對(duì)主軸箱設(shè)計(jì)這門(mén)課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對(duì)設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識(shí)。懂得了理論和實(shí)踐同等重要的道理。理論能指導(dǎo)實(shí)踐，使你能事半功倍，實(shí)踐能上升成為理論，為以后的設(shè)計(jì)打下基礎(chǔ)。? 從校門(mén)走出后,一定要重視實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的積累,要多學(xué)多問(wèn)。把學(xué)校學(xué)習(xí)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)綜合的應(yīng)用起來(lái)，這非常重要。體會(huì)到把技術(shù)搞好就必須安心的學(xué)習(xí)，虛心向別人請(qǐng)教，耐心的對(duì)待每一個(gè)問(wèn)題，不放過(guò)任何一個(gè)自己遇到的問(wèn)題，要善于發(fā)現(xiàn)問(wèn)題。
在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們得到了老師們的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗(yàn)尚淺，知識(shí)把握不熟練，設(shè)計(jì)中定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯(cuò)誤，希望老師多提寶貴意見(jiàn)。
參考文獻(xiàn)
1.段鐵群.《主軸箱設(shè)計(jì)》，科學(xué)出版社；
2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機(jī)械設(shè)計(jì)》，科學(xué)出版社；
3.潘承怡，蘇相國(guó). 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》，哈爾濱理工大學(xué)；
4.戴署.《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》，機(jī)械工業(yè)出版社；
5.陳易新，《金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》；
附錄：
THE FILE TRANSMISSION GEAR SELECTION
OF THE BASIC PARAMETERS
1, Reasonable choice of module:
Modulus is an important gear basic parameters, the greater the modulus, the greater the tooth thickness, the bending strength of gear is also greater, and its greater carrying capacity. Instead modulus smaller tooth thickness will be thinner, the bending strength of gear will be smaller. The low profile of the gear, due to the low rotational speed, torque, and gear of the relatively large bending stress, so need to choose a larger module in order to ensure its strength. And high-speed file gear, due to the high-speed, torque small gear bending stress is relatively small, so to ensure that the bending strength of gear under the premise of the general selection of the smaller module, so that gear teeth can be increased in order to obtain larger degree of overlap, so as to achieve the purpose of reducing noise.
In a modern gearbox design, the file selection module gear is different. For example, a transmission gear of a file to the five-gear gear module are: 3.5; 3; 2.75; 2.5; 2; to change over the past modulus or modulus of the same can not be the situation of Latin America.
2, a reasonable selection of pressure angle:
When a gear module and set the number of teeth, the gear diameter is determined, and the gear tooth involute base circle depends on the size, the size of the base circle and under pressure angle. For the same pitch circle of gear, if its pitch circle a different pressure angle, base circle is different. When the greater the pressure angle, the base circle diameter of the smaller, more curved involute, tooth root of the tooth will thicken, increase the tooth surface radius of curvature, which can increase the tooth bending strength and contact strength. When reducing the pressure angle, the base will become larger diameter, involute tooth profile will change some of the straight, thinning of the tooth root, tooth smaller radius of curvature, making the tooth bending strength and contact intensity will decrease, but decrease with the pressure angle, to increase the contact ratio gears, reducing the stiffness of the tooth, and can reduce the entry and exit load at the time of engagement, all of which are beneficial to reduce noise. There-fore, low profile gear, often larger pressure angle in order to meet the strength requirements; and regular use of high-speed file smaller gear pressure angle in order to meet the requirements of its lower noise.
For example: a gear module 3, the number of teeth of 30, when the pressure angle of 17.5 degrees for the circular tooth thickness of the base to 5.341; when the pressure angle of 25 degrees, the tooth thickness of the base circle to 6.716; its base circle to increase the tooth thickness 25%, so increase the pressure angle to increase their flexural strength.
3, A reasonable selection of Helix Angle:
Compared with the straight gear, helical gear drive with a smooth, coincidence degree, the impact is small and the advantages of small noise. As a result of the present with synchronous transmission, and transmission will no longer be a direct mobile gear meshing with another gear, but with all the gears are meshing, so that'll bring convenience to the use of helical gear, so to bring the gearbox synchronizer Most of the use of helical gear.
Helical gear as a result of the characteristics of the entire tooth width decision not to enter the mesh at the same time all but one end of first gear into the mesh, with the drive gear along the tooth width direction mesh gradually until all the teeth have wide access to mesh, so the actual meshing helical gear spur the region than the large. When the tooth when a certain width, the contact ratio of helical gear with helix angle increases. Carrying capacity is also stronger, have better stability. In theory, the better helix angle, but the helix angle increases, the axial force will also increase, so that reduces the transmission efficiency.
In the modern design of the gearbox, in order to ensure smooth gear drive, low noise and less impact, all . Files for°gear should choose a larger helix angle, generally about 30 high-speed gear as a result of the higher speed, for a smooth, low impact, low noise, so the use of small modulus, large helical angle; and low-profile gear module using the larger, smaller helix angle.
4, The perspective of a reasonable modification is selected:
With good conditions for the lubrication of the hardened gear is generally believed that the main danger is in the cycle under alternating stress, the fatigue crack Dedendum gradual expansion of the tooth root fracture caused by the failure. Failure in the gear transmission is a part of this. In order to avoid a broken tooth, should be to maximize the tooth root bending strength, and the use is changed, and can achieve this objective. Under normal circumstances, the greater the coefficient, the smaller values tooth, tooth bending stress on the smaller, the higher the bending strength of teeth.
In the hardened gear, the tooth surface pitting failure is one of the reasons off. Increased engagement angle, can reduce the inter-tooth contact stress and maximum slip rates, can greatly increase the ability of anti-pitting. And increased engagement angle, it must have a gear shift is introduced, thereby enhancing contact strength of tooth surface can improve the flexural strength of tooth roots, so as to enhance the effect of the carrying capacity of gears. However, for helical gear drive, variable coefficient is too large, and will total tooth length of the contact line, but to reduce its carrying capacity. At the same time, the greater the coefficient, as a result of tooth to tip increases, the thickness of the tip will be smaller, which will affect the strength of the top teeth.
Therefore, in the design of a modern gearbox, the majority of all reasonable use of gear shift is the angle in order to maximize its advantages. Mainly in the following design criteria:
low profile for the gear pair, the driving gear of the coefficient should be larger than the passive gear shift coefficient, and pair of high-speed profile, the driving gear of the coefficient should be less than passive coefficient gear.
gear with the modification coefficient increased gradually stalls xiajiang. This is because low-grade zones as a result of low rotational speed, torque, and gear for high intensity, so the need to use more of the modification coefficient da.
The total of the gear profile shift coefficient is positive (of the anglel shift as amended), and increased with the stalls and gradually decreased. The smaller the total coefficient, a pair of pair of tooth root of the thickness of the total will be thin, tooth root becomes weak, the lower the bending strength, but decreased as a result of the stiffness of the tooth, easy to absorb shock and vibration, so can reduce the noise. And tooth contact ratio will increase, which bear a single tooth at the time of maximum load Dedendum recent focus distance, the reduced bending moment, which is equivalent to increase the strength of the tooth root, which as a result of thinning and weakened tooth root strength offset factor. Therefore, the greater the overall coefficient, the higher the strength of the tooth root, but the noise may increase. Thus high-speed gear to choose a smaller file of the total coefficient, and low-profile gear must be chosen larger coefficient
5, to improve tip high coefficient:
Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and ore stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coefficient of coincidence degree for the increase is significant.
Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and more stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teeth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coeff-icient of coincidence degree for the increase is significant.
The above is from the module, pressure angle, helix angle, coefficient and a high coefficient of this addendum to an independent analysis of the five aspects of gear design trends. In fact between the various para-meters are inter-related, involved with each other, the choice of transmission parameters, it is necessary to take into account their strengths and weaknesses, but also consider the relationship between them, so in order to maximize their strengths and avoid weaknesses to improve transmission performance.
變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇
1、合理選用模數(shù)
模數(shù)是齒輪的一個(gè)重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的彎曲強(qiáng)度也越大，它的承載能力也就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會(huì)變薄，齒輪的彎曲強(qiáng)度也就越小。對(duì)于低速檔的齒輪，由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪的彎曲應(yīng)力比較大，所以需選用較大的模數(shù)，以保證其強(qiáng)度要求。而高速檔齒輪，由于轉(zhuǎn)速高、扭矩小，齒輪的彎曲應(yīng)力比較小，所以在保證齒輪彎曲強(qiáng)度的前提下，一般選用較小的模數(shù)，這樣就可以增加齒輪的齒數(shù)，以得到較大的重合度，從而達(dá)到降低噪聲的目的。
在現(xiàn)代變速箱設(shè)計(jì)中，各檔齒輪模數(shù)的選擇是不同的。例如，某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的模數(shù)分別是：3.5；3；2.75；2.5；2；從而改變了過(guò)去模數(shù)相同或模數(shù)拉不開(kāi)的狀況。
2、合理選用壓力角
當(dāng)一個(gè)齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了，齒輪的分度圓直徑也就確定了，而齒輪的漸開(kāi)線齒形取決于基圓的大小，基圓大小又受到壓力角的影響。對(duì)于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。當(dāng)壓力角越大時(shí)，基圓直徑就越小，漸開(kāi)線就越彎曲，輪齒的齒根就會(huì)變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。當(dāng)減小壓力角時(shí)，基圓直徑就會(huì)變大，齒形漸開(kāi)線就會(huì)變的平直一些，齒根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度均會(huì)下降，但是隨著壓力角的減小，可增加齒輪的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進(jìn)入和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，所有這些都有利于降低噪聲。因此，對(duì)于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強(qiáng)度要求；而高速檔齒輪常采用較小的壓力角，以滿足其降低噪聲的要求。
例如：某一齒輪模數(shù)為3，齒數(shù)為30，當(dāng)壓力角為17.5度時(shí)基圓齒厚為5.341；當(dāng)壓力角為25度時(shí)，基圓齒厚為6.716；其基圓齒厚增加了25%左右，所以增大壓力角可以增加其彎曲強(qiáng)度。
3、合理選用螺旋角
與直齒輪相比，斜齒輪具有傳動(dòng)平穩(wěn)，重合度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點(diǎn)?，F(xiàn)在的變速箱由于帶同步器，換檔時(shí)不再直接移動(dòng)一個(gè)齒輪與另一個(gè)齒輪嚙合，而是所有的齒輪都相嚙合，這樣就給使用斜齒輪帶來(lái)方便，因此帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。
由于斜齒輪的特點(diǎn)，決定了整個(gè)齒寬不是同時(shí)全部進(jìn)入嚙合的，而是先由輪齒的一端進(jìn)入嚙合，隨著輪齒的傳動(dòng)，沿齒寬方向逐漸進(jìn)入嚙合，直到全部齒寬都進(jìn)入嚙合，所以斜齒輪的實(shí)際嚙合區(qū)域比直齒輪的大。當(dāng)齒寬一定時(shí)，斜齒輪的重合度隨螺旋角增加而增加。承載能力也就越強(qiáng)，平穩(wěn)性也就越好。從理論上講，螺旋角越大越好，但螺旋角增大，會(huì)使軸向分力也增大，從而使得傳遞效率降低了。
在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，為了保證齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性、低噪聲和少?zèng)_擊，所有齒輪都要選擇較大的螺旋角，一般都在30°左右。對(duì)于高速檔齒輪由于轉(zhuǎn)速較高，要求平穩(wěn)，少?zèng)_擊，低噪聲，因此采用小模數(shù)，大螺旋角；而低速檔齒輪則用較大模數(shù)，較小螺旋角。
4、合理選用正角度變位
對(duì)于具有良好潤(rùn)滑條件的硬齒面齒輪傳動(dòng)，一般認(rèn)為其主要危險(xiǎn)是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下，齒根的疲勞裂紋逐漸擴(kuò)張?jiān)斐升X根斷裂而失效。變速箱中齒輪失效正是屬于這一種。為了避免輪齒折斷，應(yīng)盡量提高齒根彎曲強(qiáng)度，而運(yùn)用正變位，則可達(dá)到這個(gè)目的。一般情況下，變位系數(shù)越大，齒形系數(shù)值就越小，輪齒上彎曲應(yīng)力越小，輪齒彎曲強(qiáng)度就越高。
在硬齒面的齒輪傳動(dòng)中，齒面點(diǎn)蝕剝落也是失效原因之一。增大嚙合角，可降低齒面間的接觸應(yīng)力和最大滑動(dòng)率，能大大提高抗點(diǎn)蝕能力。而增大嚙合角，則必須對(duì)一副齒輪都實(shí)行正變位，這樣既可提高齒面的接觸強(qiáng)度，又可提高齒根的彎曲強(qiáng)度，從而達(dá)到提高齒輪的承載能力效果。但是，對(duì)于斜齒輪傳動(dòng)，變位系數(shù)過(guò)大，又會(huì)使輪齒總的接觸線長(zhǎng)度縮短，反而降低其承載能力。同時(shí)，變位系數(shù)越大，由于齒頂圓要隨之增大，其齒頂厚度將會(huì)變小，這會(huì)影響齒頂?shù)膹?qiáng)度。
因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，大多數(shù)齒輪均合理采用正角度變位，以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點(diǎn)。主要有以下幾個(gè)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：
l 對(duì)于低速檔齒輪副來(lái)說(shuō)，主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)，而對(duì)高速檔齒輪副，其主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)。
l 主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)隨檔位的升高而逐漸下降。這是因?yàn)榈蜋n區(qū)由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪強(qiáng)度要求高，因此需采用較da的變位系數(shù)。
l 各檔齒輪的總變位系數(shù)都是正的（屬于角變位修正），而且隨著檔位的升高而逐漸減小?？傋兾幌禂?shù)越小，一對(duì)齒輪副的齒根總的厚度就越薄，齒根就越弱，其抗彎強(qiáng)度就越 低，但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故可降低噪聲。而且齒形重合度會(huì)增加，這使得單齒承受最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根近，使得彎曲力矩減小，相當(dāng)于提高了齒根強(qiáng)度，這對(duì)由于齒根減薄而消弱強(qiáng)度的因素有所抵消。所以總變位系數(shù)越大，則齒根強(qiáng)度越高，但噪聲則有可能增大。因此高速檔齒輪要選擇較小的總變位系數(shù)，而低速檔齒輪則必須選用較大的總變位系數(shù)。
5、提高齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)在傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)中，影響著重合度，在斜齒輪中主要影響端面重合度。由端面重合度的公式可知，當(dāng)齒數(shù)和嚙合角一定時(shí)，齒頂圓壓力角是受齒頂高系數(shù)影響的，齒頂高系數(shù)越大，齒頂圓壓力角也越大，重合度也就越大，傳動(dòng)也就越平穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會(huì)越薄，從而影響齒頂強(qiáng)度。同時(shí)，從最少不根切齒數(shù)公式來(lái)看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切齒數(shù)就會(huì)增加，否則的話，就會(huì)產(chǎn)生根切。因此，在保證不根切和齒頂強(qiáng)度足夠的情況下，增大齒頂高系數(shù)，對(duì)于增加重合度是有意義的。
因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，各檔齒輪的齒頂高系數(shù)都選擇較大的值，一般都大于1.0，稱(chēng)為細(xì)高齒，這對(duì)降低噪聲，增加傳動(dòng)平穩(wěn)性都有明顯的效果。對(duì)于低速檔齒輪，為了保證其具有足夠的齒根彎曲強(qiáng)度，一般選用較小的齒頂高系數(shù)；而高速檔齒輪，為了保證其傳動(dòng)的平穩(wěn)性和低噪聲，一般選用較大的齒頂高系數(shù)。
以上是從模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)這五個(gè)方面去獨(dú)立分析齒輪設(shè)計(jì)趨勢(shì)。實(shí)際上各個(gè)參數(shù)之間是互相影響、互相牽連的，在選擇變速箱的參數(shù)時(shí)，既要考慮它們的優(yōu)缺點(diǎn)，又要考慮它們之間的相互關(guān)系，從而以最大限度發(fā)揮其長(zhǎng)處，避免短處，改善變速箱的使用性能。
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