最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計【D=250mm nmin=315rmin nmax=1600rmin P=3kw φ=1.26 Z=8】

最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計【D=250mm nmin=315rmin nmax=1600rmin P=3kw φ=1.26 Z=8】,D=250mm nmin=315rmin nmax=1600rmin P=3kw φ=1.26 Z=8,最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計【D=250mm,nmin=315rmin,nmax=1600rmin,最大 車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計任務(wù)書 姓名___________ 學(xué)號___________ 專業(yè)___________ 班級___________ 最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計 原始數(shù)據(jù)： 主要技術(shù)參數(shù) 題目 主電動機功率P/kw 3 最大轉(zhuǎn)速 1600 最小轉(zhuǎn)速 315 公比 1.26 工件材料：鋼鐵材料。 刀具材料：硬質(zhì)合金。 設(shè)計內(nèi)容： 1） 運動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比確定變速級數(shù)，繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖、傳動系統(tǒng)圖，計算齒輪齒數(shù)。 2） 動力計算：選擇電動機型號及轉(zhuǎn)速，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。 3） 繪制下列圖紙： ① 機床主傳動系統(tǒng)圖（畫在說明書上）。 ② 主軸箱部件展開圖及主要剖面圖。 ③ 主軸零件圖。 4） 編寫設(shè)計說明書1份。 設(shè)計指導(dǎo)教師 年 月 日 目 錄 1.1 課程設(shè)計的目的 1 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 1 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 1 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 1 1.2.3編制技術(shù)文件 1 1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 2 第2章 車床參數(shù)的擬定 2 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2 2.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z 2 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 3 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 3 2.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定 3 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 3 2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 3 2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 4 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 5 2.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 6 第3章 傳動件的計算 6 3.1 帶傳動設(shè)計 6 3.2選擇帶型 8 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 8 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 9 3.5確定帶的根數(shù)z 10 3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 11 3.7確定帶的張緊裝置 11 3.8計算壓軸力 11 3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 13 3.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 14 3.11 傳動軸最小軸徑的初定 18 3.12 主軸合理跨距的計算 18 第4章 主要零部件的選擇 20 4.1 軸承的選擇 20 4.2 鍵的規(guī)格 20 4.3 主軸彎曲剛度校核 20 4.4.軸承校核 21 4.5 潤滑與密封 21 第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 21 第6章 主要零部件的選擇 23 6.1電動機的選擇 23 6.2 軸承的選擇 23 6.3變速操縱機構(gòu)的選擇 23 6.4 軸的校核 24 6.5 軸承壽命校核 26 第7章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 27 7.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 27 7.2 展開圖及其布置 27 結(jié)束語 29 參考文獻 30 第1章 緒論 1.1 課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 （1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。 （3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 （1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。 （2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。 1.2.3編制技術(shù)文件 （1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。 （2）編制設(shè)計計算說明書。 1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計 車床的主參數(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)最高轉(zhuǎn)速 Nmax( ) 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機功率 N（kw） 公比 250 1600 315 3 1.26 第2章 車床參數(shù)的擬定 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 車床的主參數(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)最高轉(zhuǎn)速 nmax ( ) 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機功率 N（kw） 公比 250 1600 315 3 1.26 2.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z R== 由公式R=，其中 =1.26，R=5.08，可以計算z=8 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=8， =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為： 315，400，500，630，800，1000，1250，1600 2.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 根據(jù)題設(shè)條件電機功率為3KW 可選取電機為：Y100L2-4額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min. 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 已知Z=×3b 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)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 取Z=8級 則Z=22 對于Z=8可分解為：Z=21×22×24。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =315 Z=8 =1.26 2.3.4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,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。 圖2-1 2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉(zhuǎn)速圖如圖2-2： 圖2-2轉(zhuǎn)速圖 （3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 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) 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) ( 1 )Sz100-120,中型機床Sz=70-100 ( 2 )直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 （3）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第一擴大組 第二擴大組 1:1.26 1:1.58 1.26：1 1:1.26 1.26：1 1：2 代號 Z Z1’ Z Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ Z5 Z5’ Z Z6’ 齒數(shù) 42 52 36 58 47 37 37 47 49 39 29 59 2.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％=2.6％ 各級轉(zhuǎn)速誤差 n 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 n` 1664.2 1237.8 1002.1 804.5 636.05 503.6 403.2 318.6 誤差 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 轉(zhuǎn)速誤差小于2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。 第3章 傳動件的計算 3.1 帶傳動設(shè)計 輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n1=1420r/min,n2=1250r/min 3.1.1計算設(shè)計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風(fēng)機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設(shè)計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設(shè)計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1420r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑ddmin 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設(shè)計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=112mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.39N，上面已得到=177.57，z=3，則 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表6。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表6 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應(yīng)的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 （1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=463.02r/min， 取500r/min。 (2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=1000 r/min，軸1=800r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。 表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 1000 5000 （3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號 Z Z Z Z Z n 800 800 1000 1000 500 3.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 （1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 表3-3 模數(shù) 組號 基本組 第一擴大組 模數(shù) mm 2.5 2.5 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 42 52 36 58 分度圓直徑 105 130 90 145 齒頂圓直徑 110 135 95 150 齒根圓直徑 98.75 123.5 83.75 138.75 齒寬 20 20 20 20 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=5kW; -----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =500（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=20（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=36; 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 -----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(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）擴大組齒輪計算。 第一擴大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` 齒數(shù) 47 37 37 47 分度圓直徑 117.5 92.5 92.5 117.5 齒頂圓直徑 122.5 97.5 97.5 122.5 齒根圓直徑 111.25 86.25 86.25 111.25 齒寬 20 20 20 20 第二擴大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數(shù) 49 39 29 59 分度圓直徑 147 117 87 177 齒頂圓直徑 153 123 93 183 齒根圓直徑 139.5 109.5 79.5 169.5 齒寬 24 26 24 24 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 3.11 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N----該軸傳遞的功率（KW） ----該軸的計算轉(zhuǎn)速 ---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。 各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 3.12 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.20，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)計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，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)該機床為車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)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取60%，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【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=120×2.0=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，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 第4章 主要零部件的選擇 4.1 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7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸：對稱布置深溝球軸承6009 III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4.2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： B×L=10×56 II軸選擇花鍵規(guī)格： N×d×D×B=8×36×40×7 III軸選擇鍵規(guī)格： B×L=14×90 4.3 主軸彎曲剛度校核 （1）主軸剛度符合要求的條件如下： a主軸的前端部撓度 b主軸在前軸承處的傾角 c在安裝齒輪處的傾角 (2)計算如下： 前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm. 當量外徑 de== 主軸剛度： 因為di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略； ks==2kN/mm 剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 4.4.軸承校核 4.5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）密封圈——加密封裝置防止油外流。。 2）疏導(dǎo)——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] 式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn＝955×η/＝955××3×0.98/800＝1.28×（N·mm）; Nd——電動機的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動機到離合器軸的傳動效率； K——安全系數(shù)，一般取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； ——摩擦片的許用壓強（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——基本許用壓強（MPa），查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1； ——速度修正系數(shù) ＝n/6×=2.5（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取 ＝0.4＝0.4×11＝4.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算： Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達HRC52～62。 圖5-1 第6章 主要零部件的選擇 6.1電動機的選擇 轉(zhuǎn)速n＝1420r/min，功率P＝3kW 選用Y系列三相異步電動機 6.2 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7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸：對稱布置深溝球軸承6009 III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 6.3變速操縱機構(gòu)的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。 6.4 軸的校核 （a） 主軸的前端部撓度 （b） 主軸在前軸承處的傾角 （c） 在安裝齒輪處的傾角 E取為， ， 由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 將其分解為垂直分力和水平分力 由公式 可得 主軸載荷圖如下所示： 由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 計算（在垂直平面） ,, ，， ，， 計算（在水平面） ,, ，， ，， 合成： 6.5 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+YFaX=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第7章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 7.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。 2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 7.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 結(jié)束語 1、 本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程應(yīng)用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學(xué)》等。 2、本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題。 3、本次課程設(shè)計進一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點，同時對機械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實際動手的能力。 4、本次課程設(shè)計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設(shè)計的基本技能。 5、本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設(shè)計經(jīng)驗，使得設(shè)計中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。 參考文獻 【1】、段鐵群 《機械系統(tǒng)設(shè)計》 科學(xué)出版社 第一版 【2】、于惠力 《機械設(shè)計》 科學(xué)出版社 第一版 【3】、戴 曙 《金屬切削機床設(shè)計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【5】、趙九江 《材料力學(xué)》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版 【6】、鄭文經(jīng) 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 《機械設(shè)計課程設(shè)計》 科學(xué)出版社 【8】、關(guān)慧貞、馮辛安 《機械制造設(shè)備設(shè)計》 機械工業(yè)出版社 第三版 【9】、關(guān)慧貞、徐文驥 《機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》 機械工業(yè)出版社 29 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)是齒輪的一個重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的彎曲強度也越大，它的承載能力也就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會變薄，齒輪的彎曲強度也就越小。對于低速檔的齒輪，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，從而達到降低噪聲的目的。 在現(xiàn)代變速箱設(shè)計中，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；從而改變了過去模數(shù)相同或模數(shù)拉不開的狀況。 2、合理選用壓力角 當一個齒輪的模數(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。當壓力角越大時，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強度和接觸強度。當減小壓力角時，基圓直徑就會變大，齒形漸開線就會變的平直一些，齒根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強度和接觸強度均會下降，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，并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷，所有這些都有利于降低噪聲。因此，對于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強度要求；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，當壓力角為17.5度時基圓齒厚為5.341；當壓力角為25度時，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度。 3、合理選用螺旋角 與直齒輪相比，斜齒輪具有傳動平穩(wěn)，重合度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點?，F(xiàn)在的變速箱由于帶同步器，換檔時不再直接移動一個齒輪與另一個齒輪嚙合，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，決定了整個齒寬不是同時全部進入嚙合的，而是先由輪齒的一端進入嚙合，隨著輪齒的傳動，沿齒寬方向逐漸進入嚙合，直到全部齒寬都進入嚙合，所以斜齒輪的實際嚙合區(qū)域比直齒輪的大。當齒寬一定時，斜齒輪的重合度隨螺旋角增加而增加。承載能力也就越強，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)計中，為了保證齒輪傳動的平穩(wěn)性、低噪聲和少沖擊，所有齒輪都要選擇較大的螺旋角，一般都在30°左右。對于高速檔齒輪由于轉(zhuǎn)速較高，要求平穩(wěn)，少沖擊，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 對于具有良好潤滑條件的硬齒面齒輪傳動，一般認為其主要危險是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下，齒根的疲勞裂紋逐漸擴張造成齒根斷裂而失效。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度，而運用正變位，則可達到這個目的。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，輪齒彎曲強度就越高。 在硬齒面的齒輪傳動中，齒面點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)力和最大滑動率，能大大提高抗點蝕能力。而增大嚙合角，則必須對一副齒輪都實行正變位，這樣既可提高齒面的接觸強度，又可提高齒根的彎曲強度，從而達到提高齒輪的承載能力效果。但是，對于斜齒輪傳動，變位系數(shù)過大，又會使輪齒總的接觸線長度縮短，反而降低其承載能力。同時，變位系數(shù)越大，由于齒頂圓要隨之增大，其齒頂厚度將會變小，這會影響齒頂?shù)膹姸取? 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，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。主要有以下幾個設(shè)計準則： l 對于低速檔齒輪副來說，主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于被動齒輪的變位系數(shù)，而對高速檔齒輪副，其主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動齒輪的變位系數(shù)。 l 主動齒輪的變位系數(shù)隨檔位的升高而逐漸下降。這是因為低檔區(qū)由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪強度要求高，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，一對齒輪副的齒根總的厚度就越薄，齒根就越弱，其抗彎強度就越 低，但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故可降低噪聲。而且齒形重合度會增加，這使得單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，使得彎曲力矩減小，相當于提高了齒根強度，這對由于齒根減薄而消弱強度的因素有所抵消。所以總變位系數(shù)越大，則齒根強度越高，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)在傳動質(zhì)量指標中，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，當齒數(shù)和嚙合角一定時，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，傳動也就越平穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會越薄，從而影響齒頂強度。同時，從最少不根切齒數(shù)公式來看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切齒數(shù)就會增加，否則的話，就會產(chǎn)生根切。因此，在保證不根切和齒頂強度足夠的情況下，增大齒頂高系數(shù)，對于增加重合度是有意義的。 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，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，稱為細高齒，這對降低噪聲，增加傳動平穩(wěn)性都有明顯的效果。對于低速檔齒輪，為了保證其具有足夠的齒根彎曲強度，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)這五個方面去獨立分析齒輪設(shè)計趨勢。實際上各個參數(shù)之間是互相影響、互相牽連的，在選擇變速箱的參數(shù)時，既要考慮它們的優(yōu)缺點，又要考慮它們之間的相互關(guān)系，從而以最大限度發(fā)揮其長處，避免短處，改善變速箱的使用性能。