普通車床主傳動系統(tǒng)設計機床主傳動系統(tǒng)設計

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1、 安 徽 建 筑 大 學 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 專 業(yè) 機械設計制造及自動化 班 級 09 城建機械3班 姓 名 學 號 課 題 一般車床主傳動系統(tǒng)設計 指引教師 年 6 月 10 日 摘要 主傳動系統(tǒng)設

2、計是機床設計中非常重要的構成部分，本次設計重要由機床的級數(shù)入手，于構造式、構造網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇多種主傳動配合件，對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“構造化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完畢設計任務。 本次突出了構造設計的規(guī)定，在保證機床的基本規(guī)定下，根據(jù)機床設計的原則，擬定機構式和構造網(wǎng)，對機床的機構進行精簡，力求減少生產(chǎn)成本；主軸和齒輪設計在滿足強度需要的同步，材料的選擇也是采用折中的原則，沒有選擇過高強度的材料從而導致?lián)]霍。 【核心詞】車床、主傳動系統(tǒng)、構造式、電動機。

3、 Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design, The design of the series to start primarily by machine, In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts, Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, a

4、nd checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project "the structure turn" , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis mod

5、ule and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks. This highlights the structural design requirements, under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the

6、principles of machine tool design, Development of institutional and structural net, Streamlining of the machine tool sector, Strive to reduce production costs, No choice of materials resulting in high strength waste. 【Keywords】lather, Main drive system, Structure , Electric motor. 目錄 緒論 5 1.

7、主軸極限轉(zhuǎn)速的擬定 6 2. 積極參數(shù)的擬定 7 2.1擬定傳動公比 7 2.2主電動機的選擇 8 3.一般車床的規(guī)格 9 4.變速構造的設計 9 4.1擬定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 9 4.2構造式的擬定 10 4.3構造網(wǎng)的擬定 10 4.4各變速組的變速范疇及極限傳動比 11 4.5擬定各軸的轉(zhuǎn)速 12 4.6繪制轉(zhuǎn)速圖 13 4.7擬定各變速組變速副齒數(shù) 13 4.8繪制變速系統(tǒng)圖 15 5.構造設計 16 5.1 構造設計的內(nèi)容、技術規(guī)定和方案 16 5.2 展開圖及其布置 16 5.3 I軸（輸入軸）的設計 16 5.4 齒輪塊設計 1

8、7 5.5 傳動軸的設計 18 5.6 主軸組件設計 19 5.6.1 各部分尺寸的選擇 19 5.6.2 主軸材料和熱解決 19 5.6.3 主軸軸承 20 5.6.4 主軸與齒輪的連接 21 5.6.5 潤滑與密封 21 5.6.6 其她問題 21 6.傳動件的設計 22 6.1帶輪的設計 22 6.3擬定各軸轉(zhuǎn)速 25 6.4傳動軸直徑的估算：擬定各軸最小直徑 26 6.5鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 27 7.各變速組齒輪模數(shù)的擬定和校核 29 7.1齒輪模數(shù)的擬定： 29 7.2齒輪的設計 33 8.齒輪校驗 35 8.1齒輪強度校核 35 8.

9、1.1校核a組齒輪 36 8.1.2 校核b組齒輪 37 8.1.3 校核c組齒輪 38 9.主軸組件設計 40 9.1主軸的基本尺寸擬定 40 9.1.1外徑尺寸D 40 9.1.2主軸孔徑d 41 9.1.3主軸懸伸量a 42 9.1.4支撐跨距L 42 9.1.5主軸最佳跨距的擬定 42 9.2主軸剛度驗算 44 9.3 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算； 45 9.4各軸軸承的選用的型號 47 9.4.1 各軸軸承的校核 47 9.5 摩擦式離合器的選擇和計算 48 謝辭 51 總結(jié) 52 參照文獻 53 一般車床主傳動系統(tǒng)設計 機械與電氣工程學院

10、機械設計制造及其自動化專業(yè) 09城建機械3班 劉林海 指引教師 魏常武 緒論 機床主傳動系統(tǒng)因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的規(guī)定也不同樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的規(guī)定。在設計時應結(jié)合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本規(guī)定有：滿足機床使用性能規(guī)定。一方面應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范疇和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的規(guī)定。 本文設計的為一般車床的傳動系統(tǒng)，根據(jù)不同的加工條件，對傳動系統(tǒng)的規(guī)定也不盡相似，根據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其她的也許工藝加工的規(guī)定，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)

11、展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床設計的最為合理。 本文從開始到結(jié)束的流程如下： ※ 查閱資料，擬定籌劃； ※ 擬定傳動構造，繪制草圖； ※ 設計傳動件和零件； ※ 校核零件、組件； ※ 繪圖，編寫論文闡明書。 1.主軸極限轉(zhuǎn)速的擬定 擬定主軸的最高轉(zhuǎn)速和最低轉(zhuǎn)速，應當在分析所設計機床幾種典型加工方式的切削用量和參照既有同類型機床的技術性能的基本上，并按照“技術上先進，經(jīng)濟上合理”的原則進行。 由于通用性機床加工對象很廣，不同工序所采用的切削用量相差懸殊，并且加工零件的尺寸變換也很大，因此要合理地擬定其極限轉(zhuǎn)速是

12、一種復雜的任務，必須對有關加工工序和切削用量進行分析，在分析切削用量的過程中，應特別注意下列幾點： 1.考慮先進加工措施，但所選的切削用量不應當是個別記錄，而應當具有普遍性。 2.應考慮刀具材料的發(fā)展趨勢。例如一般車到在大多數(shù)狀況下已經(jīng)采用硬質(zhì)合金，目前陶瓷刀具也已開始應用等狀況。 3.最高和最低轉(zhuǎn)速不能僅用計算措施來擬定。還應當和先進的同類機床比較，由于過大的轉(zhuǎn)速范疇不僅不能充足發(fā)揮其性能，并且還也許使構造無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好后來，驗算各重要傳動件的最大圓周速度應不超過容許值。 主軸最高和最低轉(zhuǎn)速可按下列計算： = (rpm)

13、 = (rpm) 其中： 、——主軸最高、最低轉(zhuǎn)速（m/min）； 、——典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、——最大、最小計算直徑。 一般車床采用最大速度的典型工序一般為用硬質(zhì)合金車刀精車或半精車鋼質(zhì)軸類工件的外圓，取=200r/min。 采用最小速度的典型工序又如下幾種狀況： 1.在低速光車，規(guī)定獲得粗糙度不不小于R3.2μm； 2.精鉸孔 3.加工多種螺紋及多頭螺紋； 4.用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤類工件進行粗車端面工作，取=25r/min。 一般取計算

14、直徑： =0.5D =(0.2~0.25) 式中D為最大工件回轉(zhuǎn)直徑，即主參數(shù)(mm)。 當?shù)湫凸ば驗殂q孔或加工螺紋時，應按在車床上常用最大鉸孔直徑或常常加工的最大螺紋直徑作為最大計算直徑，根據(jù)調(diào)研可推薦：=0.2 ,(為刀架上最大工件回轉(zhuǎn)直徑） 故 ===1990 r/min，取= r/min； ==49.65 r/min， 取=45 r/min； 與本次設計給定的參數(shù)相差不大，取計算值。 2. 積極參數(shù)的擬定 2.1擬定傳動公比 根據(jù)《機械制造裝

15、備設計》公式（3-2）由于已知 ==1.26 ∴ Z=+1=18 根據(jù)《機械制造裝備設計》表3-5 原則公比。這里我們?nèi)≡瓌t公比系列=1.26 由于=1.26=1.064，根據(jù)《機械制造裝備設計》表3-6原則數(shù)列。一方面找到最小極限轉(zhuǎn)速5，再每跳過3個數(shù)（1.26～1.064）取一種轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列：14、18、22.4、28、35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450、560、710、900。 2.2主電動機的選擇 合理的擬定電機功率P，使機床既能

16、充足發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機常常輕載而減少功率因素。 目前以常用的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火解決，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉(zhuǎn)位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。 現(xiàn)以擬定粗車是的切削用量為設計： ① 擬定背吃刀量和進給量f，根據(jù)《切削加工簡要實用手冊》表8-50， 取4mm，f取0.6。 ② 擬定切削速度，參《切削加工簡要實用手冊》表8-57，取V=1.7。 ③ 機床功率的計算， 主切削力的計算 根據(jù)《切削加工簡要實用手冊》-表8-59和

17、表8-60，主切削力的計算公式及有關參數(shù)： F=9.81 =9.8127040.60.751.7-0.150.920.95 =3242（N） 切削功率的計算 ==3242×1.7×10-3=5.5(kw)； 根據(jù)一般狀況，取機床變速效率=0.8。 ==6.86(kW) 根據(jù)《機械設計課程設計手冊》表12-1 Y系列（IP44）電動機的技術數(shù)據(jù),Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其她雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過100

18、0m，額定電壓380V，頻率50Hz。合用于無特殊規(guī)定的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運送機，農(nóng)業(yè)機械等。 根據(jù)以上規(guī)定，選用Y160M-6型三相異步電動機，額定功率7.5kW,滿載轉(zhuǎn)速970，額定轉(zhuǎn)矩2.0，質(zhì)量119Kg。 3.一般車床的規(guī)格 根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)： 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表3.1 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 (mm) 最高轉(zhuǎn)速 () 最低轉(zhuǎn)速 () 電機功率 P（kW） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 320 712 14 7.5 1.26 18 4.變速構造的設計 擬定變

19、速方案，涉及變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的擬定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及構成、安排不同特點的變速型式、變速類型。 變速方案和型式與構造的復雜限度密切有關，和工作性能也有關系。因此，擬定變速方案和型式，要從構造、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。 變速方案有多種，變速型式更是眾多，例如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范疇可用增長變速組數(shù)，也可采用背輪構造、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用互換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，也許的方案有諸多，優(yōu)化的方案也因條件而異。 4.1擬定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 級數(shù)為Z的變

20、速系統(tǒng)由若干個順序的變速組構成，各變速組分別有、……個變速副。即 變速副中由于構造的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 18=3×3×2 18=3×2×3 18=2×3×3 由于傳動副數(shù)的排列“前多后少”。按此原則取第一種方案：18=3×3×2 4.2構造式的擬定 對于18=3×3×2傳動式，有6種構造式和相應的構造網(wǎng)。分別為： 18＝31×33×29 18＝33×31×29 18＝32×36×21 18＝31×36×23 18＝36×31×23

21、 18＝36×32×21 根據(jù)主變速系統(tǒng)設計的一般原則： ※ 傳動副前多后少的原則； 主變速傳動系從電動機到主軸，一般為降速傳動，接近電動機的傳動轉(zhuǎn)速較高， 傳動的轉(zhuǎn)矩較小，尺寸小某些，反之，接近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡量將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在背面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范疇內(nèi)工作，尺寸小某些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸； ※ 傳動順序與擴大順序相一致的原則； 即“前密后疏”原則，即規(guī)定 X0＜X1＜X2＜…………

22、＜Xj 前面變速組的傳動副分布緊密，背面的分布疏松。 因此 取18＝31×33×29 4.3構造網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范疇小的原則選擇構造網(wǎng)。從而擬定構造網(wǎng)如下： 圖4.1構造網(wǎng) 4.4各變速組的變速范疇及極限傳動比 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范疇：在降速傳動時，為避免被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為避免產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范疇為/≤8～10。 主軸的變速范疇應等于主變速傳動系中各個

23、變速組變速范疇的乘積，即： 檢查變速組的變速范疇與否超過極限值時，只需檢查最后一種擴大組。由于其她變速組的變速范疇都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范疇不超過極限值，其她變速組就不會超過極限值。 其中， ， ∴，符合規(guī)定 4.5擬定各軸的轉(zhuǎn)速 ?分派總降速變速比 總降速變速比 又電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列原則，因而增長一定比變速副。 ②擬定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ③在五根軸中，除去電動機軸，其他四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。

24、Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，擬定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速。 ⑴先來擬定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 變速組c 的變速范疇為，結(jié)合構造式 Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一種也許：56、71、90、112、140、180、224、280、355。 ⑵擬定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 變速組b的級比指數(shù)為3，但愿中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速擬定為：224、280、355。 ⑶定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可?。? == == = 擬定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為355，電

25、動機于軸Ⅰ的定變傳動比為970/355=2.7 4.6繪制轉(zhuǎn)速圖 圖4.2轉(zhuǎn)速圖 4.7擬定各變速組變速副齒數(shù) 擬定齒輪齒數(shù)的原則和規(guī)定： ①齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床構造龐大，一般推薦≤100～200. ②最小齒輪的齒數(shù)要盡量少；但同步要考慮： ※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中原則直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)≥18； ※受構造限制的最小齒輪最小齒數(shù)應不小于18～20； ※齒輪齒數(shù)應符合轉(zhuǎn)速圖上傳動比的規(guī)定：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉(zhuǎn)速圖上規(guī)定的傳動比）之間又誤差，但不能過大，擬定齒輪數(shù)所導致

26、的轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過10%（-1）%，即% -規(guī)定的主軸轉(zhuǎn)速； -齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉(zhuǎn)速； 齒輪齒數(shù)的擬定，當各變速組的傳動比擬定后來，可擬定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可根據(jù)機械設計手冊推薦的措施擬定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是原則公比的整多次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表3-9中選用。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應不小于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應不小于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據(jù)《機械制造裝備設計》,查表3-9多種常用變速比的使用齒數(shù)

27、。 ⑴變速組a: =1 =1/=1/1.26 =1/2 ※擬定最小齒輪的齒數(shù)及最小齒數(shù)和 該變速組內(nèi)的最小齒輪必在i=1/2的齒輪副中，根據(jù)構造條件，假設最小齒數(shù)為=22時，查表得到 =72。 ※找出也許采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 =1 =……60、62、64、66…… =1.26 =……61、63、64、66…… =2 =……60、63、66、69、72…… 在具體構造容許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)擬定=66， 擬定各齒數(shù)副的齒數(shù) i=2，找出=22， =-=66-22=44；

28、 i=1.26，找出=29，=-=66-29=37； i=1 ，找出=33，=-=66-33=33； ⑵變速組b的齒數(shù)擬定： =1 =1/=1/2 =1/4 故變速組中最小齒輪必在1/的齒輪副中，假設最小齒數(shù)為=22，=84， 同上，取=84，查得=42， =-=84-42=42 =28，=-=84-28=56 =17，=-=84-17=67 ⑶變速組c齒數(shù)擬定 同上取=90，查得=30， =-=90-30=60 =18，=-=90-18=72 4.8繪制變速系統(tǒng)圖 變速系統(tǒng) 圖4.

29、3 5.構造設計 5.1 構造設計的內(nèi)容、技術規(guī)定和方案 設計主軸變速箱的構造涉及傳動件（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、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的構造設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表達。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關規(guī)定外，著重考慮如下幾種方面的問題：精度方面的規(guī)定，剛度和抗震性的規(guī)定，傳動效率規(guī)定，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，構造工藝性，操作以便、安全、可靠原則，遵循原則化和通用化的原則。 主軸變速箱構造設計時整個機床設計的重點，由于構造復雜，設計中不可避免要通過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應當先

30、畫草圖。目的是： 1） 布置傳動件及選擇構造方案。 2） 檢查傳動設計的成果中有無干涉、碰撞或其她不合理的狀況，以便及時改正。 3） 擬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，以擬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)。 5.2 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種平面上。 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，齒根圓的直徑必須不小于離合器的外徑，否則齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離

31、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，右邊接通得到三級正向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第二種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的構造。 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她軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動器尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有助于提高剛度和減小體積。 5.3 I軸（輸入軸）的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，構造上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力（采用卸荷裝置）。Ⅰ軸上裝有摩擦離合器，由于構成離合器的

32、零件諸多，裝配很不以便，一般都是在箱外組裝好Ⅰ軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。 車床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)正反轉(zhuǎn)的變換方案諸多，我們采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不斷車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。 在擬定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調(diào)節(jié)。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意： 1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一種圓盤裝在花鍵上，另一種裝在花鍵軸上的一種環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一種花鍵齒，和軸上的

33、花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向的兩個自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉系統(tǒng)，不增長軸承軸向復合。 3） 構造設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤銷后，有自鎖作用。 Ⅰ軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉(zhuǎn)動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向是相反的，兩者的相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。構造設計時應考慮這點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在某些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 空套齒輪需要有軸向

34、定位，軸承需要潤滑。 5.4 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同步嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一種齒輪上的載荷是變化的。同步由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的重要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計時，應充足考慮這些問題。 齒輪塊的構造形式諸多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪； 2） 移動滑移齒輪的措施； 3） 齒輪精度和加工措施； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇重要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際成果得知，圓周速度會增長一倍，噪聲約增

35、大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，因此這兩項精度應選高一級。 為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲規(guī)定很嚴，或某些核心齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將明顯提高。 不同精度級別的齒輪，要采用不同的加工措施，對構造規(guī)定也有所不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。 6級精度的齒

36、輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才干達到6級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工措施和畫法也不同樣，應予注意。 選擇齒輪塊的構造要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡量做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，規(guī)定有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 要保證對的嚙合，齒輪在軸上的位置應當可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其她方式保證，一般在裝配時最后調(diào)節(jié)擬

37、定。 5.5 傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 一方面?zhèn)鲃虞S應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。因此裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸以便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是

38、全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。并且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度規(guī)定都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配以便，間隙容易調(diào)節(jié)。因此有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，一方面取決于承載能力，但也要考慮其她構造條件。 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充足考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)節(jié)好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同步加工幾

39、種同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同步進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同步加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應盡量避免。 既要滿足承載能力的規(guī)定，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排規(guī)定。 兩孔間的最小壁厚，不得不不小于5～10，以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一種應不不小于花鍵的內(nèi)徑。 一般傳動軸上軸承選用級精度。 傳動軸必須在箱體內(nèi)保持精確位置，才干保證裝在軸上各傳動件的位置對的性，不管軸與否轉(zhuǎn)動，與否受軸向力，都必須有軸向定位。

40、對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。 回轉(zhuǎn)的軸向定位（涉及軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意： 1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 2） 軸承的間隙與否需要調(diào)節(jié)。 3） 整個軸的軸向位置與否需要調(diào)節(jié)。 4） 在有軸向載荷的狀況下不適宜采用彈簧卡圈。 5） 加工和裝配的工藝性等。 5.6 主軸組件設計 主軸組件構造復雜，技術規(guī)定高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度），設計時重要環(huán)繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾種方面考慮。 5.6.1

41、 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，并且波及多方面的因素。 1） 內(nèi)孔直徑 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范疇，加大可加工棒料直徑，車床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢。 2） 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一重要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一種尺寸，構造擬定后再進行核算。 3） 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其她工具錐柄，規(guī)定能自鎖，目前采用莫氏六號錐孔。 4） 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇合適的支撐跨距，一般推薦取： =2～3.5，跨距小時，軸承變形對軸

42、端變形的影響大。因此，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨距的大小，很大限度上受其她構造的限制，常常不能滿足以上規(guī)定。安排構造時力求接近上述規(guī)定。 5.6.2 主軸材料和熱解決 在主軸構造形狀和尺寸一定的條件下，材料的彈性模量E越大，主軸的剛度也越高，由于鋼材的E值較大，故一般采用鋼質(zhì)主軸，一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的45號鋼。提高主軸有關表面硬度，增長耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱解決的主線規(guī)定。機床主軸都在一定部位上承受著不同限度的摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具有合適的硬度可改善裝配工藝并保證裝配精度，一般硬度為HRC40-50即

43、可滿足規(guī)定。一般機床的主軸，淬火時規(guī)定無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不不不小于1mm，最佳1.5-2mm,使精磨后仍能保存一點深度的淬硬層，主軸熱解決后變形要小。螺紋表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能過深，臺階交接處應當?shù)菇?；滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓R>0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。 5.6.3 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同步承受徑向力和軸向力，構造比較簡樸，但容許的極限轉(zhuǎn)速低某些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。

44、具有承載能力大，容許極限轉(zhuǎn)速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小某些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但容許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。容許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，重要用于高速輕載的機床。 2）軸承的配備 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，構造簡樸，制造以便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐構造規(guī)定箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的重要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比

45、較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配備時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是重要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及構造的負責限度，應根據(jù)機床的實際規(guī)定擬定。 在配備軸承時，應注意如下幾點： ① 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 ② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 ③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。 3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度規(guī)定比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所此前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 一般精度級機床的主軸，前軸承的選

46、或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度規(guī)定，也要考慮經(jīng)濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。此外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會減少軸承的回轉(zhuǎn)精度，因此軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 1） 軸承間隙的調(diào)節(jié) 為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)節(jié)。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而減少。 軸承間隙的調(diào)節(jié)量，應當能以便

47、并且能精確地控制，但調(diào)節(jié)機構的構造不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于1：12的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。 其她軸承調(diào)節(jié)也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)節(jié)落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高規(guī)定，否則，調(diào)節(jié)時也許將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度規(guī)定。 5.6.4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一種或者兩個（相

48、隔180度布置），兩國特鍵不僅平衡較好，并且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 5.6.5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充足潤滑，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，避免漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵——加密封裝置避免油外流。 主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式諸多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。尚有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一種或幾種并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量

49、切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導——在合適的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 5.6.6 其她問題 主軸上齒輪應盡量接近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，因此，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度規(guī)定，否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一種杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑重要取決于

50、主軸需要的剛度、構造等。多種牌號鋼材的彈性模量基本同樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱解決變形的影響，可以選用或其她合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其她部分解決后，調(diào)節(jié)硬度為220～250。 6.傳動件的設計 6.1帶輪的設計 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪構造簡樸，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉(zhuǎn)速n=970r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比i=2.7，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)。 (1)選擇三角帶的型號 由《機

51、械設計》表8-7工作狀況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。 故根據(jù)《機械設計》公式（8-21） 式中P--電動機額定功率， --工作狀況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》 圖8-11一般V帶輪型圖選用B型。 (2)擬定帶輪的基準直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不適宜過小，即。查《機械設計》表8-8、圖8-11和表8-6取積極小帶輪基準直徑=140。 由《機械設計》公式(8-14) 式中： -小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 故 ， 由《機械設計》表8-8取圓整為400mm。

52、 (3)驗算帶速度V， 按《機械設計》式（8-13）驗算帶的速度 V= 因此，故帶速合適。 (4)初定中心距 帶輪的中心距，一般根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范疇內(nèi)選用： 根據(jù)《機械設計》經(jīng)驗公式（8-20） 0.7（140+400）≤≤2（140+400） 378≤≤1080 取=800mm. (5)三角帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（8-22）計算帶輪的基準長度 =2468.925 由《機械設計》表8-2，圓整到原則的計算長度 L=2500mm (6)擬定實際中心距

53、按《機械設計》公式（8-23）計算實際中心距 A=+=800+=815.54mm (7)驗算小帶輪包角 根據(jù)《機械設計》公式（8-25） 故積極輪上包角合適。 (8)擬定三角帶根數(shù) 根據(jù)《機械設計》式（8-26）得 查表《機械設計》表8-4b由 i=2.7和得= 0.3KW 查表《機械設計》表8-5，=0.95；查表《機械設計》表8-2，長度系數(shù)=1.03 因此取Z=4根 (9)計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.18kg/m 由《機械設計》式（8-27）

54、其中： -帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.18kg/m。 v = 970r/min = 7.1m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 6.2帶輪構造設計 ⑴帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功率時采用鑄鋁或塑料。 ⑵帶輪構造形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂構成，根據(jù)輪輻構造的不同可以分為實心

55、式（《機械制圖》圖8-14a）、腹板式（《機械制圖》圖8-14b）、孔板式（《機械制圖》圖8-14c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖8-14d）。V帶輪的構造形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖?，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 ⑶V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相相應，見《機械設計》表8-10. 槽型 與相相應得 B 14.0 3.50

56、10.8 11.5 — — 表6.1V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 V帶繞在帶輪上后來發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成不不小于。 V帶安裝到輪槽中后來，一般不應當超過帶輪外圓，也不應當與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷V帶輪的技術規(guī)定 鍛造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不容許有沙眼、裂縫、縮孔及氣泡；鍛造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，容許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行

57、修補；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其她條件參見中的規(guī)定。 6.3擬定各軸轉(zhuǎn)速 ⑴擬定主軸計算轉(zhuǎn)速： 計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞所有功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系擬定。 根據(jù)《機械制造裝備設計》表3-10，主軸的計算轉(zhuǎn)速為 ⑵各變速軸的計算轉(zhuǎn)速： ①軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速可從主軸56r/min按60/30的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速為112r/min； ②軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為224r/min； ③軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 ⑶各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)

58、最小齒輪，也是最單薄的齒輪，故也只需擬定最小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。 ① 變速組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為56r/min； ② 變速組b計算z = 17的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為224r/min； ③ 變速組a應計算z = 22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 ⑷核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 因此合適。 6.4傳動軸直徑的估算：擬定各軸最小直徑 根據(jù)《金屬切削機床設計4》公式（7-1），，并查《金屬切削機床設計4》表7-13得到取1. ①Ⅰ軸的直徑：取

59、 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P-電動機額定功率（kW）； -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（）； -傳動軸容許的扭轉(zhuǎn)角（）。 當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見《金屬切削機床設計4》表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸由于要安裝滑移齒輪因此都采用花鍵軸。由于矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的措施消除熱

60、解決變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定， 矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查《機械設計手冊》 的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。 ④各軸間的中心距的擬定： ； ； ； 6.5鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 查《機械設計手冊》表6-1選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇, Ⅰ軸處鍵的尺寸為鍵寬b×鍵高取10×8，長度為70。Ⅱ軸處鍵的尺寸為鍵寬b×鍵高取1

61、2×8，鍵的長度L取80。Ⅲ軸處鍵的尺寸為鍵寬b×鍵高取14×9，鍵的長度L取90。主軸處鍵的尺寸為鍵寬b×鍵高取28×16，鍵的長度L取100。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定。一般輪轂的長度可取為,這里d為軸的直徑。 6.5.1.傳動軸的校核 需要驗算傳動軸單薄環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相似則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角不不小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，規(guī)定驗算受力最大的齒輪處，但一般可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）。 當軸的各段直徑相差不大，計算精度規(guī)定不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動

62、軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側(cè)擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見《金屬切削機床設計》表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，因此，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 最大撓度： 查《機械制造裝備設計》表3-12許用撓度 ； 。 ②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 6.5.2鍵的校核 鍵和軸的材料都

63、是鋼，由《機械設計》表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由《機械設計》式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 7.各變速組齒輪模數(shù)的擬定和校核 7.1齒輪模數(shù)的擬定： 齒輪模數(shù)的估算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取相似的模數(shù)，如齒輪材料相似時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按《金屬切削機床設計》表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選用相近的原則模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最佳同樣，一般不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒

64、輪傳動，查《機械設計》表10-8金屬切削機床的精度級別為3～8,主傳動齒輪或重要的齒輪傳動，精度級別偏上限選擇。故齒輪精度選用7級精度，再由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS： 根據(jù)《金屬切削機床設計》表7-17；有公式： ①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)22的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應

65、力，由《機械設計》圖10-21（d）按MQ線查取; =750MPa， -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ∴ 根據(jù)《機械制圖》表7-11將齒輪模數(shù)圓整為4.5mm 。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《機械設計》圖10-20（C）按MQ線查??； -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2； ∴ ∴ 根據(jù)《機械制圖》表7-11將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。 ∵因此

66、 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 4.5。 軸Ⅰ上積極輪齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑵、b變速組：擬定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)17的齒輪。 ① 齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9227.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《機械設計》圖10-21（d）按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =750MPa， ∴ ∴ 根據(jù)《機械制圖》表7-11將齒輪模數(shù)圓整為5.5mm 。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9227.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《機械設計》圖10-20（c）按MQ線查??； -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據(jù)《機械制圖》表7-11將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。 ∵因此