1、阳泉职业技术学院-毕业论文I阳泉职业技术学院毕 业 论 文毕业生姓名 ：专业 ：学号 ：指导教师所属系（部） ：二一二年五月- 1 -阳泉职业技术学院毕业论文评阅书题目：系 专业 姓名 设计时间：2012 年 3 月 7 日2012 年 5 月 8 日评阅意见：成绩：指导教师： （签字）职 务： 年 月 日- 2 -阳泉职业技术学院毕业论文答辩记录卡系 专业 姓名 答 辩 内 容问 题 摘 要 评 议 情 况记录员： （签名）成 绩 评 定指导教师评定成绩 答辩组评定成绩 综合成绩注：评定成绩为 100 分制，指导教师为 30%，答辩组为 70%专业答辩组组长： （签名）- 3 -年 月 日目
2、 录第 1 章 机床主要参数的确定1第 2 章 传动放案和传动系统图的拟定3第 3 章 主要设计零件的计算和验算 93.1 主轴箱的箱体 93.2 传动系统的 I 轴及轴上零件设计 103.3 传动系统的轴及轴上零件设计143.4 传动系统的轴及轴上零件设计193.5 传动系统的轴及轴上零件设计253.6 传动系统的轴及轴上零件设计30结论 36附 参考资料编目 37- 4 -CA6140 主轴箱的设计摘 要作为主要的车削加工机床，CA6140 机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对 CA6140 机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对
3、主要零件 进行了计算和验算，利用三维画图软件进行了零件的设计和处理。关键词：CA6140 机床 主轴箱 零件 传动- 5 -第 1 章 主要技术参数工件最大回转直径：在床面上400 毫米在床鞍上210 毫米工件最大长度（四种规格）750、1000、1500、2000 毫米主轴孔径48 毫米主轴前端孔锥度 400 毫米主轴转速范围：正传（24 级）101400 转/分反传（12 级）141580 转/分加工螺纹范围：公制（44 种）1192 毫米英制（20 种）224 牙/英寸- 6 -模数（39 种）0.2548 毫米径节（37 种）196 径节进给量范围：细化 0.0280.054 毫米/转
4、纵向（64 种） 正常 0.081.59 毫米/转加大 1.716.33 毫米/转细化 0.0140.027 毫米转横向（64 种） 正常 0.040.79 毫米转 加大 0.863.16 毫米/转刀架快速移动速度：纵向4 米/分横向4 米/分主电机：功率7.5 千瓦转速1450 转/分快速电机：功率 370 瓦转速2600 转/分冷却泵：功率90 瓦流量25 升/分工件最大长度为 1000 毫米的机床：外形尺寸（长宽高）266810001190 毫米重量约2000 公斤- 7 -第 2 章 传动方案和传动系统图的拟定2.1. 主运动传动链1.传动路线主运动传动链的两末端件是主电动机和主轴。运
5、动由电动机（7.5Kw，1450r/min）经 V 带轮传动副 130mm/ 230mm 传至主轴箱中的轴 I。在轴I 上装有双向多片摩擦理合器 ，使主轴正转、反转、或停止。它就是主换向机构。1M当压紧离合器 左部的摩擦片时，轴 I 的运动经齿轮副 或 传给轴 ，使轴1 563814获得两种转速。压紧右部摩擦片时，经齿轮 50（齿数）、轴 V 上的空套齿轮 34传给轴 上的固定齿轮 30。这时轴 I 至轴 间多了一个中间齿轮 34，故轴 的转向 与经 左部传动时相反。反转转速只有一种。当离合器处于中间位置时，左、右摩1M擦片都没有被压紧。轴 I 的运动不能传至轴 ，主轴停转。轴 的运动可通过轴
6、 、 间三对齿轮的任一对传至轴 ，故轴 正转共有 - 8 -2 3=6 种转速。运动由轴 传往主轴有两条线路：（1）高速传动路线 主轴上的滑移齿轮 50 移至左端，使之与轴 上右端的齿轮 63 啮合。运动由轴 经齿轮副 直接传给主轴，得到 4501400r/min 的 6 种高6350转速。（2）低速传动路线 主轴上的滑移齿轮 50 移至右端，使主轴上的齿式离合器啮合。轴 的运动经齿轮副 或 传给轴 ，又经齿轮副 或 传给轴 、M2085V20851V再经齿轮副 和齿式离合器 传至主轴，使主轴获得 10500r/min 的低转速。26582M由上面的传动路线分析，现确定以下数据：（1）确定极限
7、转速主轴最低转速 为 10r/min,最高转速 为 1400r/min，转速调整范围为min maxn= =14nRaxi/（2）确定公比选定主轴转速数列的公比为 1.12（3）求出主轴转速级数 ZZ=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=24（4）确定结构网或结构式24=2322（5）绘制转速图，如图 2-1。选定电动机：一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠- 9 -笼型三相异步电动机。Y 系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择 Y160M-4，其同步转速为 1500r/min。分配总降速传动比：总
8、降速传动比为 uII=nmin/nd=10/15006.6710 3 ,nmin 为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。确定传动轴的轴数：传动轴数变速组数+定比传动副数+1=6 绘制转速图：先按传动轴数及主轴转速级数格距 lg 画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上 u(kk+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。如图
9、 2-1。图 2-1 CA6140 主轴运动转速图2.2. 进给传动链进给传动链是实现刀具纵向或横向移动的传动链。卧式车床在切削螺纹时，进给传动链是内联系传动链。主轴每转刀架的移动量应等于螺纹的导程。在切削圆柱面和端面时，进给传动链是外联系传动链。进给也以工件每转刀架的移动量计。因此，在分析进给链时，都把主轴和刀架当作传动链的两端。运动从主轴 开始，经轴 传至轴 。轴 可经一对齿轮，也可经轴VIIXIX上的惰轮。这是进给换向机构。然后，经挂轮架至进给箱。从进给箱传出的运动，XI一条路线经丝杠 和 带动溜板箱，使刀架做纵向运动，这是车削螺纹传动链；X另一条路线经光杠 和溜板箱，带动刀架作纵向或横
10、向的机动进给，这是进给I传动链。下面以车削米制螺纹为例：- 10 -为了综合分析和比较车削各种螺纹时的传动路线，把 CA6140 型车床进给传动链中加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结如下：- 11 - 12 -图2-2传动原理图- 13 -第 3 章 主要设计零件的计算和验算3.1 主轴箱的箱体主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁 HT150 及 HT200 为最广泛,本设计选用材料为HT
11、200.箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长宽高),按下表选取.表 3-1长宽高( )3m壁厚(mm)500 500 300-800 500 500 10-15 800 800 500 12-20由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降 10%-20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取 25mm 左右，后支承壁取 22mm 左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140 主轴箱中共有 15 根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重
12、要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下：中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （3-1） 式中 y 是中心距变动系数中心距-=（56+38）/22.25=105.75mm中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm中心距-=（30+34）/22.25=72mm中心距-=（39+41）/22.25=90mm中心距-=（50+50）/22.5=125mm- 14 -中心距-=（44+44）/22=88mm中心距-=（26+58）/24=168mm中心距-=（58+26）/
13、22=84mm中心距-=（58+58）/22=116mm中心距-=（33+33）/22=66mm中心距-=（25+33）/22=58mm综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装的位置确定如下图：图 3-1 安装位置示意图箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。箱体中预留了润滑油路的安装空间和安
14、装螺纹孔及油沟，见箱体零件图。3.2.传动系统的 I 轴及轴上零件设计 3.2.1 齿轮的验算- 15 -验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa） （3-13）123j2081SjuKNZmBn j弯曲应力的验算公式为（3-5123w208()SwjMPaYn14）式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；dN160TOnKmC图 3-2 多片式摩擦离合器T-齿轮在机床工作期限（ ）内的总工作时
15、间（h），对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T= /P，P 为变ST ST速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查机床设计指导表 3-1（以下均参见机床设计指导OC）- 16 -m疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N材料强化系数，查表 3-4；Q的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当SmaxSinSKSKmaxSKmax 时，取 = ；Kmini工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1动载荷系数，查表 3-6；2齿向载荷分
16、布系数，查表 3-9；3Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。w如果验算结果 或 不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。I 轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至 I 轴时的最大转速为：13082/mindnr.9.51N= =5.625kwdN820/injnr3在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 502.25，且齿宽为 B=12mm，u=1.05= =1250Mj31(.51).23.04725.6108.5502. 8MPjP符合强度要求。验
17、算 562.25 的齿轮：- 17 -= =1250MPj32081(.051).2.043725.691056. 8MPj符合强度要求。3.2.2 传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（ ）4m花键轴 （3-424()()6dbNDdI m15）=4 2432.83.(83.)7.10m式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：（3-4jN9510(m)nM扭16）= 44.6259510.108N式中 N该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速
18、（ r/min）。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 （3-4326.5102.NDtMP扭17）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力 ：rP（3-()/cos()tgN- 18 -18）式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角， ；5.72齿轮的螺旋角；0故 N3.51.0rtP花键轴键侧挤压应力的验算：花键键侧工作表面的挤压应力为：（3-max28,()()njy jyMPaDdlNK19）式中 花键传递的最大转矩（ ）；maxn AD、d花键轴的大径和小径（mm）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K=0.70.
19、8；4286.5103.620()(3)7jy jyMPaPa故此花键轴校核合格3.2.3 轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命 的计算公式为： hL（3-50()()nFNCfThKlP20） j或 按 计 算 负 荷 的 计 算 公 式 进 行 计 算 ：（3-hjFNnnfClPC()21）- 19 -式中 额定寿命（h） L计算动载荷, jCT 工作期限（h），一般机床取 10000-15000 小时。 C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/
20、mm） nf 103nifi寿命系数， nf 5nnLf等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 = ；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床Ff等多数机床）， ；1.3f功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；n齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；lP当量动载荷，按机床设计手册。计算得： 124863hLT0395h故轴承校核合格。3.3.传动系统的轴及轴上零件设计3.3.1 齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传
21、动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。引用公式（3-13），接触应力的验算公式为- 20 -（MPa） （3-13）123j2081SjuKNZmBn j引用公式（3-14），弯曲应力的验算公式为（3-14）5123w208()SwjMPaYn式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；dN-电动机额定功率（KW）；dN-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;jnm-初算的齿轮模数（mm）;B-齿宽（mm）Z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：SKTnNQ-工作期限
22、系数： 160TOnKmCT-齿轮在机床工作期限（ ）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取S=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为STT= /P，P 为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N材料强化系数，查表 3-4；Q- 21 -的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当SKmaxSinSKSKmaxSKmax 时，取 = ；mini工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；
23、1 1动载荷系数，查表 3-6；2齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。w如果验算结果 或 不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为： 13056427.8/minnr36.98.920m=2.25N= =5.77kwdN1207.8/minjnr3在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 382.25，且齿宽为 B=14mmu=1.05= =1250MPj3
24、2081(.051).23.04725.19.82. 8MPj故双联滑移齿轮符合标准。验算 392.25 的齿轮：392.25 齿轮采用整淬1207.8/minjnr3- 22 -713056.980.612N= =5.71kw B=14mm u=1 dN= =1250MPj301().2.43725.107.9492.5108MP j故此齿轮合格。验算 222.25 的齿轮：222.25 齿轮采用整淬1207.8/minjnr372569.0.90.684N= =5.1kw B=14mm u=4dN= =1250MPj32081()1.2.43725.19.4.508MPj故此齿轮合格。验算
25、 302.25 齿轮：302.25 齿轮采用整淬1207.8/minjnr3756.90.68N= =5.1kw B=14mm u=1dN= =1250MPj32081()1.2.43725.13.24.508MP j故此齿轮合格 3.3.2 传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（ ）4m引用公式（3-15），花键轴 - 23 -（3-424()()6dbNDdI m15）= 4 24328(3)(6).5310m传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（3-16）：= （3-4jN9510(m)nM扭 445.2
26、910.1086N16）传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 ，引用公式（3-17）：tP（3-432.510N.81NDtM扭 （ ）17）齿轮的径向力 ，引用公式（3-18）：rP（3-()/cos()902rtg18） 式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdm符合校验条件。花键轴键侧挤压应力的验算引用公式（4-19），花键键侧工作表面的挤压应力为：（3-max28,()()njy jyMPaDdlNK19）- 24 -428.5102.20()(36)7jy jyMPaPa故此花键轴校核合格，如图 4-
27、9 所示。3.3.3 轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距：主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距 L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于 L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部 C 点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：3610oBOBAEIlCL式中 L。合理跨距；C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根： 3321()()1BOABAOEILmCLC且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命 的计算公式，引用公式（3-20）：h（3-
28、50()()nhFNCfLThKlP20） j -21)或 按 计 算 负 荷 的 计 算 公 式 ， 引 用 (4进 行 计 算 ：- 25 -（3-hjFNnnfCKlPC()21） C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf 103nifi寿命系数， nf 5nnLf等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 = ；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床Ff等多数机床）， ；1.3f功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表
29、 32；n齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；lP当量动载荷，按机床设计手册。124863nLhT0395n3.4 传动系统的轴及轴上零件设计3.4.1 齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。引用公式（3-13），接触应力的验算公式为- 26 -（MPa） （3-13）123j2081SjuKNZmBn j引用公式（3-14），弯曲应力的验算公式为（3-14）5123w208()SwjMPaYn式中 N-齿轮传递
30、功率（KW），N= ；dN-电动机额定功率（KW）；dN-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;jnm-初算的齿轮模数（mm）;B-齿宽（mm）Z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：SKTnNQ-工作期限系数： 160TOKmCT-齿轮在机床工作期限（ ）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为ST= /P，P 为变速组的传动副数； T-齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳
31、曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N- 27 -材料强化系数，查表 3-4；QK的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当SmaxSinSKSKmaxSKmax 时，取 = ；mini工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。w如果验算结果 或 不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模
32、数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为： 1305694148.6/min2nr3 7.0.238N= =5.42kwdN14.6/injnr3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 412.25，且齿宽为 B=12mm，u=1.05= =1250MPj3208(.051).23.04725.18941. 186MPj故三联滑移齿轮符合标准。如图 4-11 所示。验算 502.5 的齿轮：502.5 齿轮采用整淬148.6/minjnr372059.0.90.682- 28 -N= =5.1kw B=15mm u=1 dN= =1250MPj32081()1.2
33、.043725.1905.586MPj故此齿轮合格。验算 633 的齿轮：633 齿轮采用整淬 148.6/minjnr372059.0.90.682N= =5.1kw B=10mm u=4dN= =1250MPj3081(4)1.2.43725.186086MPj故此齿轮合格。验算 442 齿轮：442 齿轮采用整淬 148.6/minjnr372059.0.90.682N= =5.1kw B=10mm u=1dN= =1250MPj3081()1.2.43725.13942586MPj故此齿轮合格。3.4.2 传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗
34、弯断面惯性矩（ ），花键轴的计算，引用公式（3-15） ：4m（3-15）424()()6dbNDdI=4 2432836.5310m- 29 -式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（3-16）：= （3-4j9510(m)nM扭 445.2910.1086Nm16） 式中 N该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速（ r/min）。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 ，引用公式（3-17）：tP（3-432.510N.81NDtM扭 （ ）17）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力 ，引用公式（3-18）：rP（3-()/cos()902rtgN18）式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为，引用公式（3-19）：（3-max28,()()njy jyMPaDdlNK
