分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=53rmin Nmax=600rmin Z=8 φ=1.41 P=4KW n=1440rmin】,Nmin=53rmin Nmax=600rmin Z=8 φ=1.41 P=4KW n=1440rmin,分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=53rmin,Nmax=600rmin,Z=8,φ=1.41,分級 哈爾濱理工大學 課 程 設 計 題 目：機械系統(tǒng)設計課程設計 院 、 系：機械動力工程學院 班 級：機械 姓 名： 學 號： 指導教師： 摘 要 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內容有理論分析與設計計算，圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。 1、理論分析與設計計算： （1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算與校核。 2、圖樣技術設計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要組件。 （2）圖樣的設計與繪制。 3、編制技術文件： （1）對于課程設計內容進行自我技術經濟評價。 （2）編制設計計算說明書。 關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比，計算轉速 目錄 摘 要 2 目錄 3 一、課程設計目的 4 二、課程設計題目，主要技術參數和技術要求分級、 4 三、運動設計 4 1.確定極限轉速，轉速數列，結構網和結構式 4 2.主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 6 3.計算齒輪齒數 7 四、動力計算 9 1.傳動件的計算轉速 9 2.傳動軸和主軸的軸徑設計 9 3.計算齒輪模數及尺寬，分度圓直徑 10 4.帶輪設計 11 五、主要零部件選擇 13 1.軸承的選取 13 2.鍵的選取 13 六、校核 14 1.齒輪校核 14 2 .主軸彎曲剛度校核 16 3.軸承校核 16 4.潤滑與密封 16 七、結束語 17 八、參考文獻 17 一、課程設計目的 《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課，技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產等實踐技能，達到鞏固，加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主轉動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊，設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 二、課程設計題目，主要技術參數和技術要求分級、 分級變速主傳動系統(tǒng) 設計題目1： 技術參數： Nmin=53r/min；Nmax=600r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉速n=1440r/min 三、運動設計 1.確定極限轉速，轉速數列，結構網和結構式 （1）確定極限轉速,公比、變速級數 Nmin=53r/min；Nmax=600r/min；Z=8級；公比為1.41 (2) 轉速數列： 53r/min,75r/min，106r/min,150r/min,212r/min,300r/min,425r/min, 600r/min共8級 （3）確定極限轉速： Rn=Nmax/Nmin=600/53=11.32 （4）確定結構網和結構式 （1）寫傳動結構式：主軸轉速級數Z=8. 結構式8=21×22×23 （2）畫結構網： Z=21×22×23 2.主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 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繪制轉速圖。 8=21×22×23 傳動系統(tǒng)圖 3.計算齒輪齒數 (1)、齒數計算 基本組傳動比分別為1/1.41，1/2 Sz= 72 75 84 93 96 …… 取Sz=72,小齒輪齒數分別為:30、24 Z1 / Z1’ =30/42, Z2 / Z2’ =24/48 第二擴大組傳動比分別為1/1.41，1/2.8 取Sz=87,小齒輪齒數:36、23 Z4/Z4’=36/51，Z5/Z5’=23/64 第三擴大組傳動比分別為1.41：1，1/2 取Sz=96,小齒輪齒數:40、25 Z4/Z4’=40/56，Z5/Z5’=25/71 (2)校核各級轉速的轉速誤差 實際傳動比所造成主軸轉速誤差 ，其中為實際轉速，n為標準轉速。 N 600 300 212 150 106 75 53 n 610.6 310 212.3 150 107.7 76.1 54.2 誤差值 2.1% 1.4% 2.1% 0 2.1% 1.2% 1.9% 以上誤差值均小于4.1% 故合格. 四、動力計算 4.1 帶傳動設計 輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=850r/min 4.1.1計算設計功率Pd 表4 工作情況系數 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；通風機和鼓風機（）；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），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；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V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 4.1.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 4.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》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P295表13-4查得） 表3. V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=160mm 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型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 4.1.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 4.1.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝118.14N，上面已得到=171.81o，z=4，則 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、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。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 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帶兩側面間的夾角是40°，為了適應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7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。 表 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 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 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）結構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 帶輪結構類型 根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 1.傳動件的計算轉速 軸 序 號 電動機(0) I軸 II軸 III軸 IV軸 計算轉速r/min 1440 850 600 212 75 最小齒輪的計算轉速如下: Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ Z5 Z5’ Z6 Z6’ 850 600 850 600 600 212 600 212 212 75 212 75 2.傳動軸和主軸的軸徑設計 （1）傳動軸軸徑初定 Ⅰ軸：p=4kw,n=850r/min,=0.5帶入公式： =29.6mm,圓整取d=30mm Ⅱ軸：p=4kw,n=355r/min,=0.5 =35.3mm,圓整取d=36mm III軸：p=4kw,n=125r/min,=0.5帶入公式： =45.8mm,圓整取d=46mm （2）主（IV）軸軸頸直徑確定： 查表4-9選擇主軸前端直徑D1=80mm,后端直徑D2=64mm 軸承內徑d/D小于0.7 則取d=50mm 材料：45鋼。熱處理：調質Hre22-28 主軸懸伸量：a/D1=1.25--2.5 a=(1.25—2.5)D1=(1.25—2.5)x(80+64/2)=90—180 取a=120mm 最佳跨距 3.計算齒輪模數及尺寬，分度圓直徑 （1）計算齒輪模數 40Gr整體淬火 []=650mpa mj=16338 3 Nd—驅動電動機功率 u---大齒輪與小齒輪齒數比 Z1--小齒輪齒數 m----齒寬系數m=B/m=6-10 取m=8 nj----計算齒輪的計算轉速 []---許用接觸應力 a).u=z1/z1’=24/48,nj =850r/min mj=16338 3=1.85 取m1=2 b).u=z2/z2’=23/64,nj =300r/min mj=16338 3=2.6 取m2=3 c).u=z3/z3’=25/71,nj =125r/min mj=16338 3=2.72取m3=3 （2）計算齒輪分度圓及尺寬 d1=m1z1=232=64mm d1′=m1z1′=242=84mm d2=m2z2=224=48mm d2′=m2z2′=248=96mm d3=m3z3=336=108mm d3′=m3z3′=351=153mm d4=m4z4=323=69mm d4′=m4z4′=364=192mm d5=m5z5=340=120mm d5′=m5z5′=356=168mm d6=m6z6=325=75mm d6′=m6z6′=371=213mm B12=m=82=16mm B34=m=83=24mm B56=m=83=24mm 五、主要零部件選擇 1.軸承的選取 （1）帶輪：選用深溝球軸承，型號：6205 （2）一軸：選用深溝球軸承，型號：6205 （3）二軸：采用深溝球軸承，型號：6206 （4）三軸：采用深溝球軸承，型號：6208 （5）主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。 從主軸末端到前端依次選擇軸承為角接觸軸承，型號：7012C; 深溝球軸承，型號：6210 雙列圓柱滾子軸承，型號：NN3000K， 2.鍵的選取 （1）帶輪：選平鍵：87 （2）1軸：選平鍵：87 花鍵：626606 （3）2軸：選平鍵：108 花鍵：832366 （4）3軸：選平鍵：108 花鍵：842468 （5）4軸：選花鍵：8626812 六、校核 1.齒輪校核 齒輪參數如下： 軸序號 I I II II II II III III III III IV IV 齒輪齒數Z 30 24 42 48 36 23 51 64 56 25 40 71 模數M 2 2 2 2 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圓d 64 48 84 96 108 69 153 192 168 75 120 213 齒根圓直徑df 55 43 79 91 100.5 61.5 145.5 184.5 160.5 67.5 112.5 205.5 齒頂圓直徑da 64 52 88 100 114 75 159 198 174 81 126 219 （1）一軸到二軸的小齒輪從上表可知為齒數為29 查設計手冊可得以下數據： 接觸應力： ， [為傳遞的額定功率（KW）] 將以上數據代入公式可得 彎曲應力： ，， 將以上數據代入公式可得 （2）二軸到三軸的小齒輪從上表可知為齒數為20 查設計手冊可得以下數據： 接觸應力： ， [為傳遞的額定功率（KW）] 將以上數據代入公式可得 彎曲應力： ， 將以上數據代入公式可得 2 .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：主軸的剛度可根據機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 3.軸承校核 4.潤滑與密封 主軸轉速高，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——在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 七、結束語 1、本次課程設計是針對《機械系統(tǒng)設計》專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應 用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。 2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。 3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。 4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。 5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經驗，使得設計黨中出現了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。 八、參考文獻 【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版 【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 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的選擇 1、合理選用模數 模數是齒輪的一個重要基本參數，模數越大，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，由于轉速低、扭矩大，齒輪的彎曲應力比較大，所以需選用較大的模數，以保證其強度要求。而高速檔齒輪，由于轉速高、扭矩小，齒輪的彎曲應力比較小，所以在保證齒輪彎曲強度的前提下，一般選用較小的模數，這樣就可以增加齒輪的齒數，以得到較大的重合度，從而達到降低噪聲的目的。 在現代變速箱設計中，各檔齒輪模數的選擇是不同的。例如，某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的模數分別是：3.5；3；2.75；2.5；2；從而改變了過去模數相同或模數拉不開的狀況。 2、合理選用壓力角 當一個齒輪的模數和齒數確定了，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：某一齒輪模數為3，齒數為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。現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。 在現代變速箱的設計中，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速較高，要求平穩(wěn)，少沖擊，低噪聲，因此采用小模數，大螺旋角；而低速檔齒輪則用較大模數，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，變位系數越大，齒形系數值就越小，輪齒上彎曲應力越小，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，這會影響齒頂的強度。 因此在現代變速箱的設計中，大多數齒輪均合理采用正角度變位，以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點。主要有以下幾個設計準則： l 對于低速檔齒輪副來說，主動齒輪的變位系數應大于被動齒輪的變位系數，而對高速檔齒輪副，其主動齒輪的變位系數應小于被動齒輪的變位系數。 l 主動齒輪的變位系數隨檔位的升高而逐漸下降。這是因為低檔區(qū)由于轉速低、扭矩大，齒輪強度要求高，因此需采用較da的變位系數。 l 各檔齒輪的總變位系數都是正的（屬于角變位修正），而且隨著檔位的升高而逐漸減小?？傋兾幌禂翟叫?，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，而低速檔齒輪則必須選用較大的總變位系數。 5、提高齒頂高系數 齒頂高系數在傳動質量指標中，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，當齒數和嚙合角一定時，齒頂圓壓力角是受齒頂高系數影響的，齒頂高系數越大，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，從最少不根切齒數公式來看，齒頂高系數越大，最少不根切齒數就會增加，否則的話，就會產生根切。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，對于增加重合度是有意義的。 因此在現代變速箱的設計中，各檔齒輪的齒頂高系數都選擇較大的值，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；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。 以上是從模數、壓力角、螺旋角、變位系數和齒頂高系數這五個方面去獨立分析齒輪設計趨勢。實際上各個參數之間是互相影響、互相牽連的，在選擇變速箱的參數時，既要考慮它們的優(yōu)缺點，又要考慮它們之間的相互關系，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。