毕业设计（论文）-CW61100E型卧式车床主传动系统的结构设计（全套图纸）(46页).doc

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1、-毕业设计（论文）-CW61100E型卧式车床主传动系统的结构设计（全套图纸）-第 45 页西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）题目：卧式车床主传动系统的结构设计系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B100205 姓 名 学 号 导 师 2014年4月10日 摘要数控车床不仅能够车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其他种类的机床相比，车床在生产中使用最广。本论文首先介绍了我国数控机床发展的过程与现状 ,并分析了其存在的问题 ;对数控机床的发展趋势进行了探讨；并对CW61100E数控车床主轴箱传动系统进行了设计与计算。主轴箱有安装在精密轴承中的空心主轴和一系

2、列变速齿轮组成。数控车床主轴可以获得在调速范围内的任意速度，以满足加工切削要求。目前，数控车床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。通常变频电机调速范围35，难以满足主轴变速要求；串联变速齿轮则扩大了齿轮的变速范围 。本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构，使输入轴在带处只受转矩，将轴上的径向力传动到车床机体上,改善了输入轴的受力情况。关键词：主轴箱，无级调速，传动系统 全套图纸，加153893706AbstractCNC lathe can not only outside the circle can be used for bor

3、ing, facing, drilling and reaming. Compared with other kinds of machine tools, lathe is the most widely used in production.This paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools in China, and analyzes its existing problems; the development trend of NC machine

4、 tool was discussed; and the CW61100E CNC lathe spindle box transmission system design and calculation.The spindle box is composed of hollow spindle mounted in precision bearings and a set of transmission gears. Spindle CNC lathe can get any speed in speed range, to meet the machining requirements.A

5、t present, the development trend of NC lathe is stepless speed change through the electrical and mechanical equipment. Variable frequency motor through the belt drive and gear to provide power for the spindle. Usually the frequency control of motor speed range of 3 - 5, to meet the requirements of s

6、pindle speed; series gear extends the range of gear transmission.The design of the original belt wheel not unloading structure to belt wheel unloading structure, the input shaft with only by the shaft torque, radial force on the drive to the lathe body, improve the stress conditions of the input sha

7、ft.Key Words: spindle box, stepless speed regulation, transmission system 目录摘要2ABSTRACT31 绪论62 设计计算72.1机床的主参数72.2主运动参数71.3切削力的计算83 主动参数参数的拟定103.1主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩103.2 主电动机的选择114 变速结构的设计134.1 主变速方案拟定134.2 变速结构式、结构网的选择134.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目134.2.2 结构网的拟定144.2.3 结构式的拟定144.2.4 结构式的拟定154.2.5

8、确定各变速组变速副齿数155 传动件的设计165.1 带传动设计165.2选择带型175.3确定带轮的基准直径并验证带速175.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角185.5确定带的根数z195.6确定带轮的结构和尺寸195.7确定带的张紧装置205.8计算压轴力205.9 各变速组齿轮模数的确定和校核225.9.1 齿轮模数的确定225.9.2 齿宽的确定265.9.3 齿轮结构的设计265.10 传动轴的直径估算275.10.1 确定各轴转速275.10.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径285.10.3 键的选择295.11 传动轴的校核295.11.1 传动轴的校核295.11

9、.2 键的校核305.12摩擦离合器的选择和计算305.13 齿轮校验335.13.1 校核a变速组齿轮345.13.2 校核b变速组齿轮355.13.3 校核c变速组齿轮365.14 轴承的选用与校核385.14.1 各轴轴承的选用385.14.2 各轴轴承的校核385.15主轴组件设计396 结构设计506.1 结构设计的内容、技术要求和方案506.2 展开图及其布置506.3 I轴（输入轴）的设计516.4 齿轮块设计526.5 传动轴的设计536.6 主轴组件设计546.6.1 各部分尺寸的选择546.6.2 主轴材料和热处理556.6.3 主轴轴承556.6.4 主轴与齿轮的连接57

10、6.6.5 润滑与密封576.6.6 其他问题587 总结和展望597.1本文工作总结错误！未定义书签。7.2课题展望错误！未定义书签。参考文献错误！未定义书签。致 谢错误！未定义书签。1 绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有

11、精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；

12、满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。2 设计计算2.1机床的主参数如表1所示：床身最大回转直径1000mm最小加工工件直径100mm顶尖间最大工件长度1500-16000mm刀架上最大回转直径630mm顶尖间最大工件重量6000kg 表12.2主运动参数据机床设计手册典型加工条件，当工件直径为8001000mm时，极限切削速度 取200m/s。最小切削速度 按典型加工的两种情况取不同的

13、数值: 高速钢车刀精车丝杠=1.5m/s; 高速钢车刀低速车削盘类零件，=8m/s 。主轴转速确定:由以上典型加工条件, 确定本机床主要加工直径范围为100600mm。主轴转速与切削速度的关系: , v 为切削速度式中的 或，不是该机床可能加工的最小或最大直径，而是机床全部工艺范围内可以用最大切削速度来加工时的最小工件直径和用最小切削速度来加工时的最大工件直径, 这样才能得出合理的极限转速值。 取主轴最低转速：情况时， 取 主轴的转速范围为4-640r/min变速范围，符合普通车床Rn 为40200 的变速范围, 且Rn 值较大, 表明本机床有良好的加工工艺性能。1.3切削力的计算由于切削过程

14、的复杂性，并且影响它的因素又多，因此目前尚未导出简便计算进给力、径向力、切削力 的理论公式，一般都是通过大量实验，由测力仪得到切削力后进行数据处理，建立经验公式。在建立经验公式时，大多数都是将背吃刀量、进给量及切削速度这三个主要因素作为可变因素，而其它影响因素则用修正系数间接计算，从而得出、 三个分力的计算公式:FX=PafkfvrkvFzkrFzkaFzkvbFzkhFzkuFzkbr1FzFy =PfkfFykvFykrFykaFykvbFykhFykuFykbr1FyFz =PfkfFxkvFxkrFxkaFxkvbFxkhFxkuFxkbr1Fx式中及下列各参数均是以实验条件得出, 切

15、削深度、进给量、切削速度以实验条件中最大值计算, 而不是本机床实际所加工最大允许量, 详见机床设计手册:P单位切削力 ( kgf /mm2) , 取 P=210kgf /mm2;切削深度, 15mm, 取 p=5mm;F进给量, 0.10.5mm/r, 取 f=0.5mm/r;v切削速度, 90105m/min, 取 v=105m/min。以上取值及各修正系数源于机床设计手册。经计算：=586.3kgf据手册，=0.350.5，取=0.43=0.350.5，取=0.43则=252kgf; =252kgf总切削F=+=1090.5kgf=10697.8N机床切削总功率: V/1000=10697

16、.8105 /(601000)=18.7kW按上面所列式求得切削功率后, 还需考虑机床的传动效率, 机床的电机功率为Pc/m, 式中m 为机床的传动效率, 一般取为0.750.85, 取0.85 计算, 计算得=22kW。查机械设计课程设计指导书P178可得，选择电动机型号为Y180L-4，满载时，其转速为1470r/min。3 主动参数参数的拟定3.1主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩主运动调速范围的确定（本小节公式除非特别说明，均出自资料12）数控车床主轴转速范围4640r/min则数控车床总变速范围 估算主轴的计算转速，由于采用的是无级调速，所以采用以下的公式： (2.3

17、)因为数控机床主轴的变速范围大于计算转速的实际值同时为了便于计算故取：主轴的恒功率变速范围电机的恒功率变速范围由于RnpRdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。取，则对于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切削的要求，应使转速有一些重复，故取Z=4故前面传动比分配可取。取Z=4, ，计算出变速齿轮箱公比，则变速箱有四种传动比：由图2主轴功率特性图中可以看出，当主轴在64040r/min的转速范围内，功率段abcde恒功率输出，可以实现恒功率不停车无级调速，故此车床用于加工盘类零件时，可以恒线速度切削，严格保证加工质量，但以上设计

18、没有考虑系统内传动元件造成的功率损失。3.2 主电动机的选择根据前面的切削计算，选择22KW的Y180L-4型三相异步电动机，参数如下图表Y180L-4型三相异步电动机产品型号：Y180L-4型Y180L-4型三相异步电动机使用条件： 环境温度：-1540 海拔：不超过1000m 额定电压：380V，可选220-760V之间任何电压值额定频率：50Hz、60Hz 防护等级：IP44、IP54、IP55 绝缘等级：B级、F级、H级 冷却方式：ICO141 工作方式：S1 连接方式：3KW及以下Y接法、4KW及以上为接法 Y180L-4型三相异步电动机特点 Y180L-4型三相异步电动机功率：11

19、KW 电压：380V 电流：21.8A 绝缘：B 噪音：87 dB(A) 转速 2900 r/min是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是全国统一设计的基本系列，它同时是符合JB/T9616-1999和IEC34-1标准的有关规定， 具有国际互换的特点。 Y180L-4型三相异步电动机广泛适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和无特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机、农业机械和食品机械等。4 变速结构的设计4.1 主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特

20、点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。4.2 变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效

21、。4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个变速副。即 取Z=4, ，计算出变速齿轮箱公比，则变速箱有四种传动比：由图2主轴功率特性图中可以看出，当主轴在64040r/min的转速范围内，功率段abcde恒功率输出，可以实现恒功率不停车无级调速，故此车床用于加工盘类零件时，可以恒线速度切削，严格保证加工质量，但以上设计没有考虑系统内传动元件造成的功率损失。4.2.2 结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：4.2.3 结构式的拟定主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：检查

22、变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。4.2.4 结构式的拟定绘制转速图、选择Y132S-4型Y系列笼式三相异步电动机。、分配总降速变速比4.2.5 确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从【1】表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，

23、应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据【1】,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。5 传动件的设计5.1 带传动设计输出功率P=22kW,转速n1=1470r/min,n2=900r/min计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.

24、31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即5.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd24.2kW及小带轮转速n11470r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。5.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P2

25、98表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=160mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。5.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。5.8计算压轴力 由机械设计P303表1312

26、查得，A型带的初拉力F0130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板

27、），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小

28、轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺

29、寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）5.9 各变速组齿轮模数的确定和校核5.9.1 齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通

30、常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表10-8齿轮精度选用7级精度，再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：根据【5】表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。

31、 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。轴上主动轮齿轮的直径：轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9227.5=6.915KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由【5】图7-6

32、按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9227.5=6.915KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。、c变速组：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见表表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高20480887045514204212194454241681761584530412

33、012811045304120128110454241681761584552420821619845264104112944526410411294455242082161984522488967845694276284266455.9.2 齿宽的确定 由公式得：轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。5.9.3 齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。

34、当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮8、12和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据【4】图10-39（a）齿轮10、12和13结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算，C取12cm。齿轮12结构尺寸计算;，C取12cm。齿轮14结构尺寸计算，C取14cm。5.10 传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大

35、的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。5.10.1 确定各轴转速 、确定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据【1】表3-10，主轴的计算转速为 (2.3)5.10.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1），并查【5】表7-13得到取1.轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7

36、%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见【5】表7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。5.10.3 键的选择查【4】表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长

37、度L取100。5.11 传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，

38、在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。5.11.1 传动轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核最大挠度：查【1】表3-12许用挠度； 轴、轴的校核同上。5.11.2 键的校核键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由【4】式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：5.12摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标

39、准化，多用于机床主传动。按扭矩选择，即： 根据【15】和【14】表6-3-20，计算转矩，查【15】表6-3-21得摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径摩擦盘工作面的内直径摩擦盘宽度b摩擦面对数m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度120.m圆整为7.摩擦面片数z=7+1=8.摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以许用传递转矩因为压紧力Q摩擦面压强p根据【14】表22.7-7选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。结构形式见【14】表22.7-7图（a）。表5.2特征参数图

40、号许用转距重量/kg转动惯量/接合力/N脱开力/N内部外部图a1204.70.00350.0050170100表5.3主要尺寸图号许用转矩DABcEFG闭式开式图a1201832-1081001832604570表5.4主要尺寸图号HJLRSa图a85475181152656435-1020115.13 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。齿轮强度校核：计算公式：弯曲疲劳强度;接触疲劳强度5.13.1 校核a变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数、 ,n=640r/min,、确定动载系数齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数。由【4】使用系数。、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查【4】表10-4，得非对称齿向载荷分配系数；查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由【4】表10-2查的使