最大加工直径为Ф400mm普通车床主轴变速箱设计

最大加工直径为Ф400mm普通车床主轴变

速箱设计

院(系) 部：机械工程系

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目录

1.车床参数的拟定- ------------------------------------------------------2 1.1车床主参数和基本参数------------------------------------------------2

1.1.1拟定参数的步骤和方法----------------------------------------------2

2.运动设计- ------------------------------------------------------------4 2.1传动结构式、结构网的选择确定-----------------------------------------4 2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目------------------------------------4 2.1.2传动系统扩大顺序的安排 -------------------------------------------4

2.1.3绘制结构网--------------------------------------------------------4 2.1.4传动组的变速范围的极限值------------------------------------------5 2.1.5最大扩大组的选择--------------------------------------------------5 2.2转速图的拟定--------------------------------------------------------6 2.2.1主电机的选定------------------------------------------------------6 2.3齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制------------------------------------7 2.

3.1齿轮齿数的确定的要求----------------------------------------------7

2.3.2变速传动组中齿轮齿数的确定----------------------------------------8

3.强度计算和结构草图设计-- --------------------------------------------11 3.1确定计算转速-------------------------------------------------------11 3.1.1主轴的计算转速---------------------------------------------------11 3.1.2中间传动件的计算转速---------------------------------------------11 3.1.3齿轮的计算转速---------------------------------------------------12 3.2传动轴的估算和验算-------------------------------------------------12 3.2.1传动轴直径的估算-------------------------------------------------12 3.2.2主轴的设计与计算-------------------------------------------------13 3.2.3主轴材料与热处理-------------------------------------------------16 3.3齿轮模数的估算和计算-----------------------------------------------16 3.3.1齿轮模数的估算---------------------------------------------------16 3.3.2齿轮模数的验算---------------------------------------------------19 3.4轴承的选择与校核---------------------------------------------------21 3.

4.1一般传动轴上的轴承选择-------------------------------------------21 3.4.2主轴轴承的类型---------------------------------------------------22 3.4.3轴承间隙调整-----------------------------------------------------22 3.4.4轴承的校核-------------------------------------------------------23 3.5摩擦离合器的选择与验算---------------------------------------------23 3.

5.1按扭矩选择-------------------------------------------------------24 3.5摩擦离合器的选择与验算---------------------------------------------24 3.5.1按扭矩选择-------------------------------------------------------24 3.5.2外摩擦片的内径d- ------------------------------------------------25 3.5.3选择摩擦片尺寸(自行设计)-----------------------------------------25 3.5.4计算摩擦面的对数Z------------------------------------------------25 3.5.5摩擦片片数 ------------------------------------------------------25

参考文献- -------------------------------------------------------------26

1.车床参数的拟定

1.1车床主参数和基本参数

1.1.1拟定参数的步骤和方法

1）极限切削速度Vmax、Vmin

根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：

允许的切速极限参考值如下：

表 1.1

加 工 条 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬质合金刀具粗加工铸铁工件

30～50

硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件 150～300

螺纹加工和铰孔 3～8

根据给出条件，取Vmax=150 m/min 螺纹加工和铰孔时取 Vmin=4 m/min

2）主轴的极限转速

计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取K=0.5,Rn=0.25。则主轴极

限转速应为：

取标准数列数值，即m ax n =1250r/min

在min n 中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取50mm 左右。

min n =

8.3140

14.34

10001000max min =??=d v πr/min

取标准数列数值，即min n =28r/min

转速范围Rn=min

max

n n 转速范围Rn=min max n n =281250

=44.64r/min

取41.1=? Z=41

.1lg 64

.44lg 1lg lg 1+=+

?n R =12 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。并选级数Z=12，各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：

28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250 3）主轴转速级数Z 和公比Φ 已知

Rn=min

max n n

Rn=ΦZ-1

min

/114625

.05.04001415.3180

100010001000min max r DkRn v d v n maz maz =????===

ππ

且Z=2a x3b

a 、

b 为正整数，即Z 应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。

取Z=12级 则Z=223?

min

max

1n n R Z n =

Φ=- 11241.1-8.43==Rn m ax n =1250 m in n =28 Rn=

min

max

n n =44.64 综合上述可得：主传动部件的运动参数

1250max =n m in n =28 Z=12 Φ=1.41

4）主电机功率——动力参数的确定

合理地确定电机功率N ，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

中型普通车床典型重切削条件下的用量 刀具材料：YT15工件材料45号钢，切削方式：车削外圆 查表可知：切深a p =3.5mm 进给量f(s)=0.35mm/r 切削速度V=90m/min 功率估算法用的计算公式 a 主切削力：

Fz=1900apf 0.75=190035.05.3??0.75=3026N

b 切削功率：

N 切=

61200V F Z KW=61200

90

3026?KW=4.45KW

c 估算主电机功率：

N=

总切ηN =8

.045.4=5.5KW 可选取电机为：Y132S-4额定功率为5.5KW ，满载转速为1440r/min.

2.运动设计

2.1传动结构式、结构网的选择确定

2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目

级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、…

个传动副.即

Z=Z 1Z 2Z 3…

传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z 应为2和3的因子： 即

Z=2a 3b

实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合: 1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2

5) 12=2×2×3

按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=2×3×2。

方案4）是比较合理的 12=2×3×2

2.1.2 传动系统扩大顺序的安排

12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式： 1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22 3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23 5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21

根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z=12×23×62这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：

第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。

如果第一变速组采用升速传动，则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。

如果采用Z=32×13×62这一方案则可解决上述存在的问题。

2.1.3 绘制结构网

图2.1结构网

2.1.4 传动组的变速范围的极限值

齿轮传动最小传动比Umin ≥1/4,最大传动比Umax 2≤,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin 8≤。

因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数X,X ,值为：

表2.1

公比? 极限传动比指数 1.41 X 值：Umin=

x

?

1

=1/4

4 X ,值：Umax=?x, =2 2 (X+ X ,)值：rmin=?x+x ｀=8

6

2.1.5最大扩大组的选择

正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： Z=Z1[1]?Z2[Z1]?Z3[Z1?Z2] 最后扩大组的变速范围

按照r 8≤原则，导出系统的最大级数Z 和变速范围R n 为：

表2.2

Z3

2 3 1.41 Z=12 R n =44

Z=9

R n =15.6

最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大

因此，在机床设计中，因要求的R 较大，最后扩大组应取2更为合适。

同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。

2.2 转速图的拟定

运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电

机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。

2.2.1主电机的选定

1）电机功率N ：

中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率：

N=5.5KW

2） 电机转速d n ：

选用时，要使电机转速d n 与主轴最高转速m ax n 和I 轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。

d n =1440r/min

3）分配降速比:

该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。

u 总=m in n /E n =28/1440=1/51.4

分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。

a 决定轴Ⅲ-Ⅳ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此从 Ⅳ轴的最下点向上4格，找到Ⅲ上对应的点，连接对应的两点即为Ⅲ-Ⅳ轴的最小传动比。

b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴Ⅱ-Ⅲ间变速组取umin=1/ψ3，即从Ⅲ轴向上3格，同理，轴Ⅰ-Ⅱ间取u=1/ψ3，连接各线。

c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x 0=3，第一扩大组的级比指数x 1=1，第二扩大组的级比指数x 3=6,画出传动系统图如2.2所示

图2.2转速图

2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制

2.3.1齿轮齿数的确定的要求

可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u 和初步定出的传动副齿数和Z S ，查表即可求出小齿轮齿数。 选择时应考虑：

1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数[]min min Z Z ≥=17

2.齿轮的齿数和Z S 不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿

数和Z S ≤100-120，常选用在100之内。 3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。

4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚

5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。

图2.3 齿轮的壁厚

2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定

1）确定齿轮齿数

1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Z j +Z j ’=Z S

Z j /Z j ’ =u j 其中

Z j ——主动齿轮的齿数 Z j ’——被动齿轮的齿数 u j ——一对齿轮的传动比 Z S ——一对齿轮的齿数和

为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把Z 1的齿数取大些： 取Z 1=Z min =20则

Z 2=

85

.2/12021 u Z =58 齿数和Z S =Z 1+Z 2=20+58=78 同样根据公式

Z 3=4Z =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数

a 首先在u 1、u 2、u 3中找出最小齿数的传动比u 1

b 为了避免根切和结构需要，取Z min =24

c 查表找到u 1=1/1.413的倒数2.82的行找到Z min =24查表最小齿数和为92

d 找出可能的齿数和Z S 的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数

能同时满足三个传动比要求的齿数和有

Z S =92 96 99 102

e 确定合理的齿数和

Z S =102 依次可以查得

Z 5=27 Z 6=75 Z 7=34 Z 8=68 Z 9=42 Z 10=60

同理可得其它的齿轮如下表所示：

表2.3

变速组第一变速组第二变速组第三变速组

齿数和78 102 114

齿轮Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齿数20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38

2）验算主轴转速误差

由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过±10(ψ-1)%。

主轴各级实际转速值用下式计算

n实=n E×(1-ε)×u a×u b×u c×u d

其中

ε——滑移系数ε=0.2

u a u b u c u d分别为各级的传动比12/45

转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示

⊿n=｜

实际标准

实际n n

n

∣≤±10(ψ-1)%

n实1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8

⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%

同样其他的实际转速及转速误差如下:

表2.4

主轴

转速

n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12

标准

转速

28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250

实际

转速

27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9

转速

误差

0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4

转速误差满足要求。

3）齿轮的布置

为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承

距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。

4）绘制主传动系统图

按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统

图如下2.5所示

图2.4 齿轮结构的布置

图2.5主传动系统图

3 .强度计算和结构草图设计

3.1 确定计算转速

3.1.1主轴的计算转速

=nminψz/3-1

n

j

z=12

=nminψ3

n

j

=28×2.82=79r/min

3.1.2中间传动件的计算转速

Ⅲ轴上的6级转速分别为：112、160、224、315、450、630r/min.主轴在79r/min

以上都可以传递全部功率。 Ⅲ轴经Z 13-Z 14传递到主轴，这时从112r/min 以上的转速全部功率，所以确定最低转速112r/min 为Ⅲ轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：Ⅱ轴为315r/min,Ⅰ轴为900r/min,电动机轴为1440r/min.

3.1.3齿轮的计算转速

Z 10安装在Ⅲ轴上，从转速图可见Z 10齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为112r/min 。

同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示：

表3.1

3.2传动轴的估算和验算

3.2.1传动轴直径的估算

传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：

4

]

[94?j n N

d = mm 其中：N —该传动轴的输入功率

ηd N N =KW

N d —电机额定功率；

η—从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积

j n —该传动轴的计算转速r/min

][?—每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表

3.2所示

表3.2

刚度要求

允许的扭转角

主 轴

一般的传动轴 较低的传动轴 ][?

0.5—1 1—1.5 1.5—2

对于一般的传动轴，取][?=1.5

28.596.05.5=?==ηd N N KW j n =900 r/min

齿轮

Z 1

Z ２

Z ３

Z ４

Z ５

Z ６

Z ７

Z ８

Z ９

Z 1０

Z 1１

Z 1２

Z 1３

Z 1４

计算转速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112

5.285

.11000

40090028

.591

4

1=??=d mm

取321=d mm

25.5995.096.05.52=??==ηd N N KW j n =425 r/min

4

25

.1100040031525

.591

??=d =37 mm

取362=d

20.599.0995.096.05.53=???==ηd N N KW j n =150 2.425

.11000

40015020

.591

4

3=??=d mm

463=d

采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d 减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。

d 1’=29.3×0.93=27.0 d 2’=34.5×0.93=32.0 d 3’=42.2×0.93=40.0

查表可以选取花键的型号其尺寸)741144(-??-GB b d D Z 分别为

1d 轴取 6-28×32×7 2d 轴取 8-32×36×6

3d 轴取 8-42×46×80

3.2.2 主轴的设计与计算

主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。 1）主轴直径的选择

查表可以选取前支承轴颈直径

D 1=90 mm

后支承轴颈直径

D 2=(0.7～0.85)D 1=63～77 mm

选取

D 2=70 mm

2）主轴内径的选择

车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。

确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。

推荐：普通车床d/D(或d 1/D 1)=0.55～0.6 其中

D ——主轴的平均直径，D=(D 1+D 2)/2 d 1——前轴颈处内孔直径

d=(0.55～0.6)D=44～48 mm

所以，内孔直径取45mm 3）前锥孔尺寸

前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下： 莫氏锥度号取5号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 D=44.399 4）主轴前端悬伸量的选择

确定主轴悬伸量a 的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。 主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.6～1.5

a=(0.6～1.5)D 1=54～135 mm

所以，悬伸量取100mm 5）主轴合理跨距和最佳跨距选择

根据表3-14 见《金属切削机床设计》计算前支承刚度A K 。 前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。 查表 4

.111700D K A ?=

A K =1700×901.4=9.26×105 N/mm 因为后轴承直径小于前轴承，取

4.1=B

A

K K K B =6.61×105

N/mm

)1(61

)(

03

0++=B

A K K a L a

L η

其中 B

A

K K 为参变量

综合变量3

a K EI

A =

η 其中

E ——弹性模量，取E=2.0×105 N/mm 2

I ——转动惯量，I=π(D 4-d 4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm 4

3a K EI A =η =3

56

5100

1026.91081.1100.2????? =0.3909

由图3-34中，在横坐标上找出η=0.3909的点向上作垂线与4.1=B

A

K K 的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L 0/a=2.5。

所以最佳跨距L 0

L 0=2.5a=2.5×100=250 mm 又因为合理跨距的范围

L 合理=(0.75～1.5)L 0=187.5～375 mm

所以取L=260 mm 6）主轴刚度的验算

对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。

对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y 和前轴承处的转角θA 。

图3.1 主轴支承的简化

切削力 Fz=3026N

挠度 y A =EI

a L a F z 3)

(2+

=6

5210

81.1100.23)

100260(1003026????+?? =0.01

[y]=0.0002L=0.0002×260=0.052 y A ＜[y]

倾角 θA =EI

a L Fa 6)

32(+

=6

510181100.26)10032602(1003026?????+???

=0.00011

前端装有圆柱滚子轴承，查表[θA ]=0.001rad θA ＜[θA ] 符合刚度要求。

3.2.3 主轴材料与热处理

材料为45钢，调质到220～250HBS ，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50～55，轴径应淬硬。

3.3 齿轮模数的估算和计算

3.3.1齿轮模数的估算

根据齿轮弯曲疲劳的估算：

3

32j

zn N

m ≥ωmm 齿面点蚀的估算：

3

370j

n N

A ≥mm 其中j n 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。 由中心距A 及齿数1z 、2z 求出模数：2

12z z A

m j +=

mm 根据估算所得ωm 和j m 中较大的值，选取相近的标准模数。 1）齿数为32与64的齿轮

N=5.28KW

85.1425

3228

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N A ≥

= 5.85425

28

.53703

=mm 212z z A m j +=

78.164

325

.852=+?=mm

取模数为2

2）齿数为56与40的齿轮

54.1850

5628

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N A ≥ =681850

28

.53703

=mm 212z z A m j +=

42.140

5668

2=+?=mm

取模数为2

3）齿数为27与75的齿轮 N=5.25KW

48.2150

7525

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N A ≥ =121150

25

.53703

=mm 212z z A m j +=

37.275

27121

2=+?=mm

取模数为2.5

4）齿数为34与68的齿轮 N=525KW

29.2212

6825

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N A ≥ =8.107212

25

.53703

=mm 212z z A m j +=

11.268

348

.1072=+?=mm

取模数为2.5

5）齿数为42与60的齿轮 N=5.25KW

12.2300

6025

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N

A ≥=1.9630025.53703

=mm 212z z A m j +=

88.160

421.962=+?=mm

取模数为2.5

6）齿数为23与91的齿轮

N=5.20KW

32.2150

9120

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N A ≥ =0.121150

20

.53703

=mm 212z z A m j +=

12.291

230

.1212=+?=mm

取模数为2.5

7）齿数为76与38的齿轮

N=5.20KW 46.2150

7620

.5323

=?≥ωm mm

3

370j

n N A ≥ =6.120150

20

.53703

=mm 212z z A m j +=

12.238

766

.1202=+?=mm

取模数为2.5

3.3.2 齿轮模数的验算

结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

2

2

1321][)1(16300j

j m S j n i z N K K K K i m σψ±=mm

根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：

]

[275

1321ωωσj m s n Y z N

K K K K m ψ=mm

式中：N---计算齿轮传递的额定功率

J N --计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min

m ψ---齿宽系数m

b

m =ψ，m ψ常取6～10；

1z ---计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；

i ---大齿轮与小齿轮的齿数比，11

2

≥=z z i ；“+”用于外啮合，“-”号用于内啮合；

Ks ---寿命系数，q N n r K K K K Ks =；………………………………………3.5

T K ---工作期限系数，m

T C nT

K 0

60=；………………………………………3.6

齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m 和基准循环次数Co n---齿轮的最低转速r/min;

T---预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15000～20000h;

n K ---转速变化系数 N K ---功率利用系数

q K ---材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着

阻止疲劳细缝扩展的作用；

S K （寿命系数）的极限min max ,S S K K

当min min max S S S S S K K K K K K =<≥时，取时，则取；

1K ---工作情况系数。中等冲击的主运动：1K =1.2～1.6； 2K ---动载荷系数 3K ---齿向载荷分布系数

Y----齿形系数；

][ωσ、][j σ---许用弯曲、接触应力MPa

1)齿数为32与64的齿轮

28.5=N KW

64322=?==mz d mm

节圆速度85.260000

850

6460000

=??=

=

ππn

d V m/s

由表8可得：取精度等级为7级 。 2K =1.2 2.11=K

21.0732

1

1=?==

ψm m z ? 由表9得：3K =1

q N n r K K K K Ks =

==m

T C nT

K 0

6043.41017000850603

7=??=T K n K =0.71 60.0=w K 78.0=q K

47.178.060.071.043.4=???=Ks 由表可知 max K K S > 所以 取Ks=0.6

由表11 许用应力知，可取齿轮材料为45 整淬