專用銑床主傳動系統(tǒng)設計

專用銑床主傳動系統(tǒng)設計,專用,銑床,傳動系統(tǒng),設計 寧 XXX學院 畢業(yè)設計(論文) 專用銑床主傳動系統(tǒng)設計說明書 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 本論文主要說明專用銑床設計的基本過程及要求。專用銑床是按高度集中原則設計的，即在一臺機床上可以同時完成同一種工序或多種不同工序的加工。專用銑床發(fā)展于工業(yè)生產(chǎn)末期，與傳統(tǒng)的機床相比：專用銑床具有許多優(yōu)點：效率高、精度高、成本低。它由底座、立柱、工作臺、及電源一些基本部件及一些特殊部件，根據(jù)不同的工件加工所需而設計的。 關鍵詞：專用銑床；設計；過程；功能 57 Abstract The manipulator is a new device developed in the mechanization, automation of production process, a grasping and moving the workpiece function of automation device use. The manipulator can repeat boring to do dangerous work instead of humans,, improve labor productivity, reduce labor intensity. The device covers the position control technology of programmable control technology, detection technology. The material of hydraulic manipulator this subject to the grasping be up in space objects, flexible, any changes to the relevant parameters according to the change and the movement flow requirements, but instead of manual operation in high risk areas,. Key Words: manipulator, hydraulic manipulator, crawl, enhance 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 1 第1章 加工原理及操縱性能要求 2 2.1 銑床加工基本原理 2 2.2操縱性能一些基本要求 2 第2章 運動設計 3 2.1選定電機 3 2.2轉(zhuǎn)速的確定 3 2.2.1速度級數(shù)Z的確定 3 2.2.2確定結(jié)構(gòu)式 3 2.3繪制轉(zhuǎn)速圖 4 2.4確定變速組齒輪傳動副齒數(shù) 4 2.5主傳動系統(tǒng)簡圖 6 2.6核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 6 第3章 傳動件的估算 8 3.1V帶傳動 8 3.1.1選擇帶的型號 8 3.1.2確定從動帶輪的基準直徑 8 3.1.3驗算帶速 8 3.1.4確定中心距及基準長度 8 3.1.5計算根數(shù)z 9 3.2傳動軸的估算 10 3.3確定矩形花鍵的尺寸 12 3.4齒輪的計算 12 3.5 離合器的選用 15 3.6.傳動系統(tǒng)的Ⅰ軸及軸上零件設計 15 3.6.1齒輪的驗算 15 3.6.2 傳動軸的驗算 16 3.6.3 軸承疲勞強度校核 18 3.7 傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 19 3.7.1齒輪的驗算 19 3.7.2傳動軸的驗算 21 3.7.3軸組件的剛度驗算 22 3.8 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 24 3.8.1齒輪的驗算 24 3.8.2 傳動軸的驗算 26 3.8.3 軸組件的剛度驗算 28 3.9傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 30 3.9.1齒輪的驗算 30 3.9.2傳動軸的驗算 31 3.9.3軸組件的剛度驗算 33 3.10 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 35 3.10.1齒輪的驗算 35 3.10.2傳動軸的驗算 36 3.10.3軸組件的剛度驗算 38 3.11 主軸合理跨距的計算 40 3.12 軸的校核 41 3.13 軸承壽命校核 43 第4章 結(jié)構(gòu)設計及說明 44 4.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 44 4.2 展開圖及其布置 44 第5章 結(jié)構(gòu)設計 45 5.1結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 45 5.2展開圖及其布置 46 5.3 I軸（輸入軸）的設計 46 5.4 齒輪塊設計 47 5.4.1齒輪塊設計 47 5.4.2 其他問題 48 5.5傳動軸的設計 48 5.6 主軸組件設計 50 5.6.1 各部分尺寸的選擇 50 5.6.2 主軸軸承 50 5.6.3 主軸與齒輪的連接 52 5.6.4 潤滑與密封 52 5.6.5 其他問題 53 結(jié) 論 54 參考文獻 55 致 謝 56 緒論 銑床是用銑刀對工件進行銑削加工的機床。銑床除能銑削平面、溝槽、輪齒、螺紋和花鍵軸外，還能加工比較復雜的型面，效率較刨床高，在機械制造和修理部門得到廣泛應用。 最早的銑床是美國人惠特尼于1818年創(chuàng)制的臥式銑床；為了銑削麻花鉆頭的螺旋槽，美國人布朗于1862年創(chuàng)制第一臺萬能銑床，這是升降梯銑床的雛形；1884年前后又出現(xiàn)了龍門銑床；二十世紀20年代出現(xiàn)了半自動銑床，工作臺利用擋塊可完成“進給-決速”或“決速-進給”的自動轉(zhuǎn)換。1950年以后，銑床在控制系統(tǒng)方面發(fā)展很快，數(shù)字控制的應用大大提高了銑床的自動化程度，尤其是70年代以后，微處理機的數(shù)字控制系統(tǒng)和自動換刀系統(tǒng)在銑床上得到應用，擴大了銑床的加工范圍，提高了加工精度與效率。 銑床的種類很多，一般是按布局形式和適用范圍加以區(qū)分，主要的有升降臺銑床、龍門銑床、單柱銑床和單臂銑床、儀表銑床、工具銑床等。 升降臺銑床有萬能式、臥式和 立式幾種，主要用加工中小型零件，應用最廣；龍門銑鏜床、龍門銑刨床和雙柱銑床，均用于加工大型零件；單柱銑床的水平銑頭可沿立柱導軌移動，工作臺作縱向進給；單臂銑床的立銑頭可沿懸臂導軌水平移動，懸臂也可沿立柱導軌調(diào)整高度，單柱銑床和單臂銑床均用于加工大型零件。 儀表銑床是一種小型的升降臺銑床，用于加工儀器儀表和其他小型零件；工具銑床主要用于模具和工具制造，配有立銑頭、萬能角度工作臺和插頭等多種附件，還可進行鉆削、鏜削和插削等加工。其他銑床還有鍵槽銑床、凸輪銑床和曲軸銑床等，他們都是為加工相應的工件而制造的專用銑床。 第1章 加工原理及操縱性能要求 2.1 銑床加工基本原理 普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料做些簡要介紹。銑床系主要用銑刀在工件上加工各種表面的機床。通常銑刀旋轉(zhuǎn)運動為主運動，工件和銑刀的移動為進給運動。 銑削時，銑刀切入工件時切削速度方向與工件的進給方向相反，這種銑削方式稱為逆銑。逆銑時，刀齒的切削厚度從零逐漸增大。刀齒在開始切入時，由于切削刃鈍圓半徑的影響，刀齒在工件表面上打滑，產(chǎn)生擠壓和摩擦，使這段表面產(chǎn)生嚴重的冷硬層?；械揭欢ǔ潭葧r，刀齒方能切下一層金屬層。下一個刀齒切入時，又在冷硬層上擠壓、滑行，使刀齒容易磨損，同時使工件表面粗糙度值增大。此外，逆銑加工時，當接觸角大于一定數(shù)值時，垂直銑削分力向上易引起振動。 銑削時，銑刀切出工件時切削速度方向與工件的進給方向相同，這種銑削方式稱為順銑，順銑時，刀齒的切削厚度從最大逐漸遞減至零，避免了逆銑時的刀齒擠壓、滑行現(xiàn)象，已加工表面的加工硬化程度大為減輕，表面質(zhì)量也較高，刀具耐用度也比逆銑時高。同時，垂直方向的切削分力始終壓向工作臺，避免了工件的振動。順銑時，銑削力的縱向分力始終與驅(qū)動工作臺移動的縱向分力方向相同。如果絲杠與螺母傳動副中存在間隙，當縱向銑削分力大于工作臺與導軌之間的摩擦力時，會使工作臺帶動絲杠出現(xiàn)竄動，造成工作臺振動，使工作臺進給不均勻，嚴重時會出現(xiàn)打刀現(xiàn)象。因此，如采用順銑，必須要求銑床工作臺進給絲杠螺母副有消除間隙的裝置，宜采用逆銑加工。銑床也可以加工平面，溝槽，加工各種曲面，齒輪等。 2.2操縱性能一些基本要求 1)具有皮帶輪卸荷裝置 2）主軸的變速由摩擦離合器完成 第2章 運動設計 2.1選定電機 已知該專用銑床可加工材料為碳鋼和可鍛鑄鐵的零件，查表銑削時切削速度為6~60 m/min，并通過計算得到最大銑削力為166.52公斤力。 由公式 電動機功率 查表選取型號Y100L1-4 額定功率2.2kw，額定轉(zhuǎn)速1430r/min，堵轉(zhuǎn)扭矩2.2，最大扭矩2.3，質(zhì)量34kg 2.2轉(zhuǎn)速的確定 由公式 d-銑刀直徑=30mm 2.2.1速度級數(shù)Z的確定 根據(jù)最低轉(zhuǎn)速63r/min 公比1.41可得8級轉(zhuǎn)速：63 90 125 180 250 355 500 710 2.2.2確定結(jié)構(gòu)式 級數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、等變速副。變速副中由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z為2和3的因子。因此確定結(jié)構(gòu)式為：8= 2.3繪制轉(zhuǎn)速圖 2.4確定變速組齒輪傳動副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 ： ① 齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結(jié)構(gòu)龐大，一般推薦 ② 最小齒輪的齒數(shù)要盡2可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)；受結(jié)構(gòu)限制的最小齒數(shù)應大于18~20；齒輪齒數(shù)應符合轉(zhuǎn)速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉(zhuǎn)速圖上要求的傳動比）之間有誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過 變速組a: 假設降速最大的小齒輪的最小齒數(shù)為22，查表齒數(shù)和 找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 1.41 68、70、72…… 66、69、72…… 在具體結(jié)構(gòu)允許下，選用較小的為宜，現(xiàn)確定， 確定各齒輪副的齒數(shù)： i=1.41 找出 i=2 找出 變速組b: 假設降速最大的小齒輪的最小齒數(shù)為22，查表齒數(shù)和 找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 1 66、68、70、72…… 66、69、72…… 在具體結(jié)構(gòu)允許下，選用較小的為宜，現(xiàn)確定， 確定各齒輪副的齒數(shù)： i=1 找出 i=2 找出 變速組c: 假設降速最大的小齒輪的最小齒數(shù)為22，查表齒數(shù)和 找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 1.41 84、86、88…… 84、87、88…… 在具體結(jié)構(gòu)允許下，選用較小的為宜，現(xiàn)確定， 確定各齒輪副的齒數(shù)： i=1.41 找出 i= 找出 2.5主傳動系統(tǒng)簡圖 2.6核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 齒輪齒數(shù)確定后，主軸的各級實際即確定，它與主軸的標準轉(zhuǎn)速總會產(chǎn)生一定的誤差，應滿足: 結(jié)果見下表： 級數(shù) 計算式 誤差 允許值 結(jié)論 1 1430/2*24/48*22/44*22/62 63.43 64 0.89% 4.1% 合格 2 1430/2*30/42*22/44*22/62 90.61 91 0.428% 4.1% 合格 3 1430/2*24/48*33/33*22/62 126.85 128 0.898% 4.1% 合格 4 1430/2*30/42*33/33*22/62 181.22 180 0.68% 4.1% 合格 5 1430/2*24/48*22/44*49/35 250.25 253 1.08% 4.1% 合格 6 1430/2*30/42*22/44*49/35 357.5 357 0.14% 4.1% 合格 7 1430/2*24/48*33/33*49/35 500.5 503 0.497% 4.1% 合格 8 1430/2*30/42*33/33*49/35 715 710 0.704% 4.1% 合格 第3章 傳動件的估算 3.1V帶傳動 3.1.1選擇帶的型號 查表查得工況系數(shù),再由 根據(jù)查圖選用確定為A型帶 3.1.2確定從動帶輪的基準直徑 取80mm 則實際傳動比i為2,從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為： 3.1.3驗算帶速 3.1.4確定中心距及基準長度 初步確定中心距可按下式： 取300mm 查表取900mm 計算實際中心距 中心距的變化范圍 所以中心距的變化范圍為244~289mm 驗算小帶輪上的包角 3.1.5計算根數(shù)z 由 查表得 由，查表得 根據(jù)包角和帶長 單根V帶的額定功率 取4根 3.1.6計算單根V帶的初拉力的最小值 查表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m 應使帶的實際初拉力 3.1.7計算壓軸力 壓軸力的最小值為 帶輪結(jié)構(gòu)設計略 3.2傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的剛度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 確定各傳動軸及主軸的直徑 查表得 由軸承為滾子軸承查表得 由齒輪精度為8級查表得 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 主軸： 軸的材料為45號鋼，鍵為矩形花鍵，查表得 根據(jù)公式 取26mm 查閱機械設計手冊確定軸承型號為30204 取28mm 查閱機械設計手冊確定軸承型號為30205 取32mm 查閱機械設計手冊確定軸承型號為30206 軸承參數(shù)如下表 30204 30205 30206 T 15.25 16.25 17.25 C 12 13 14 D 47 52 62 d 20 25 30 B 14 15 16 根據(jù)電動機額定功率2.2KW，查表得到主軸前軸頸值徑的范圍50~90，取60mm 主軸的后軸頸直徑 查閱機械設計手冊得前軸承型號為30212 后軸承型號為30209 3.3確定矩形花鍵的尺寸 根據(jù)各傳動軸的直徑查閱機械設計手冊確定了矩形花鍵的各個參數(shù)如下表： 小徑d 規(guī)格 C r 26 0.3 0.2 28 0.3 0.2 32 0.3 0.2 3.4齒輪的計算 由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產(chǎn)效率高、生產(chǎn)成本低等優(yōu)點，而且直齒圓柱齒輪傳動也能滿足設計要求，所以本次設計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩(wěn)性、接觸誤差及噪聲有關。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設計都選用7-6-6的精度。具體設計步驟如下： 1、模數(shù)的估算： 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： mm （式中即為齒輪所傳遞的功率） …………（2.4） 齒面點蝕的估算公式： mm （式中即為齒輪所傳遞的功率）……………（2.5） 其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，為齒輪中心距。 由中心距及齒數(shù)求出模數(shù)： mm ……………………………………………………(2.6) 根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。 前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數(shù)估算如下： 第一對齒輪副 ∵ ∴ mm 所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為m=2.5 第二對齒輪副 ∵ ∴ mm 所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為m=3 第三對齒輪副 ∵ ∴ mm mm 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為m=4 第四對齒輪副 ∵ ∴ mm 所以，第四對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為m=4 綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數(shù)值應盡可能取相同，但因為Ⅴ軸的轉(zhuǎn)速比較小，扭矩比較大，為了增加其強度和在主軸上能起到飛輪的作用，需增加Ⅴ軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設計中在Ⅰ～Ⅳ間各個齒輪模數(shù)均為在Ⅴ軸上就取。 材料選擇40Cr 調(diào)質(zhì) 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓 齒根圓 中心距 齒寬 1 30 2.5 2.588 77.64 2.5 3.125 82.64 71.39 93.168 20 2 42 2.5 2.588 108.696 2.5 3.125 113.696 102.446 93.168 20 3 24 2.5 2.588 62．112 2.5 3.125 67.112 55.862 93.168 20 4 48 2.5 2.588 124.224 2.5 3.125 129.224 117.974 93.168 20 5 33 3 3.105 102.465 3 3.75 108.465 94.965 102.465 24 6 33 3 3.105 102.465 3 3.75 108.465 94.965 102.465 24 7 22 3 3.105 68.31 3 3.75 74.31 60.81 102.465 24 8 44 3 3.105 136.62 3 3.75 142.62 129.12 102.465 24 9 35 4 4.141 144.935 4 5 152.935 134.935 173.922 34 10 49 4 4.141 202.909 4 5 210.909 192.909 173.922 32 11 22 4 4.141 91.102 4 5 99.102 81.102 173.922 32 12 62 4 4.141 256.742 4 5 264.742 246.742 173.922 32 3.5 離合器的選用 離合器在機器運轉(zhuǎn)中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或接合，對離合器的要求有：接合平穩(wěn)，分離迅速徹底；調(diào)節(jié)和修理方便；外廓尺寸??；質(zhì)量??；耐磨性好和有足夠的散熱能力；操作方便省力。離合器的類型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根據(jù)設計要求，我選用了電磁式摩擦片離合器。根據(jù)經(jīng)驗值；。 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。 3.6.傳動系統(tǒng)的Ⅰ軸及軸上零件設計 3.6.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 3.6.2 傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 故N 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 3.6.3 軸承疲勞強度校核 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 3.7 傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 3.7.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 Ⅱ軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅱ軸時的最大轉(zhuǎn)速為： m=2.25 N==5.77kw 在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準 3.7.2傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 3.7.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L。—合理跨距； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 3.8 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 3.8.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至三軸時的最大轉(zhuǎn)速為： N==5.42kw 在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為41×2.25，且齒寬為B=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故三聯(lián)滑移齒輪符合標準 3.8.2 傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此三軸花鍵軸校核合格 3.8.3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L。—合理跨距； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 3.9傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 3.9.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 3.9.2傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； D—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =22.32mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 3.9.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇啵? C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 3.10 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 3.10.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 軸上的斜齒輪采用調(diào)質(zhì)處理的方式進行熱處理 3.10.2傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =31.43mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此五軸花鍵軸校核合格 3.10.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L。—合理跨距； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 3.11 主軸合理跨距的計算 圖3-1 主軸跨距計算圖 已選定的前后軸徑為 ：， 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 ＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm） 切削力（沿y軸） Fc=415.349/0.09=4615N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2307N 總作用力 F==5159.72N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=2522.28N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5159.72×=7739.58N RB=F×=5159.72×=2579.86N 根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；==1.12 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η==0.13 查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.0，與原假設接近，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=62mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 3.12 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： 3.13 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：預期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第4章 結(jié)構(gòu)設計及說明 4.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 設計主軸變速箱的結(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)設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。 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)設計時整個機床設計的重點，由于結(jié)構(gòu)復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。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)。 4.2 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。 第5章 結(jié)構(gòu)設計 5.1結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 設計主軸變速箱的結(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)設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，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)設計時整個機床設計的重點，由于結(jié)構(gòu)復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： (2) 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。 (3) 檢驗傳動設計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。 (4) 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