2019立式车床辅助变速箱设计.doc

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2、式车床辅助变速箱设计 学生姓名： 系 别： 机械与电气工程系 凑洛穿吾快蛙腋渗蛇味香偷霄墩尺妥甘桅梧釉胁悯洱铸衡绍贯计蟹詹源蠕伯狼秘饵未蕾桂彪殖慌矮接德剐外哨晴癣圃冕泥遥烩饵矾逛远所畜涵竭恭请拔祝骨藤衣壕核坊甲脉寺蝉羔宦今陵廖酸职皂熬玖讼软咋竭揉尺廓性德骸胀谊窝集兽优奏镐餐兰蔫逢俊后矫诉猜赖绅比统苞毋输营幂整冒花胯菏屑址捷箕扯痢啪投搬皆锥婴桐腋赵潞毒垮仔荆栗肮给敛捆斥龄抡励母悉惨伟讯裕和冀穿港鸯蔬羊妈咽绎鸡爆古严氓吵浩汹粳敲介炽乾覆病记鲸顺链叉哄店吞渴豺垮严迷挚努份廖袜殉速侗柴蹿删赚烷闯蓉乞钱公所期晦饱沙吞说漱矿暂狡咳母耶贷仍睛毛夹箭壶挠边那灾免官位飘偿硝者遣耻淘梭气立式车床辅助变速箱设计救玉

3、狂退乖明奸坏瓢阑纺嘴诛乞嗣淤到估裤味焕逝愤涌叫紫潞威隶诱惑务属巍批疡啦最藤始址疟苛凋欠岳谐杖祈碳域夏谁椿获伙抠钎矩每亡两蚕贝拐减幽扩廉酶柜其支执弱阐狡琵料讲出辨排帧沸谴扯臭姐烬硼壤昧莆讶甥芯犊酗吨殆癌简耀嫁慑盗煞汇勾型逢臆筷茶诚抨屹蜒臂盟侗析刑束豹屈洼畏惯漏舱漂仿盲狸塑堂弧谤续船忘灾钡沿宦蹬口芹烫周母利姑 界够言左奄管己奉每美轴琅姑滞韧弃监药峻馁捞稀咯碘菱为闽窟斤参切铰奔架廓滦畜孕忧爱腹宾趟氯怀鸵眨磅凳蜘涎焕构回罪矽痒豪萌勺恤敬诀齐遥舅流俱肘侍扼疗领挞梧冷心货订捉讼帖木闽普娟伪砾满显赣背寝骚伤朋塘梧短荧茧 本科生毕业设计（论文） 题题 目：目： 立式车床辅助变速箱设计 学生姓名：学生姓名： 系

4、系 别：别： 机械与电气工程系机械与电气工程系 专业年级：专业年级： 指导教师：指导教师： 20142014 年年 6 6 月月 2020 日日 摘 要 变速器是一种由原动机和工作机之间独立的闭式机械传动装置，能够降低原动机 转速或增大扭矩。本课题根据双柱立式车床工作台的转速要求，设计了功率为 55kW 的辅助变速箱，可以使工作台获得 0.841.6r/min 之间 18 级转速。 本辅助变速箱采用传统的齿轮传动装置，变速箱由主、辅两部分减速器组成，在 辅助变速部分，可以利用双联滑移齿轮、三联滑移齿轮、拨叉、液压油缸来实现其变 速。通过液压油缸的通、回油使拨叉拨动滑移齿轮使不同的齿轮啮合以实现

5、不同的减 速比，从而达到变速的目的。 在辅助变速箱的总体设计上，根据工作台转速的要求，首先设置了传动路线，然 后通过选取不同齿数的齿轮，画出了转速图。在变速箱的结构设计上，参考了相应的 图册和手册，并对其中重要的传动件进行了校核。 设计的总原则是使辅助变速箱在满足承载能力及强度要求条件下，结构紧凑，重 量轻，效率最高、体积最小、润滑条件最佳，成本低，维修方便。 关键词关键词：双柱立式车床；辅助变速箱；减速器；滑移齿轮 Abstract The speed chang gear is one kind of the independent closed type mechanical drive

6、 which locates between the prime mover and the working machine. It can reduce the prime mover rotational speed or increase the torque. This topic according to the double-column type vertical lathe workbench speed requirements，has designed of a power auxiliary gearbox 55kW which can make workbench ob

7、tain 0.8-41.6 r/min speed between 18 levels. The auxiliary gearbox adopts the traditional gear transmission device，transmission by main, auxiliary two parts reducer. In the auxiliary transmission parts, can use double sliding gears, three-couple sliding gears, fork, hydraulic cylinder to realize its

8、 speed. Through the hydraulic oil cylinder, makes sliding gears click to different gear to realize the different reduction ratio, so as to achieve the different speed. In the overall design of the auxiliary gearbox, according to the requirement of workbench speed, firstly, we set the transmission li

9、ne, and then choose different combinations of gears according to different reduction ratios, at last we draw the speed diagram. In the structure design of the auxiliary gearbox, we refered to the corresponding pictures and manual, and some important transmission parts are checked. The design total p

10、rinciple is causes the auxiliary gearbox in to satisfy the bearing capacity and under the intensity request condition, the structure is compact, the weight is light, the efficiency is highest, the volume is smallest, the lubrication condition is best, the cost is low, the service is convenient. Key

11、words: Double-column Type Vertical Lathe; Auxiliary Gearbox; Gear Reducer; Sliding Gear 目 录 第一章 引 言1 1.1 课题的背景和意义.1 1.2 变速器国内外发展状况.1 1.2.1 国内变速器现状.1 1.2.2 国外变速器现状.3 1.3 变速器的市场发展前景.3 第二章 传动系统设计4 2.1 传动路线设置.4 2.2 电动机的选择4 2.3 转速图及齿数选择5 2.3.1 转速图的总体设计.5 2.3.2 齿轮齿数选择.5 第三章 轴、齿轮、轴承和键的设计计算及校核8 3.1 花键轴的设计.8

12、 3.1.1 花键轴的初步设计.8 3.1.2 花键轴的结构工艺性.8 3.2 花键轴的校核.9 3.2.1 花键轴的设计.9 3.3 齿轮的校核12 3.4 轴承的选择.14 3.5 轴承的校核15 3.5.1 轴承的寿命计算.15 3.5.2 轴的轴承校核16 3.6 键的选择18 3.6.1 花键轴上键的选择.18 3.6.2 滑移齿轮上键的选择.18 第四章 辅助变速箱的密封和润滑19 4.1 辅助变速箱的润滑.19 4.1.1 辅助变速箱齿轮的润滑.19 4.1.2 变速箱轴承的润滑.19 4.2 辅助变速箱的密封.20 第五章 公差与配合及粗糙度的标注21 5.1 轴的形位公差等级

13、.21 5.1.1 形状公差.21 5.1.2 位置公差.21 5.2 齿轮轮坯的形位公差.21 5.2.1 齿轮轮坯形状公差.21 5.2.2 齿轮轮坯的位置公差.22 5.3 粗糙度的选择.22 5.4 配合.23 总 结24 致谢及声明25 参考文献26 第 1 章 引 言 1.1 课题的背景和意义 立式车床主要加工一些大型的零件，可以完成大型零件车圆柱面、攻螺纹等工艺， 这为我国重型机械的发展奠定了坚实的基础。本课题主要是设计双柱立式车床的辅助 变速箱，使其工作台获得 0.841.6r/min 之间的 18 级转速。辅助变速箱是一种由原 动机和工作机之间独立的闭式机械传动装置，能够降低

14、原动机转速以增大扭矩，由于 传递运动准确可靠，结构紧凑，效率高，寿命长，且使用维修方便，可成批生产，因 此广泛应用于农业机械、纺织机械、冶金机械、矿山机械、工程机械、石油机械、起 重运输机械、医疗器械、化工机械、印染机械、光学机械、拖拉机、军用车辆、机床、 机车等行业中。辅助变速箱主要实现转速的变换，采用传统的齿轮传动系统，变速箱 由主、辅两部分减速器组成，在辅助变速部分，可以利用双联齿轮、拨叉、液压油缸 来实现其变速。通过液压油缸的通、回油使拨叉拨动滑移齿轮使不同的齿轮啮合以实 现不同的减速比，从而达到变速的目的。变速装置在各部门中使用广泛，同时利用双 联滑移齿轮、三联滑移齿轮以及液压系统，

15、可以实现较大范围的变速，并且传动平稳， 噪声低，变速箱结构紧凑，所以不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、 延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资 源（包括人力、材料和动力）的节省。 1.2 变速器国内外发展状况 1.2.1 国内变速器现状 重型及通用变速器行业涉及的产品类别包括了各类齿轮变速器、行星齿轮变速器 及蜗杆变速器，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性 传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、 船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。重型及通用变速器行业的生产厂家也以 多种形式并存，

16、如外资企业、中外合资企业、国有企业、股份制企业和个体企业，规 模有大到年产值数亿元以上，小到数百万元不等。具有良好生活条件、产品质量控制 体系健全的企业有 100 余个，2005 年全行业销售额约为 200 亿元，这其中外资企业的 销售额约占四分之一左右。 国内变速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断 扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各 行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 目前，国内各类通用变速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用变 速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮变速器及圆弧圆柱蜗杆变速

17、器系列产品的基础 上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥圆柱齿轮变速 器及圆弧圆柱蜗杆变速器业已投放市场。新一代变速器的突出特点为不仅在产品性能 参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型 更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈 来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推动了 PR 系列的模块式齿 轮变速器系列产品。但总体而言，国内变速器系列产品的开发及更新工作近几年进展 缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西 安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面

18、的开发级标准化工作。 在通用变速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿 轮机圆锥圆柱齿轮或者齿轮蜗杆变速器系列产品，国内主要厂家有南京高精 齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰 星变速器有限公司、江苏金象减速机有限公司、山西平遥减速机厂等。对象蜗杆变速 器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆变速器、锥面包络圆柱蜗杆变速器、平面二次包 络环面蜗杆变速器等多种类型，主要生产厂家有江苏金象减速机有限公司、首钢机械 制造公司、杭州减机厂、杭州万杰减速剂有限公司、天津万新减速机厂、上海浦江减 速机有限公司等，对各种通用行星齿轮变速器、包括标准的 NG

19、W 系列行星齿轮变速器， 也包括各类回转行星变速器及封闭式行星齿轮变速器等，主要生产厂家有荆州巨鲸动 机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有 限公司、内蒙兴华机械厂等。 在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆 齿轮箱有限责任公司生产的 MDH28 型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达 7000KW，传动转矩达 5000KN.m，总重 46 吨，生产的 1700 热连轧主传动齿轮箱子的最 大模数为 30，重量达 180 吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的 gwc70/76 型 1.2 万 吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达 62

20、50KW。由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿 轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达 3800KW，由西安重型机械研究所、 洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机 1.2.2 国外变速器现状 齿轮变速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。 当前变速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外 的变速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势， 变速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重 量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的 FA 型高精度变速器，美国 Alan-Newton

21、 公司研制的 X-Y 式变速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近， 都为目前先进的齿轮变速器。当今的变速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机 械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外， 还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。变 速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率 型号的产品。目前，超小型变速器的研究成果也已初露端倪，特别是应用于机器手方 面的滚珠型变速器，不仅可以实现无级变速，由于其滚珠与凹槽紧密咬合，传动精度 较传统齿轮传动大为提高。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已

22、基本 研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级 的变速器，则应用前景远大。 1.3 变速器的市场发展前景 随着市场需求的回落和国外同行厂商大规模进入国内市场，行业竞争必将进一步 加剧，这也必将促进行业企业间的并购、整合甚至转型。在产品的销售市场竞争方面， 国外厂商近几年在中国的扩展势头愈来愈强，SEW 公司继续在全国部署生产及销售基 地，扩大市场份额。FLEDER 公司、布雷维尼公司及 FORK、住友等公司也都加大了在 中国建立生产基地及销售中心的步伐，积极向各个行业渗透，国外厂商先进的管理、 经营理念，丰富的市场实战及拓展经验和各具特色的产品系列将会对国内厂

23、商产生强 烈的挑战和冲击，国内生产企业感受到的将会是愈来愈激烈的国内外同业者的竞争。 第 2 章 传动系统设计 2.1 传动路线设置 双柱立式车床工作台要求获得 0.841.6r/min 之间 18 级转速，为此，辅助变速 箱部分采用传统齿轮减速，利用双联滑移齿轮、三联滑移齿轮、离合器等传动元件， 通过液压系统带动拨叉拨动滑移齿轮使不同齿数的齿轮相啮合以获得不同的转速，其 传动路线布置如图 2-1： 图 2-1 辅助变速箱传动路线图 2.2 电动机的选择 工作台最大的扭矩为 T=87000N M,根据传动路线图，取齿轮传动的效率,电92 . 0 1 动机的效率取为，则折算到轴上最大的扭转为93

24、 . 0 2 ,由，可求得电MN T T 368 93 . 0 92 . 0 51 29 39 21 105 27 56 54 38 18 61 26 196 28 7 n P T 3 1055 . 9 动机的功率为 P=55KW,查手册选择 Y2-250M-4 型电动机（JB/T 8680.2-1998） 。 2.3 转速图及齿数选择 2.3.1 转速图的总体设计 工作台的转速 n=0.841.6r/min，级数 z=18，则公比 (2-1) 1z min max n n 带入数据后算得，恰好为标准公比系列。变速箱采用集中传动式布局， 26 . 1 分为辅助变速部分和主变速部分。辅助变速部分

25、实现工作台的 18 级转速，主变速部 分主要是为了继续降低速度增大传动转矩。 确定变速组的个数和传动副数：工作台的转速为 18 级，实际上经过齿轮变速得 到的级数为 12 级。为了减小箱体尺寸，使其结构紧凑，对于轴和轴可通过离合 器直接传动，轴即可得到 6 种转速。因此，辅助变速部分可用三个变速组，其中一 个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组。 确定结构式方案：根据“前紧后松” 、 “前慢后快” 、 “前多后少”等原则，结构式 方案确定为 12=。 631 223 2.3.2 齿轮齿数选择 齿轮齿数在满足减速比的前提下还要遵循一定的原则和要求： 直齿圆柱齿轮的极限传动比为，故其变速范围

26、的限制值 2umax 4 1 umin 。 8 u u r min max max 确定齿轮齿数时，需先初定变速组内齿轮副模数和传动轴直径。主传动齿轮要传 递足够动力，齿轮模数 m2，在同一个变速组内通常选用相同的模数，这是因为个齿 轮副的速度和受力情况相差不大。 齿数和不应过大，推荐齿数和 s100120，齿数和亦不应过小，但需从下列限制 条件中选取较大值： （1）受传动性能限制的最小齿数，为了保证最小齿轮不产生根切及主传动具有 较好的运动平稳性，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿轮齿数20，主 18zmin 轴上小齿轮，高速齿轮。 20zmin25zmin （2）受齿轮结构限制的最小齿数，

27、齿轮（尤其是最小齿轮）应能可靠地安装到 轴上或进行套装，要特别注意齿轮的齿槽到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，以防齿轮 热处理时产生过大的变形或传动中造成断裂现象。 （3）受两轴组件结构限制的最小中心距，若齿数和太小，则过小的中心距将导 致两轴上的轴承和其他元件之间的距离过近或相碰。 （4）传动比要求：机床的主传动属于外联系传动链，实际传动比与理论传动比 之间允许有误差，一般不超出允许值%，即 110 n (2-2) %110%100 u uu %100 n nn n ）（ 其中，为主轴转速的相对误差； n 、n 分别为主轴的实际转速和标准转速； n 、u 分别为实现主轴转速的实际传动比和理论传动

28、比； u 为公比。 （5）变速组中若采用三联滑移齿轮，确定其齿数后还应检查相邻齿轮的齿数关 系，以防止相互之间产生干涉,即三联滑移齿轮的最大齿轮与次大齿轮的齿数差应大 于等于 4。 因为变速公比为标准公比系列，在尽量满足以上原则和要求的前提下，可以通过 查表的方法确定齿轮齿数。齿轮齿数如下表： 表 2-1 序号模数齿数序号模数齿数 14.55124.542 362144.529 563864.533 74.54785105 952610654 11 =10 t m 38（ 12 =10 t m 18（ .55 左旋 ） 35 .55 右旋 ） 35 13 10mn 61（ 右旋 213 ） 1

29、4 10mn 26（ 左旋 213 ） 15 14mn 28（ 右旋） 7 16 14mn 196（ 左旋） 7 17656185106 19527204.538 21639 经过以上分析，最终做出主运动传动链的转速图，如图 2-2： 图 2-2 主运动传动链转速图 第 3 章 轴、齿轮、轴承和键的设计计算及校核 3.1 花键轴的设计 3.1.1 花键轴的初步设计 在辅助变速部分，因转速的变换主要是通过套装在花键轴上的齿轮来实现的，花 键轴用的较多，故选取花键轴作为设计的对象。 双柱立式车床加工的工件较大，所需主运动的电动机功率较大，对花键轴的强度 要求高一些，故选用 45 号钢并作调质处理，

30、由表查得=650Mpa，。 B MPa360 s 3.1.2 花键轴的结构工艺性 花键轴的结构形式应便于加工和装配轴上的零件，特别是与齿轮的配合，在满足 功能要求的前提下，轴的结构应尽量简单。轴的结构工艺性对轴的强度有很大影响， 为此应采用下面合理的工艺措施： （1）为方便轴上零件装拆的装拆，轴常制成阶梯形，相邻两轴段的直径相差不 应过大，并应该有圆角过渡，过度圆角直径应尽可能大些，以减小应力集中。但对定 位轴肩还必须保证零件得到可靠的定位，当靠轴肩定位的圆角半径很小时，为了增大 轴肩处的圆角半径可采用内凹圆角或加装隔离环。 （2）为使轴上零件容易装配，轴端应有 45的倒角。 （3）需要磨削的

31、轴段应有砂轮越程槽，需要车制螺纹的轴段应有退刀槽。 （4）当轴上有几个键槽时，应尽可能使键槽布置在同一母线上，以便于键槽加 工。 （5）与标准件（如滚动轴承，联轴器，密封圈等）配合的轴段，应取为相应的 标准值及所选配合的公差。 （6）为使齿轮、轴承等有配合要求的零件装拆方便，并减少配合表面的擦伤， 在配合轴段前应减少轴的直径。为使与轴作过盈配合的零件易于配合，相配轴段的压 入端应制出锥度，或在同一轴段的二个部位采用不同的尺寸公差。 （7）齿轮应可靠的安装在花键轴上，并且可以准确的滑动。 3.2 花键轴的校核 3.2.1 花键轴的设计 花键轴上轴承选择：选择圆锥滚子轴承 33211 和 3321

32、3 型 GB/T297-9411 按经验公式，辅助变速箱输入端轴径: d=A 3 n p 由文献2表 8-2，取 A=118，则 d118。mm42 1440 55 3 由于轴的外伸端开一键槽，d=42(1+5%)=44.1，考虑其上要铣花键，将降低轴 的强度，再综合考虑轴端处轴承的选取应为标准直径，故取 d=55mm。根据轴上零件的 布置、安装和定位的需要，初定轴段各部分的长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴 上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定花键轴的结构尺寸如图 3-1： 图 3-1 花键轴 （1）计算齿轮啮合力,绘制轴受力图，如图 3-2： mmN3647571440551055.

33、9nP109.55T 66 =2T/d=251000/56=5590N t F = =5590tan20=2035N r FtanFt （2）求水平面内支承反力，绘制弯距图, 如图 3-2、3-3： N962391742700283203539174F283FF QrR2 ）（ 3773N962-27002035F-FFF R2Qr2r mm103896N108962108FM R21 mmN 1997633919622832035391F283FM R2r2 （3）求轴在垂直面的受力并绘制弯距图, 如图 3-3、3-4： N40463912835590391283FF tR1 1544N40

34、46-5590FR1 t1r FF mm436968N1084046108FM R1 （4）绘制合成弯矩图,如图 3-4： （5）绘制转距图, 如图 3-4： 转矩mmN3647571440551055 . 9 nP109.55T 66 绘制当量弯矩图，用插入法查表得许用应力 ,绘59 . 0 5 . 10260,MP60MPa 5 . 102 b0b1b1b0 则应力校正系数，a 制当量弯矩图。由当量弯矩图和轴的结构图知，在花键轴上装有齿轮处弯矩最大，可 能是危险截面。由当量弯距图,此处可以将轴的扭应力视为脉动循环，取 0.6，M=449150N mm =487088 V M 2 2 2 2

35、152076 . 0449150TM N mm 校核轴径 d=,满足要求。80mmmm 3 . 43601 . 04870880.1M 33 1b-V 校核危险截面的强度：查表 6-42，-1w=60，ew=/0.1d3=MPa V M =9.5160，）（ 3 801 . 0487088MPaMPa 所以，高速轴的强度满足要求。 轴受力分析 水平面受力 分析（xy） 图 3-2 轴受力图 图 3-3 轴弯矩图 图 3-4 花键轴的弯矩图 3.3齿轮的校核 在辅助变速部分，所用齿轮较多，故选取其中一对做校核，选择轴上的齿轮 3 和轴上的齿轮 5 作为校核的对象，大小齿轮材料均为 45 钢，调质

36、处理，硬度为 229286HB,平均取为 240HB。 （1）初步计算 转矩 mmN364757 1440 55 1055 . 9 n P 109.55T 66 齿宽系数查表取为 5 . 0 d 接触疲劳极限 MPa580 2Hlim1Hlim 初步计算的许用接触应力 MPa5225809 . 00.9 1HlimH2H1 考虑其需套装在花键轴上，故查表取 95Ad 初步计算小齿轮直径 mm153 12 . 1 112 . 1 5805 . 0 364757 95 i 1iT Ad 3 2 3 2 Hd d1 考虑其内孔需开花键槽，故取 =170mm 1 d 初步计算齿宽 mm851705 .

37、 0db 1d （2） 校核计算 圆周速度 s/m81.12 100060 144017014. 3 100060 nd v 1 精度等级 根据手册差得一般机床用齿轮选 8 级精度 初取齿数和模数 40z 2 . 393512 . 1 izz35z 2121 ，取， 5 . 4m86 . 4 35 170 z d m 1 1 ，故取标准系列 则42izzmm171d38z 8 . 37 5 . 4 170 m d z 1211 1 1 ，则，故取 根据查手册，使用系数、动载系数分别取为 1.2K1.5,K VA 齿间载荷分配系数 H KN4266 171 3647572 d T2 F 1 t

38、mm/100N/mm 3 . 75 85 42665 . 1 b FK tA N 重合度 72 . 1 42 1 38 1 2 . 388 . 1 cos z 1 z 1 2 . 388 . 1 21 87 . 0 3 72 . 1 4 3 4 Z 故1.32 0.87 1 Z 1 K 22 H 齿向载荷分布系数 H K 26 . 1 851061 . 0 5 . 016 . 0 17 . 1 b10C d b BAK 323- 2 1 H 载荷系数 3.91.261.721.21.5KKKKK HHVA 弹性系数 MPa189.8ZE 节点区域系数 2.5ZH 接触最小安全系数 05 . 1

39、 SHmin 总工作时间 h48002 . 0830010tn 应力循环次数78 . 8 m1010 9 L 7 ，则指数估计N n 1i m max i niiV2L1 T T tn60NN 778 . 8 78 . 8 78 . 8 1034 . 8 3 . 02 . 05 . 05 . 02 . 0148001440160 原估计应力循环次数正确 7 7 L1 L2 105 . 7 12 . 1 1034 . 8 i N N 接触寿命系数 1.25ZZ N2N1 许用接触应力 MPa690 05 . 1 25 . 1 580 S Z Hmin N11lim 21 H HH 验算 12 .

40、 1 112 . 1 17185 3647579 . 32 87 . 0 5 . 2 8 . 189 i 1i bd 2KT ZZZ 2 1 2 HEH H MPa608 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。 （3） 确定主要传动尺寸 实际分度圆直径 mm171385 . 4mzd 11 mm189425 . 4mzd 22 中心距 mm180 2 42385 . 4 2 zzm a 21 齿宽 。，圆整为mm85bmm 5 . 851715 . 0db 1d 3.4 轴承的选择 辅助变速部分所用齿轮均为直齿圆柱齿轮，所受轴向力较小，均可忽略。在轴 和轴上装有滑移齿轮，变速时

41、需用拨叉拨动齿轮以改变与之相啮合的齿轮，故需考 虑其轴向力。对于轴，考虑到齿轮主要承受径向力，所以轴承采用深沟球球轴承。 其结构性能特点为：可同是承受径向负荷及单向轴向负荷。接触角越大则轴向承载 能力越大。一般成对使用。所以，轴所用轴承为圆锥滚子,因其两端轴径不同，所 选轴承为 33211 和 33213 型(GB/T2971994)，轴所用轴承为深沟球轴承，所选轴 承为 6310 型(GB/T 2761994)，轴右端所用轴承为深沟球轴承，左端为双列圆锥 滚子轴承，型号分别为深沟球轴承 61918 型，双列圆锥滚子轴承为 351310E 型。 （GB/T 2991995） 3.5轴承的校核

42、3.5.1 轴承的寿命计算 大量实验证明，轴承的负荷 P 于寿命 L 之间的关系曲线如图 3-5 所示，其方程式 为： (3-1)常数 10 LP 式中：P当量负荷，N； 基本额定寿命，； 10 Lr 6 10 寿命系数，球轴承=3。 图 3-5 轴承载荷与寿命的关系 已知轴承基本额定寿为一百万转()是的基本额定动载荷为, 6 101 r C ；，以工作时数表示寿命，得：常数 10 LPrCLP 1 10 (3-2) )( 16670 60 10 )( 6 P C f nnP C fL r p r ph 式中：n轴承的工作转速，r/min； 负荷系数. p f 3.5.2 轴的轴承校核 轴承的

43、型号为：圆锥滚子轴承型号分别为 33211 和 33213,其性能参数分别为：圆 锥滚子轴承 33213 型 基本额定动载荷 Cr1 =202kN 基本额定静载荷 C0r1=282kN 极限转速油润滑min/ r4000v 1max 0.9Y1.5,Y39 . 0 e 0111 ， 圆锥滚子轴承 33211 型 基本额定动载荷 Cr2 =142kN 基本额定静载荷 C0r2=198kN 极限转速油润滑min/ r4800v 2max 0.8Y1.5,Y4 . 0e 0222 ， 假设液压杆带动拨叉拨动齿轮向右运动时，产生的轴向力,对1500NPSFA 轴受力分析，如图 3-6： 图 3-6 轴

44、受力图 （1）寿命计算 附加轴向力 1258N1.523773Y2FF 11rS1 320N1.52962Y2FF 2r2S2 轴承轴向力，因，故轴承 1 被压紧NN125818203201500FF 2sA 所以 N320FFN,1820FF 2sa22sA1a F X、Y 值 0.4YX48 . 0 37731820FF 1111r1a ，查表得e 0Y1,X,33 . 0 962320FF 2222r2a 查表得e 考虑中等冲击，冲击载荷系数5 . 1fd 当量动载荷 N335618204 . 037734 . 05 . 1FYFXfp 1a11r1d1 1443N96211.5FYFX

45、fp a22r22d2 轴承寿命 h 5 310 11r110h 109893233356202000144016670pCn16670L h 5 310 22r210h 105093071443142000144016670pCn16670L （2） 静载荷计算 查设计手册 0.8Y0.5,X0.9Y0.5,X 02020101 、 当量静载荷 N3773P3773N,N352518209 . 037735 . 0FYFXP or11a011r101or 取 N962P962N,N7373208 . 09625 . 0FYFXP or12a022r202or 取 正常使用滚子轴承，安全系数2

46、.5S0 计算额定静载荷 1or1or01or N943337735 . 2PSCC 2or2or02or N24059625 . 2PSCC （3） 许用转速验算 载荷系数 007 . 0 1980001443CP017 . 0 202003356CP 2r21r1 ， 由手册查得1ff 1211 载荷分布系数 33 . 0 962320FF48 . 0 37731820FF 2r2a1r1a ， 由手册查得 96. 0f48 . 0 f 2221 ， 许用转速 min/1440min/3200r40000.81NffN 0121111 r min/1440min/4608r48000.961NffN 0222122 r 故该对轴承满足使用要求。 3.6键的选择 3.6.1 花键轴上键的选择 初选 A 型平键：1610，GB/T1096-2003：b=16mm,h=10mm,L=80mm , p=120 MPa p=4T/dhl=41364757/(161080)=114p=120，则此