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1、安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 1 頁 共 53 頁安安 徽徽 建建 筑筑 大大 學學畢 業(yè) 設 計 (論 文) 專專 業(yè)業(yè) 機械設計制造及自動化 班班 級級 09 城建機械 3 班 課課 題題 普通車床主傳動系統(tǒng)設計 安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 2 頁 共 53 頁摘要摘要主傳動系統(tǒng)設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要由機床的級數(shù)入手，于結構式、結構網擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇各種主傳動配合件，對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結構化” ，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、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，完成設計任務。本

2、次突出了結構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據機床設計的原則，擬定機構式和結構網，對機床的機構進行精簡，力求降低生產成本；主軸和齒輪設計在滿足強度需要的同時，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造成浪費?！娟P鍵詞】車床、主傳動系統(tǒng)、結構式、電動機。安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 3 頁 共 53 頁Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design, The design of the series to start primarily by machine, In

3、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, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project the structure turn , Design a principal axis

4、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 module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design

5、 to complete design tasks.This highlights the structural design requirements, under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design, Development of institutional and structural net, Streamlining of the machine tool sector, Strive to reduce producti

6、on costs, No choice of materials resulting in high strength waste.【Keywords】lather, Main drive system, Structure , Electric motor.安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 4 頁 共 53 頁目錄目錄緒論緒論.51.主軸極限轉速的確定主軸極限轉速的確定.62. 主動參數(shù)的擬定主動參數(shù)的擬定.72.1 確定傳動公比.72.2 主電動機的選擇.83.普通車床的規(guī)格普通車床的規(guī)格.94.變速結構的設計變速結構的設計.94.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目.94.2 結構式的擬定.

7、104.3 結構網的擬定.104.4 各變速組的變速范圍及極限傳動比.114.5 確定各軸的轉速.124.6 繪制轉速圖.134.7 確定各變速組變速副齒數(shù).134.8 繪制變速系統(tǒng)圖.155.結構設計結構設計.165.1 結構設計的內容、技術要求和方案.165.2 展開圖及其布置.165.3 I 軸（輸入軸）的設計.165.4 齒輪塊設計.175.5 傳動軸的設計.185.6 主軸組件設計.195.6.1 各部分尺寸的選擇.195.6.2 主軸材料和熱處理.195.6.3 主軸軸承.205.6.4 主軸與齒輪的連接.215.6.5 潤滑與密封.215.6.6 其他問題.216.傳動件的設計傳

8、動件的設計.226.1 帶輪的設計.226.3 確定各軸轉速.256.4 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑.266.5 鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核.277.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核.297.1 齒輪模數(shù)的確定：.29安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 5 頁 共 53 頁7.2 齒輪的設計.338.齒輪校驗齒輪校驗.358.1 齒輪強度校核.358.1.1 校核 a 組齒輪.368.1.2 校核 b 組齒輪.378.1.3 校核 c 組齒輪.389.主軸組件設計主軸組件設計.409.1 主軸的基本尺寸確定.409.1.1 外徑尺寸 D.409.1.2 主軸孔徑 d.4

9、19.1.3 主軸懸伸量 a.429.1.4 支撐跨距 L .429.1.5 主軸最佳跨距0L的確定.429.2 主軸剛度驗算.449.3 主軸前支撐轉角的驗算；.459.4 各軸軸承的選用的型號.479.4.1 各軸軸承的校核.479.5 摩擦式離合器的選擇和計算.48謝辭謝辭.51總結總結.52參考文獻參考文獻.53安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 6 頁 共 53 頁普通車床主傳動系統(tǒng)設計普通車床主傳動系統(tǒng)設計機械與電氣工程學院 機械設計制造及其自動化專業(yè)09 城建機械 3 班 劉林海 指導教師 魏常武緒論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，應滿足的要求也不一樣。設計

10、機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。本文設計的為普通車床的傳動系統(tǒng)，根據不同的加工條件，對傳動系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床設計的最為合理。本文從開始到結束的流程如下： 查閱資料，擬定計劃； 擬定傳動結構，繪制草圖； 設計傳動件和零件； 校核零件、組

11、件； 繪圖，編寫論文說明書。安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 7 頁 共 53 頁1.主軸極限轉速的確定主軸極限轉速的確定 確定主軸的最高轉速和最低轉速，應該在分析所設計機床幾種典型加工方式的切削用量和參考現(xiàn)有同類型機床的技術性能的基礎上，并按照“技術上先進，經濟上合理”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，而且加工零件的尺寸變換也很大，所以要合理地確定其極限轉速是一個復雜的任務，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.考慮先進加工方法，但所選的切削用量不應該是個別記錄，而應該具有普遍性。 2.應考慮刀具材料的發(fā)展

12、趨勢。例如普通車到在大多數(shù)情況下已經采用硬質合金，目前陶瓷刀具也已開始應用等情況。 3.最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值。 主軸最高和最低轉速可按下列計算： = (rpm)maxnminmax1000dv = (rpm)minnmaxmin1000dv其中： 、主軸最高、最低轉速（m/min） ；maxnminn 、典型工序的最大、最小切削速度（m/min） ；maxvminv 、最大、最小計算直徑。maxdmind 普通車床采

13、用最大速度的典型工序一般為用硬質合金車刀精車或半maxv精車鋼質軸類工件的外圓，取=200r/min。maxv 采用最小速度的典型工序又以下幾種情況：minv 1.在低速光車，要求獲得粗糙度小于 R3.2m； 2.精鉸孔安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 8 頁 共 53 頁 3.加工各種螺紋及多頭螺紋； 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。minv 一般取計算直徑： =0.5Dmaxd =(0.20.25) mindmaxd 式中 D 為最大工件回轉直徑，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經常加工的最大螺紋直徑作為

14、最大計算直徑，根據調研可推薦：=0.2 maxdmaxd1D,(為刀架上最大工件回轉直徑）1D 故 =1 1990 r/min，取=2000 r/min；maxnminmax1000dv322001000maxn =49.65 r/min， 取= =45 r/min；minnmaxmin1000dv160251000minn 與本次設計給定的參數(shù)相差不大，取計算值。2. 主動參數(shù)的擬定主動參數(shù)的擬定2.1 確定傳動公比確定傳動公比 根據機械制造裝備設計公式（3-2）因為已知 78P znR=1.26)1(ZnR Z=+1=18 lglgnR 根據機械制造裝備設計表 3-5 標準公比。這里我們取

15、標準公比系77P列=1.26因為=1.26=1.064，根據機械制造裝備設計表 3-6 標準數(shù)列。首先找77P到最小極限轉速 5，再每跳過 3 個數(shù)（1.261.064）取一個轉速，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安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 9 頁 共 53 頁、450、560、710、900。2.2 主電動機的選擇主電動機的選擇 合理的確定電機功率 P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素?，F(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取 45 號鋼，正火處

16、理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm 25mm。刀aR具幾何參數(shù)：=15 ，=6 ，=75 ，=15 ，=0 ，=-0o0ororoo0110 ，b=0.3mm，r =1mm。o1re現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： 確定背吃刀量和進給量 f，根據切削加工簡明實用手冊表 8-50，pa444P 取 4mm，f 取 0.6。parmm 確定切削速度，參切削加工簡明實用手冊表 8-57，取448PV =1.7。csm 機床功率的計算，主切削力的計算 根據切削加工簡明實用手冊-表 8-59 和表 8-449P450P60，主切削力的計算公式及有關參數(shù)：

17、F =9.81 ZFcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.81270 4 0.60.751.7-0.150.92 0.9515. 060 =3242（N） 切削功率的計算 =32421.710-3=5.5(kw)；cPcFcv310依照一般情況，取機床變速效率=0.8。 =6.86(kW)ZP8 . 05 . 5根據機械設計課程設計手冊表 12-1 Y 系列（IP44）電動機的技167P術數(shù)據,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、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，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

18、過 1000m，額定電壓380V，頻率 50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。 根據以上要求，選取 Y160M-6 型三相異步電動機，額定功率 7.5kW,滿載安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 10 頁 共 53 頁轉速 970，額定轉矩 2.0，質量 119Kg。minr3.普通車床的規(guī)格普通車床的規(guī)格 根據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工件最大回轉直徑(mm)maxD最高轉速()maxnminr最低轉速()minnminr電機功率P（kW）公比轉速級數(shù)Z320712147.51.261

19、84.變速結構的設計變速結構的設計擬定變速方案，包括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)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。4.1 確定變速組及各變速組中變

20、速副的數(shù)目確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目級數(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、Z個變速副。即Z321ZZZZ 變速副中由于結構的限制以 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：baZ32 18=332 18=323 18=233因為傳動副數(shù)的排列“前多后少” 。按此原則取第一種方案：18=332安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 11 頁 共 53 頁4.2 結構式的擬定結構式的擬定 對于 18=332 傳動式，有 6 種結構式和對應的結構網。分別為：18313329 18333129 1832362118313623 18363

21、123 18363221 根據主變速系統(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，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內工作，尺寸小一些，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，即要求X0X1X2Xj 前面變速組的傳動副分布緊密，后面的分布疏松。 所以 取 18313329 4.3 結構

22、網的擬定結構網的擬定 根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 12 頁 共 53 頁圖 4.1結構網4.4 各變速組的變速范圍及極限傳動比各變速組的變速范圍及極限傳動比 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止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mini傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比2maxi較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/810。5 . 2maximaxRmaximini 主軸的變速范圍應等于主變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：inRRRRR

23、210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中， ， 1322PXR26. 162X22P，符合要求)108(826. 11293R安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 13 頁 共 53 頁4.5 確定各軸的轉速確定各軸的轉速 分配總降速變速比總降速變速比 014. 0970/14/mindnni 又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。min/970rnd 確定變速軸軸數(shù)變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 =

24、 5。 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為、（主軸） 。與、與、與軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉速。先來確定軸的轉速變速組 c 的變速范圍為，結合結構式 10, 8826. 1max99R軸的轉速只有一種可能：56、71、90、112、140、180、224、280、355。確定軸的轉速 變速組 b 的級比指數(shù)為 3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 21131bi112bi 軸的轉速確定為：224、280、355。定軸的轉速 對于軸，其級比指數(shù)為 1,可取： = = =1ai2159. 112ai126. 113

25、ai11 確定軸轉速為 355，電動機于軸的定變傳動比為 970/355=2.7安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 14 頁 共 53 頁4.6 繪制轉速圖繪制轉速圖 圖 4.2轉速圖4.7 確定各變速組變速副齒數(shù)確定各變速組變速副齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： 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zszs距，使機床結構龐大，一般推薦100200.zs 最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)18；minz受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于 1820；安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 15 頁 共 53 頁齒輪齒數(shù)應符合轉速圖

26、上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過10%（-1）%，即%）（理實理110nnn-要求的主軸轉速；理n-齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速；實n齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及zS小齒輪的齒數(shù)可以從機械制造裝備設計表 3-9 中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于 1820。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

27、齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據機械制造裝備設計,查表 3-9 各種常用變速比的使用齒數(shù)。94P變速組 a: =1 =1/=1/1.26 =1/21 ia2ia3ia確定最小齒輪的齒數(shù)及最小齒數(shù)和minzminzs 該變速組內的最小齒輪必在 i=1/2 的齒輪副中，根據結構條件，假設最小齒數(shù)為=22 時，查表得到 =72。minzminzs找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 =1 =60、62、64、661auzs =1.26 =61、63、64、662auzs =2 =60、63、66、69、723auzs 在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)確定=66，zsz

28、s 確定各齒數(shù)副的齒數(shù) i=2，找出=22， =-=66-22=44；1z1zzs1z i=1.26，找出=29，=-=66-29=37；2z2zzs2z i=1 ，找出=33，=-=66-33=33；3z3zzs2z安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 16 頁 共 53 頁變速組 b 的齒數(shù)確定： =1 =1/=1/2 =1/41 ib2ib33ib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=22，3minz=84，minzs同上，取=84，查得=42， =-=84-42=42zs1z1zzs1z=28，=-=84-28=562z2zzs2z=17，=-=84-17=673z3zzs2z

29、變速組 c 齒數(shù)確定同上取=90，查得=30， =-=90-30=60zs1z1zzs1z=18，=-=90-18=722z2zzs2z4.8 繪制變速系統(tǒng)圖繪制變速系統(tǒng)圖變速系統(tǒng)變速系統(tǒng) 圖圖 4.34.3安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 17 頁 共 53 頁5.結構設計結構設計5.1 結構設計的內容、技術要求和方案結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（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、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。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

30、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，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經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構方案。2）檢驗傳動設計的結果中有無干涉、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。5.2 展開圖及其展開圖及其布布置置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將

31、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。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徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，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，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級正向轉動。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結構。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

32、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。5.3 I I 軸（輸入軸）的設計軸（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，結構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） 。軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好軸在整體裝入箱內。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。車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 18 頁 共 53 頁正反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采

33、用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有 0.20.4的間隙，間隙mm應能調整。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)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，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)，不增加軸承軸向復合。3）結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪

34、是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右） 。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。5.4 齒輪塊設計齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決

35、于下列有關因素：1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2） 移動滑移齒輪的方法；3） 齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大 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，所以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 766，圓周速度很低的，才選 877。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 655。當精度從 766 提高到 655 時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構

36、要求也有所不同。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 級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6 級。安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 19 頁 共 53 頁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。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于

37、保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（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。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。5.5 傳動軸的設計傳動軸的設計 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。首先傳動軸應有足夠的強度、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

38、起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以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?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，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 6585。刀Dmm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。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用

39、這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，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要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于 5

40、10，以免加工時孔變形。mm花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。G傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要?；剞D的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 20 頁 共 53 頁式時應注意：1）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2）軸承的間隙是否需要調整。3）整個軸的軸向位置是否需要調整。4）在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5）加工和裝配的工藝性等。5.6 主軸組件設計主軸組

41、件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。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量（加工精度和表面粗糙度） ，設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。5.6.1 各部分尺寸的選擇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，而且涉及多方面的因素。1） 內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。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內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主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進

42、行核算。3） 前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，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。選擇適當?shù)闹慰缇?，aL一般推薦?。?=23.5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，aLL軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。L安排結構時力求接近上述要求。5.6.2 主軸材料和熱處理主軸材料和熱處理在主軸結構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，故一般采用鋼質主軸，一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的

43、 45 號鋼。提高主軸有關表面硬度，增加耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具有適當?shù)挠捕瓤筛纳蒲b配工藝并保證裝配精度，通常硬度為 HRC40-50 即可滿足要求。安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 21 頁 共 53 頁一般機床的主軸，淬火時要求無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不小于 1mm，最好 1.5-2mm,使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層，主軸熱處理后變形要小。螺紋表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能過深，臺階交接處應該倒角；滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓 R0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。

44、5.6.3 主軸軸承主軸軸承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，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。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，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。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，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但

45、為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求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，可以用兩個支撐的主要支撐，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 0.030.07） ，只有在載荷比較大、軸產生彎曲mm變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。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結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經向力。 兩個方向的軸向力應分別有

46、相應的軸承承受。 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要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇CDDE軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(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，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。1）軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸

47、承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 22 頁 共 53 頁抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，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，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于 1：12 的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整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要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔

48、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要求。5.6.4 主軸與齒輪的連接主軸與齒輪的連接 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。平鍵一般用一個或者兩個（相隔 180 度布置） ，兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，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）堵加密封裝置防止油外流。 主

49、軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留 0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難） 。還有一種mm是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或 形） ，效果比上一種好v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）疏導在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?.6.6 其他問題其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后

50、的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬Cr40安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 23 頁 共 53 頁火，硬度為5055。其他部分處理后，調整硬度為220250。HRCHBS6.傳動件的設計傳動件的設計6.1

51、 帶輪的設計帶輪的設計 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)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速 n=970r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比 i=2.7，兩班制，一天運轉 16 小時，工作年數(shù) 10 年。(1)選擇三角帶的型號由機械設計表 8-7 工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。156PAKAK故根據機械設計公式（8-21）156P)(95 . 72 . 1kWPKPAca 式中 P-電動機額定功率， -工作情況系數(shù) AK因此根據、由機械設計 圖 8-11 普通 V 帶輪型圖選用

52、 B 型。caP1n157P(2)確定帶輪的基準直徑，DD帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計表 8-8、圖 8-11 和表 8-6DminDD 157P155P取主動小帶輪基準直徑=140。Dmm由機械設計公式(8-14) 150P11212DnnD式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取 0.02。nn故 ，mmD88.374)02. 01 (1403559702由機械設計表 8-8 取圓整為 400mm。157P(3)驗算帶速度 V，按機械設計式（8-13）驗算帶的速度150PV= 1 . 710006097014014.

53、 310006011nD安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 24 頁 共 53 頁所以，故帶速合適。smvsm305(4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取： 根據機械設計經驗公式（8-20）152P)(2)(7 . 021021DDADD0.7（140+400）2（140+400）0A37810800A 取=800mm.0A(5)三角帶的計算基準長度L 由機械設計公式（8-22）計算帶輪的基準長度158P 02122100422ADDDDAL =2468.9258004)140400()400140(280022由機械設計表 8-2，圓整到標準的計算長度

54、L=2500mm146P(6)確定實際中心距A 按機械設計公式（8-23）計算實際中心距158P A=+=800+=815.54mm0A20LL2925.24682500(7)驗算小帶輪包角1 根據機械設計公式（8-25）158P故主動輪上包角合適。OOOoDD12071613 .57180121A(8)確定三角帶根數(shù)Z根據機械設計式（8-26）得158PLcaKKPPPZ)(00 查表機械設計表 8-4b 由 i=2.7 和得= 0.3KW153Pmin9701rn 0p 查表機械設計表 8-5，=0.95；查表機械設計表 8-2，長度系k安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 25 頁 共 53 頁數(shù)

55、=1.03lk 9 . 303. 195. 0)3 . 008. 2(9Z 所以取 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）20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -帶的變速功率,KW；cap v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取 q=0.18kg/m。 v = 970r/min = 7.1m/s。 NF6 .2671 . 718. 095. 041 . 79)95. 05 . 2(50020（10）計算作用在軸上的壓軸力 NZFFQ6 .211327 .161sin6 .267422sin210 6.26.2

56、帶輪結構設計帶輪結構設計帶輪的材料 常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200，轉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。帶輪結構形式 V 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（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 帶輪的結構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。ddd5 . 2可以采用實心式，當可以采用腹板式，mmdd300時可以采用孔板式，當時，可以mmdDmmdd100,30011同時mmdd3

57、00采用輪輻式。 帶輪寬度：。mmfezB805 .11219) 14(2) 1( V 帶輪的論槽安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 26 頁 共 53 頁V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應，見機械設計表 8-10.安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 27 頁 共 53 頁 dd與相對應得dd槽型dbminahminfheminfo32o34o36o38B14.03.5010.84 . 01911.501900190表 6.1V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號 V 帶繞在帶輪上以后發(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

58、成小于。o40 V 帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。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。minminfahh和 輪槽工作表面的粗糙度為。2 . 36 . 1RR或V 帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有沙眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。921 .13575TGB6.3 確定各軸轉速確定各軸轉速 確定主軸計算轉速： 計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算

59、轉速可jn以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據機械制造裝備設計表 3-10，主軸的計算轉速為min/44.5r26. 114nn131813zminj各變速軸的計算轉速： 軸的計算轉速可從主軸 56r/min 按 60/30 的變速副找上去，軸的計算轉速為 112r/min；3jn安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 28 頁 共 53 頁 軸的計算轉速為 224r/min；2jn 軸的計算轉速為 355r/min。1 jn各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 變速組 c 中，18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，

60、計算轉速為 56r/min； 變速組 b 計算 z = 17 的齒輪，計算轉速為 224r/min； 變速組 a 應計算 z = 22 的齒輪，計算轉速為 355r/min。核算主軸轉速誤差 min/67930/6042/4233/33400/140970rn實min/710rn標 %5%4 . 4%100710)710679(%100)(標標實nnn 所以合適。6.4 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據金屬切削機床設計 4公式（7-1） ，并查金屬 mmnPdj491切削機床設計 4表 7-13 得到取 1. 軸的直徑：取min/355,96. 011

61、rnj mmndj34.34135596. 05 . 7915 . 79144 軸的直徑：取min/224,922. 099. 099. 098. 0212rnj mmndj14.381224922. 05 . 7915 . 79144 軸的直徑：取min/112,89. 099. 098. 0323rnj mmndj96.44111289. 05 . 7915 . 79144安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 29 頁 共 53 頁其中：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；-該傳動軸的計算轉速（） ；jnminr -傳動軸允許的扭轉角（） 。 mo當軸上有鍵槽

62、時，d 值應相應增大 45%;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。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定， 軸采用光mmd30dd軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，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)19871144TGB定， 矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查機械設計手冊 55p的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；742368為BDdN

63、軸花鍵軸的規(guī)格。848428為BDdN各軸間的中心距的確定：；)(16525)4422(2)(21mmmzzd；)(23125 . 5)4242(mmd ；)(2781 .14cos26)7218(mmdoV6.5 鍵的選擇鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核、傳動軸、鍵的校核查機械設計手冊表 6-1 選擇軸 上的鍵，根據軸的直徑，3830d鍵的尺寸選擇, 軸處鍵的尺寸為鍵寬 b鍵高取 108，長度為 70。軸處鍵的尺寸為鍵寬 b鍵高取 128，鍵的長度 L 取 80。軸處鍵的尺寸為鍵寬b鍵高取 149，鍵的長度 L 取 90。主軸處鍵的尺寸為鍵寬 b鍵高取2816，鍵的長度 L 取 100。鍵的長度

64、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。dL)25 . 1 (6.5.1.傳動軸的校核傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 30 頁 共 53 頁則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差%3） 。 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行1d鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均

65、直徑或當量直徑。一1d2d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。 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核NdTFmNnPTr8 .3521)10110/(7 .1932/27 .193355/96. 05 . 755. 9/55. 93最大撓度： mmEIblbF34349432222max1014.13010643010210481042644643

66、4268 .35214843;65564643414. 364;101 . 24449mmdIIMPaEE軸的；材料彈性模量；式中；查機械制造裝備設計表 3-12 許用撓度 ； mmy12. 0403. 0。 所以合格,yYB 軸、軸的校核同上。6.5.2 鍵的校核鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，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MPap120100MPap110，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mmmmmmbLl531063。由機械設計式（6-1）可得mmmmhk485 . 05 . 0 MPaMPaMPakldTpp11021.5334.34534107 .193210233式中：安徽建筑大學畢業(yè)設計論文第 31 頁 共 53 頁；鍵機械設計表，弱材料的許用擠壓應力鍵、軸、輪轂三者中最；鍵的直徑，；為鍵的寬度，為鍵的公稱長度，圓頭平鍵鍵的工作長度，為鍵的高度此處度鍵與輪轂鍵槽的接觸高傳遞的轉矩26,5 . 0,;,pMPammdmmbmmLbLlmmlmmhhkkmNT可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：20031096810TGB鍵7.各變速組齒輪模數(shù)的確定和