1、目錄引言21 機床概況及現(xiàn)狀分析21.1 機床的概況21.2 機床的現(xiàn)狀32 機床的總體設(shè)計32.1 機床設(shè)計的任務(wù)要求32.2 機床傳動系統(tǒng)方案的確定42.2.1 主傳動系統(tǒng)傳動方案的確定42.2.2 進給傳動系統(tǒng)傳動方案的確定42.3 機床系統(tǒng)原理圖52.4 電動機的選擇6電動機功率的確定6電動機轉(zhuǎn)速的確定92.5 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)92.5.1 主傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)92.5.2 進給傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)113 機床傳動系統(tǒng)的設(shè)計123.1 機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計123.1.1 帶傳動的設(shè)計123.1.2 直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計153.1.3 直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計193.1

2、.4 傳動軸的設(shè)計223.2 機床進給傳動系統(tǒng)的設(shè)計303.2.1 帶傳動的設(shè)計303.2.2 渦輪蝸桿傳動的設(shè)計323.2.3 凸輪機構(gòu)的設(shè)計353.2.4 進給傳動系統(tǒng)傳動軸的設(shè)計383.2.5 離合器的選擇444 鍵和軸承的校核444.1鍵的校核45帶傳動軸上的校核45圓錐齒輪傳動軸上的鍵校核45圓柱齒輪傳動軸上的鍵校核45蝸輪傳動軸上的鍵的校核454.2軸承壽命的校核465 鉆床裝配圖486總結(jié)51參考文獻：52簡易專用半自動三軸鉆床傳動裝置設(shè)計 機電技術(shù)教育專業(yè) 熊月靜 指導(dǎo)教師 陳洪軍摘要：本文綜合分析了簡易鉆床的主傳動系統(tǒng)和進給傳動系統(tǒng)的傳動方案及傳動方案的確定；由鉆床的工作要求

3、計算電動機功率并選型；設(shè)計計算了帶傳動、直齒圓柱齒輪傳動、直齒圓錐齒輪傳動、蝸桿傳動及凸輪機構(gòu)；設(shè)計計算了各個傳動所用的軸及軸上所有鍵、軸承的選型和校核；根據(jù)設(shè)計計算的結(jié)果使用AutoCAD軟件繪制鉆床傳動系統(tǒng)的零件圖和鉆床裝配圖。關(guān)鍵詞：傳動方案、帶傳動、直齒圓柱及圓錐齒輪、蝸桿傳動、凸輪機構(gòu)引言機床是將金屬毛坯加工成機器零件的機器，它是制造機器的機器，所以又稱為“工作母機”或“工具機”，習(xí)慣上簡稱機床。現(xiàn)代機械制造中加工機械零件的方法很多；除去切屑加工外，還有鑄造、鍛造、焊接、沖壓、擠壓等，但凡屬精度較高和表面粗糙度要求較細的零件，一般都需在機床上用切屑的方法進行最終加工。在一般的機器制造

4、中，機床所擔負的加工工作量占機器總制造工作量的40%50%，機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化的建設(shè)中起著重大作用。鉆床是機床的著一大范疇中的一類，是指主要用鉆頭在工件上加工孔的機床。通常鉆頭旋轉(zhuǎn)為主運動，鉆頭軸向移動為進給運動。鉆床結(jié)構(gòu)簡單，加工精度相對較低，可鉆通孔、盲孔，更換特殊刀具，可擴、锪孔，鉸孔或進行攻絲等加工。加工過程中工件不動，讓刀具移動，將刀具中心對正孔中心，并使刀具轉(zhuǎn)動(主運動)。鉆床的特點是工件固定不動，刀具做旋轉(zhuǎn)運動，故其在實際中應(yīng)用最廣泛1。1 機床概況及現(xiàn)狀分析1.1機床的概況主軸豎直布置且中心位置固定的鉆床,簡稱立鉆。而有多個鉆軸的立鉆，叫做多軸鉆床。常用于機械制造和修配工廠加

5、工中、小型工件的孔。加工前，須先調(diào)整工件在工作臺上的位置，使被加工孔中心線對準刀具軸線。加工時，工件固定不動，主軸在套筒中旋轉(zhuǎn)并與套筒一起作軸向進給。工作臺和主軸箱可沿立柱導(dǎo)軌調(diào)整位置，以適應(yīng)不同高度的工件。立鉆有方柱立鉆和圓柱立鉆兩種，還有排式、多軸坐標和轉(zhuǎn)塔等多種變型。排式鉆床：一般由26個立柱和主軸箱排列在一個公用底座上，各主軸順次加工同一工件上的不同孔或分別進行各種孔加工工序，可節(jié)省更換刀具的時間，用于中小批量生產(chǎn)。多軸立式鉆床：機床的多個主軸可根據(jù)加工需要調(diào)整軸心位置，由主軸箱帶動全部主軸轉(zhuǎn)動,進行多孔同時加工，用于成批生產(chǎn)。坐標立式鉆床：在方柱立鉆上加可縱、橫移動的十字工作臺而成，

6、可按坐標尺寸進行鉆削。轉(zhuǎn)塔立式鉆床：多采用程序控制或數(shù)字控制，使裝有不同刀具的轉(zhuǎn)塔頭自動轉(zhuǎn)位、主軸自動改變轉(zhuǎn)速和進給量,工件自動調(diào)整位置，實現(xiàn)多工序加工的自動化循環(huán)。多軸鉆床俗稱多軸器、多孔鉆或多軸鉆孔器。是一種運用于機械領(lǐng)域鉆孔、攻牙的機床設(shè)備。多軸鉆床最早出現(xiàn)在日本地區(qū)，后經(jīng)臺灣傳入大陸。距今已有二十年的歷史。由于進入國內(nèi)時間不長，所以很多企業(yè)都未曾耳聞。其實它是裝在鉆、攻機床上的夾刀頭子，并且是兩軸以上同時加工鉆孔件或攻牙件，故稱多軸鉆床。一臺普通的多軸鉆床一次能把幾個乃至十幾二十個孔或螺紋加工出來。如配上氣（液）壓裝置，可自動進行快進、工進（工退）、快退、停止。多軸鉆床也稱群鉆床, 可

7、用來鉆孔或攻牙,一般型號可同時鉆2-16孔,提升效率,固定機種軸數(shù)不拘,鉆軸形式,尺寸大小可依客戶之需進行設(shè)計加工2。1.2機床的現(xiàn)狀多軸鉆床廣泛應(yīng)用于機械行業(yè)多孔零部件的鉆孔及攻絲加工。如汽車、摩托車多孔零部件：發(fā)動機箱體、鋁鑄件殼體、制動鼓、剎車盤、轉(zhuǎn)向器、輪轂、差速殼、軸頭、半軸、車橋等、泵類、閥類、液壓元件、太陽能配件等等。多軸鉆床可分為可調(diào)式和固定式兩種規(guī)格，可調(diào)式多軸鉆床在其加工范圍內(nèi)，其主軸的數(shù)量、主軸間的距離，相對可以任意調(diào)整，一次進給同時加工數(shù)孔。在其配合液壓機床工作時，可自動進行快進、工進（工退）、快退、停止.同單軸鉆（攻絲）比較，工件加 工精度高、工效快，可有效的節(jié)約投資

8、方的人力、物力、財力。尤其機床的自動化大大減輕操作者的勞動強度。固定式多軸鉆床采用單件（加工件）專機的設(shè)計方案，根據(jù)其加工件加工頻率高、量大之原因，專門量身定制一件一機的設(shè)備，在其工作中勿須擔心尺寸跑偏而傷腦筋。除用到常規(guī)的產(chǎn)品外，還可根據(jù)客戶的特殊要 求進行專項設(shè)計3。2機床的總體設(shè)計2.1機床設(shè)計的任務(wù)要求機床的三個鉆頭以相同的切削速度(圓周速度)v=12.5作切削主運動。安裝工件的工作臺上移作進給運動，現(xiàn)在t1時間內(nèi)快速趨近鉆頭，然后減速在t2時間內(nèi)鉆削A孔至一定深度，再減速在t3時間內(nèi)三個鉆頭同時鉆削完畢，最后在t4時間內(nèi)快速下降回程。工作臺降到最低位置時停止不動，由人工拆裝工件后進入

9、第二次加工循環(huán)。其中單孔鉆削時間t2按鉆頭每轉(zhuǎn)的進給量s2=0.2mm，單孔鉆削深度為10mm計算；三孔同時鉆削所需時間t3按鉆頭每轉(zhuǎn)的進給量s3=0.1mm，三孔同時鉆削深度為10mm，并考慮鉆頭越程2mm計算，且設(shè)定工作臺上下一次機動時間。由切削用量資料可得每一個鉆頭的切削阻力矩約為60N·m，每一個鉆頭軸向進給阻力約為1280N，工作臺的重量約為450N。速度允許誤差。該三軸鉆床兩班制、室內(nèi)工作，載荷較平穩(wěn)。使用期限為10年，大修期為3年。該機床的動力來源為三相交流電，在中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)。2.2機床傳動系統(tǒng)方案的確定主傳動系統(tǒng)傳動方案的確定(1)輸入級輸入級是電動機到主

10、傳動系統(tǒng)的輸入端之間的傳動。根據(jù)實際生產(chǎn)實踐和帶傳動的特點，輸入級采用帶傳動為宜,能夠?qū)﹄妱訖C起到保護作用。帶傳動的特點：帶輪結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，帶是標準件，安裝和更換方便；傳動帶是彈性體，有緩沖和吸振的作用，傳動平穩(wěn)，噪音小；可用于兩軸中心距較大的場合；傳動發(fā)生過載時，帶與帶輪之間會產(chǎn)生相對的滑動，以防止其他零件被損壞。(2)中間級中間級傳動方案的選擇主要是滿足鉆床的立式布置。即實現(xiàn)傳遞兩相交軸之間的運動。故選用直齒圓錐齒輪傳動。(3)輸出級輸出級是聯(lián)接執(zhí)行部分的，實現(xiàn)三軸在空間成品字形布置且轉(zhuǎn)速相同。根據(jù)實際生產(chǎn)實踐及齒輪傳動的特點，輸出級采用常用的直齒圓柱齒輪傳動。齒輪傳動的特點：傳動

11、比恒定；傳動效率高；圓周速度和所傳遞的功率范圍大；使用壽命長；實現(xiàn)空間任意兩軸之間的傳動（此處實現(xiàn)的是平行軸之間的動力傳遞）；結(jié)構(gòu)緊湊。2.2.2進給傳動系統(tǒng)傳動方案的確定(1)輸入級進給系統(tǒng)的輸入級采用與主傳動系統(tǒng)輸入級相同的傳動方案。即帶傳動。(2)中間級中間級的輸出軸聯(lián)接著實現(xiàn)機床工作上下升降運動的凸輪機構(gòu)，因此要滿足的條件是：轉(zhuǎn)速低（即實現(xiàn)較大傳動比的傳動）；保證工作臺上下運動可靠（即具有自鎖性能）；實現(xiàn)兩軸相互垂直交錯。因此，采用渦輪蝸桿傳動為宜，能很好的滿足條件。蝸輪蝸桿傳動的特點：傳動平穩(wěn) 由于蝸輪蝸桿的輪齒是逐漸進入和退出嚙合的，同時參與嚙合的齒的對數(shù)較多，故傳動平穩(wěn)，噪音低。

12、傳動比大 在動力傳動中，一般一對蝸輪蝸桿機構(gòu)的傳動比為1080；在分度機構(gòu)中可達1000。機構(gòu)緊湊 一對蝸輪蝸桿機構(gòu)的傳動比等于幾對齒輪機構(gòu)的總傳動比，所以結(jié)構(gòu)緊湊，占空間尺寸小。具有自鎖性 一般情況下，傳動時蝸桿是主動件，蝸輪是從動件。當蝸桿的導(dǎo)程角小于蝸輪蝸桿輪齒之間的當量摩擦角時，該傳動具有自鎖性能。即當蝸輪作主動件時，無論主動力有多大，蝸輪都不會動。(3)輸出級輸出級連接著工作臺，是為了滿足工作臺特定規(guī)律的上下升降運動，考慮采用盤形凸輪機構(gòu)可以直接實現(xiàn)。故無需采用計算機編程控制，可節(jié)約成本。凸輪機構(gòu)的特點：易于實現(xiàn)給定的運動 與連桿機構(gòu)相比，凸輪機構(gòu)容易實現(xiàn)給定的運動，特別是對要求從動

13、件較為精確地實現(xiàn)復(fù)雜的運動規(guī)律的場合，凸輪機構(gòu)是機器中最優(yōu)先考慮采用的機構(gòu)。工作可靠 在長期作周期性循環(huán)的場合，凸輪機構(gòu)具有其他機構(gòu)和電子控制方式所不能達到的高可靠性。設(shè)計和加工簡單 傳統(tǒng)的設(shè)計和加工凸輪的方法已經(jīng)被現(xiàn)代的CAD/CAM技術(shù)逐漸替代，CAD/CAM技術(shù)為設(shè)計和加工凸輪提供了高效方便的手段。承載能力較小 由于理論上凸輪輪廓與從動件之間為點或線接觸，故壓強大，所以潤滑不良容易磨損，所以凸輪機構(gòu)多用于要求精確實現(xiàn)比較復(fù)雜的運動規(guī)律且傳力不大的場合。2.3 機床系統(tǒng)原理圖主傳動系統(tǒng)的傳動路線：電動機級帶傳動直齒圓錐齒輪傳動直齒圓柱齒輪傳動聯(lián)軸器執(zhí)行件（鉆頭）進給傳動系統(tǒng)的傳動路線：電動

14、機級帶傳動渦輪蝸桿傳動離合器凸輪機構(gòu)工作臺機床系統(tǒng)原理圖，如2.1所示。采用兩級帶傳動的目的是，將電動機的動力分成兩條路線，一條傳動路線是主傳動，另一條是進給傳動。所以第級帶傳動主要是將動力分配帶兩條傳動路線上。同時在計算第級帶傳動的傳動比時將其值確定為2，即。安裝離合器的作用是在加工完一個工件后，工人可通過手動控制使離合器同蝸輪軸分離，能夠卸下和再一次安裝待加工工件，這樣可以防止電動機的頻繁啟停而導(dǎo)致過熱，影響電動機性能。直齒圓錐齒輪傳動的輸出軸連接的直齒圓柱齒輪分別與另外兩個直齒圓柱齒輪成對嚙合，并且這三個此輪的在同一平面內(nèi)相互平行。為了實現(xiàn)三個鉆頭按一定的間距成品字形布置，通過萬向聯(lián)軸器

15、連接到鉆頭的固定卡盤上。圖2.1機床系統(tǒng)原理2.4電動機的選擇電動機功率的確定4根據(jù)實際生產(chǎn)實踐的經(jīng)驗及機床的動力來源為三相交流電，通常都采用Y系列三相異步電動機。以下主要根據(jù)機床的具體工作要求確定出電動機需要輸出的功率來選擇具體型號。Y系列（IP44）電動機的特點，是全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，能防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部，B級絕緣，工作壞境溫度不超過 40，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。電動機的功率主要由運行時的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常

16、不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。所需電動機的功率為（2-1）式中，為工作機實際需要的電動機輸出功率，kW；為工作機需要的輸入功率，kW；為電動機到工作機之間傳動裝置的總效率。工作機所需功率Pw由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得kW （2-2）或 kW （2-3）式中，F(xiàn)為工作機阻力，N；為工作機的線速度，；T為工作機的阻力矩，；為工作機的轉(zhuǎn)速，；為工作機效率。總效率為（2-4）其中，0123 n分別為傳動裝置中每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈）、每對軸承、每個聯(lián)軸器的效率，其概略值見表2-4-1。選用此表數(shù)值時，一般取中間值，如工作條件差，潤滑維護不良時應(yīng)取低值，反之取高值。計算工作機所需的功率：已知鉆頭

17、切削速度v=12.5，單個鉆頭的切削阻力矩60N·m，鉆頭的軸向進給阻力為1280N，工作臺重量為450N。功率計算分析，一部分為主傳動系統(tǒng)中所需功率，這部分功率主要是提供給鉆頭（工作機）以實現(xiàn)對工件的切削，達到鉆孔的目的；而另一部分為進給傳動系統(tǒng)中所需功率，這部分功率主要提供軸向進給力。表2.1機械傳動和摩擦副的效率概略值種類效率圓柱齒輪傳動很好跑合的6級精度和7級精度齒輪傳動（油潤滑）0.980,998級精度的一般齒輪傳動（油潤滑）0.979級精度的齒輪傳動（油潤滑）0.96圓錐齒輪傳動很好跑合的6級精度和7級精度齒輪傳動（油潤滑）0.970.988級精度的一般齒輪傳動（油潤滑）

18、0.940.97蝸桿傳動自鎖蝸桿（油潤滑）0,400.45帶傳動V帶傳動0.96聯(lián)軸器萬向聯(lián)軸器（a>3º）0.950.97滑動軸承潤滑正常0.97（一對）滾動軸承球軸承（稀油潤滑）0.99（一對）滾子軸承（稀油潤滑）0.98（一對）減速器單級圓柱齒輪減速器0.970.98主傳動系統(tǒng)功率計算：線速度與轉(zhuǎn)速的關(guān)系（2-5）其中，v為線速度，；n為轉(zhuǎn)速，；r為鉆頭半徑，m。由（2.4-5）公式可求得工作機（鉆頭）轉(zhuǎn)速，=498； (2-6)由（2.4-3）公式可求得工作機所需功率，=9.39 kW； (2-7)其中，w主近似為1。由（2.4-4）公式可求得主傳動系統(tǒng)總效率，= (2

19、-8)=其中，-帶傳動的機械效率，含有2級；-直齒圓錐齒輪傳動的機械效率；-直齒圓柱齒輪傳動的機械效率，含有2對嚙合的齒輪；-萬向聯(lián)軸器的機械效率，3對；-滾動軸承的機械效率，8對。主傳動系統(tǒng)電動機所需功率進給傳動系統(tǒng)功率計算：工作臺所需功率為其中，是工作臺移動的最快速度，m/s，根據(jù)凸輪的轉(zhuǎn)速及行程可得；為工作臺工作效率，即。由（2.4-4）可求得進給傳動系統(tǒng)的總機械效率，。 (2-9)進給傳動系統(tǒng)電動機所需功率 (2-10)由此可求得電動機所需總功率， (2-11)電動機轉(zhuǎn)速的確定由V帶傳動的傳動比，一級圓錐齒輪減速器的傳動比，所以傳動裝置的總傳動比。因此電動機的速度可取范圍為。查表2.2

20、Y系列（IP44）電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)。選擇電動機的型號為Y160M2-2。表2.2 Y系列（IP44）電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速3000r/min,磁極數(shù)2極Y801-20.7528252.22.316Y802-21.128252.22.317Y90S-21.528402.22.322Y90L-22.228402.22.325Y100L-2328702.22.333Y112M-2428902.22.345Y132S1-25.529002.02.364Y132S2-27.529002.02.370Y160M1-

21、21129302.02.3117Y160M2-21529302.02.2125Y160L-218.529302.02.2147Y180M-22229402.02.2180Y200L1-23029502.02.2240Y200L2-23729502.02.2255Y225M-24529702.02.2309Y250M-25529702.02.24032.5 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)2.5.1 主傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)(1) 傳動系統(tǒng)的總傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比要求應(yīng)為（2-12）式中，為級帶傳動的轉(zhuǎn)速，；為執(zhí)行機構(gòu)（鉆頭）的轉(zhuǎn)速，。(2)分配各級傳動比多級傳動中，總傳動比應(yīng)為（2-13）其中，

22、、為各級傳動機構(gòu)的傳動比。傳動比的一般推薦：一級圓錐齒輪減速器 帶傳動 故傳動比的分配為，取（為級帶傳動的傳動比）；。 (2-14)(3)運動和動力參數(shù)的計算各軸轉(zhuǎn)速軸 (2-15)軸 (2-16)、軸 (2-17)各軸功率軸 (2-18)軸(2-19)軸(2-20)、軸 (2-21)其中，-帶傳動的機械效率；-直齒圓錐齒輪傳動的機械效率；-直齒圓柱齒輪傳動的機械效率；-滾動軸承的機械效率，各軸轉(zhuǎn)矩軸 (2-22)軸 (2-23)軸 (2-24)、軸 (2-25)其中， (2-26)2.5.2 進給傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)(1) 傳動系統(tǒng)的總傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比要求應(yīng)為式中，為電動機滿載轉(zhuǎn)

23、速，；為凸輪軸的轉(zhuǎn)速，由工藝要求的條件求得。(2)分配各級傳動比傳動比的分配為，取（為級帶傳動的傳動比）； 則。(3)運動和動力參數(shù)的計算各軸轉(zhuǎn)速軸 軸 凸輪軸 各軸功率軸 軸 凸輪軸各軸轉(zhuǎn)矩軸 軸 凸輪軸其中，3機床傳動系統(tǒng)的設(shè)計3.1機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計帶傳動的設(shè)計5（1）確定計算功率由表3.1查得工況系數(shù)KA=1.2，故 (3-1)表3.1工作情況系數(shù)KA工況KA空、輕載啟動重載啟動每天工作小時數(shù)/h1010161610101616載荷變動微小液體攪拌機、通風機（7.5kW）和鼓風機、離心式水泵和壓縮機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式輸送機、通風機（7.5kW）發(fā)電機、

24、金屬切削機床、印刷機1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復(fù)式水泵、起重機、重載運輸機1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.6（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1=1465r/min轉(zhuǎn)速由圖8-10選用B。（3）確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd1。由表3.2和3.3。取小帶輪的基準直徑dd1=150mm。驗算帶速v。帶的速度 (3-2)因為5m/sv30m/s，故帶速適合。計算大帶輪的基準直徑。大帶輪的基準直徑dd2（3-3）根據(jù)表3.3，圓整為dd

25、2=450mm。表3.2 V帶輪的最小基準直徑槽型YZABCDE（dd）min/mm205075125200355500（4）確定V帶的中心距和基準長度由公式，初選中心距=500mm。計算帶所需的基準長度（3-4）由表8-2選帶的基準長度。計算實際中心距。（3-5）中心距的變化范圍為，。即386458mm（5）驗算小帶輪上的包角a1（3-6）表3.3 普通V帶輪的基準直徑系列帶型基準直徑ddY20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,71,80,90,100,112,125Z50,56,63,71,75,80,90,100,112,125,132,140,1

26、50,160,180,200,224,250,280,315,355,400,500,630A75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,630,710,800B125,132,140,150,160,170,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120C200,212,224,236,250,265,280,300,315,335,355,

27、400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120,1250,1400,1600,2000（6）計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=150mm和n1=1465r/min，查表8-4a單根V帶的基本額定功率P0得P0=3.22kW。根據(jù)n1=1465r/min，和B型帶，查表8-4b單根普通V帶額定功率的增量P0=0.46kW。查表3.4得Ka=0.88，表8-2得KL=0.95，于是（3-7）表3.4包角修正系數(shù)小帶輪包角a（°）180175170165160155150145140135130125120Ka1.000

28、.990.980.960.950.030.920.910.890.880.860.840.82計算V帶的根數(shù)z（3-8）故取4根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得B型的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m,所以（3-9）應(yīng)使帶的實際初拉力F0（F0）min。（8）計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（3-10）（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪的設(shè)計根據(jù)帶輪的基準直徑dd2=450mm和帶輪轉(zhuǎn)速v=11.50m/s，可確定帶輪的材料為HT200。帶輪的結(jié)構(gòu)形式為輪輻式，帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)。當帶輪基準直徑為dd2.5d（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時，可采用實心式；當dd30

29、0mm時，可采用腹板式；當dd300mm，同時D1-d1100時，可采用孔板式；當dd300mm時，可采用輪輻式。V帶輪的輪槽與所選用的V帶型號相對應(yīng)，見表8-10 輪槽截面尺寸。帶輪零件圖如3.1帶輪零件圖圖3.1帶輪零件圖直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計6(1)選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級按圖2.1所示的系統(tǒng)方案，選用直齒圓錐齒輪傳動；兩齒輪都選硬齒（），采用40Cr+調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS；齒輪精度初選7級。(2)初選主要參數(shù)Z1=26，u=1 Z2=Z1·u=26×1=26（3-11）取（3）確定許用應(yīng)力確定接觸疲勞強度極限和彎曲疲勞強度極限齒面硬度

30、：兩齒輪的硬度為280HBS查圖10-21（d）5得=600Mpa 查圖10-20（c）5得=500Mpa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)和（3-12）查圖10-195得；查圖10-185得。計算接觸疲勞許用應(yīng)力和彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)，由許用應(yīng)力接觸疲勞強度應(yīng)力公式得（3-13）同樣取失效概率為1%，安全系數(shù)，由許用應(yīng)力彎曲疲勞強度應(yīng)力公式得（4）初步計算齒輪的主要尺寸因為錐齒輪傳動的傳動比為1，故只需確定一個齒輪的參數(shù)即可。由錐齒輪分度圓直徑計算公式試算，即 （3-14）確定各參數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩材料彈性影響系數(shù)表10-65取 ZE=189.

31、8試算齒輪分度圓直徑d1計算圓周速度=計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.630m/s,7級精度，查表10-25得KA=1.00；由圖1085查得動載系數(shù)KV=1.05；齒間載荷分配系數(shù)Ka，對于直齒輪取；齒向載荷分布系數(shù)。故載荷系數(shù)（3-15）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，計算可得（3-16）（3-17） 計算大端模數(shù)m（3-18）（5）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式（3-19）確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) （3-20） 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中，（3-21）（3-22）（3-23）查表10-55齒形系數(shù)；應(yīng)力修正系數(shù)計算兩齒輪的設(shè)計計算對比計

32、算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)3.824并就近圓整為標準值m=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑。算出齒輪的齒數(shù)（6）幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算錐距（3-24） 計算齒輪寬度（3-25）取。（7）錐齒輪的結(jié)構(gòu)及零件圖進行齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，必須綜合考慮齒輪的幾何尺寸、毛坯、材料、加工方法及使用要求等各方面因素。通常是先按齒輪的直徑大小，選擇合適的結(jié)構(gòu)形式，然后再根據(jù)推薦用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行結(jié)構(gòu)設(shè)計。當齒頂

33、圓直徑時，可以做成實心式結(jié)構(gòu)的齒輪。但也有做成腹板式的。當齒頂圓直徑時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，腹板孔的數(shù)目按結(jié)構(gòu)尺寸的大小及需要而定。故采用實心式，錐齒輪的零件圖如3.2所示。圖3.2錐齒輪的零件圖直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計7（1）選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)按圖2.1所示的系統(tǒng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；三個齒輪都選硬齒面，采用40Cr+調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為280HBS；齒輪精度初選7級。初選齒輪的齒數(shù)z1=24，則z1=z2=z3=24。（2）按齒面接觸強度設(shè)計由齒面接觸強度設(shè)計計算公式，即確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，。由表10-75選取齒寬系數(shù)。由表10-65查得材

34、料的彈性系數(shù)ZE=189.8。由圖10-21b5按齒面硬度為280HBS查得齒輪的接觸疲勞強度極限，得=600Mpa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。由圖10-195取接觸疲勞壽命系數(shù)。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)，得計算試算其中一個齒輪分度圓直徑，代入值計算圓周速度v，。計算齒寬b，。計算齒寬與齒高之比，模數(shù)；齒高；齒寬與齒高比為。計算載荷系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由圖10-85查得動載荷系數(shù)；直齒輪，；由表10-25查得使用系數(shù)；由表10-45查得7級精度、齒輪相對支撐對稱布置時，；由，查圖10-135的；故載荷系數(shù)。按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得計算模數(shù)m，（3）按齒根彎曲

35、強度設(shè)計由彎曲疲勞強度的設(shè)計公式確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖10-2（c）5查的齒輪的彎曲疲勞強度極限；由圖10-185取彎曲疲勞壽命系數(shù)；計算彎曲疲勞壽命許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)，得。計算載荷系數(shù)K，查取齒形系數(shù)，由表10-55查得。查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-55查得計算齒輪的，設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)2.23并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑。算出齒輪

36、的齒數(shù)（4）幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度取。（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖直齒圓柱齒輪的零件圖如3.3所示。圖3.3直齒圓柱齒輪的零件圖傳動軸的設(shè)計(1)圓錐齒輪-帶輪傳動軸的設(shè)計計算出軸上傳遞的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩功率；轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩。計算作用在齒輪上的力及帶對軸的壓軸力直齒圓錐齒輪上受到的力為（3-26）（3-27）（3-28）（3-29）帶對軸的壓軸力（大帶輪包角）初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-35，取，于是得（3-30）顯然，最小直徑是在軸的兩端，并分別安裝著大帶輪和錐齒輪。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案裝配方案：

37、右端軸承、密封蓋、大帶輪依次從軸的右端裝入；左端軸承、錐齒輪依次從左端裝入，裝配方案圖如3.4所示。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度大帶輪的安裝直徑為，同時為了保證大帶輪的軸向固定，其左端用軸肩固定，右端用擋圈定位，所以這一軸段的長度。初選滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，確定軸承的型號為302078，其尺寸為，故安裝右端軸承段的直徑及長度為。根據(jù)軸承的安裝尺寸確定軸向固定的軸肩段直徑。同時參照鉆床的尺寸取此段長度。左端安裝錐齒輪的直徑為，根據(jù)其寬度及軸向定位要求確定長度。左端安裝軸承段的直徑及長度為。圖3.4裝配方案軸上零件的周

38、向定位錐齒輪和大帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)，由表6-15查得平鍵截面，采用平頭平鍵，鍵長。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；大帶輪的輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為。計算軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖（圖3.5所示），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取值。對于302078型的單列圓錐滾子軸承，由手冊中查得。因此，作為梁的跨距為297.9mm。計算軸受到的支反力和，受力圖如2.79。水平面：垂直面：計算彎矩和扭矩（彎矩圖、扭

39、矩圖如圖3.6）水平面：，；，；。垂直面：，；，；，；，。圖3.5軸的計算簡圖圖3.6受力圖、彎矩圖及扭矩圖總彎矩：；。扭矩：按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即2點所在截面）的強度。計算軸的應(yīng)力，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取（3-31）前已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-15查得。因此，故安全。軸的零件圖傳動軸的零件圖如圖3.7所示。圖3.7軸的零件圖(2)圓柱齒輪-圓錐齒輪傳動軸的設(shè)計計算出軸上傳遞的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩功率；轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩。計算作用在齒輪上的力直齒圓錐齒輪上受到的力為直齒圓柱齒輪上受到的力為初步確定軸的最小直

40、徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-35，取，于是得顯然，最小直徑是在軸的兩端，并分別安裝著聯(lián)軸器和錐齒輪。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案裝配方案：聯(lián)軸器、下端推力軸承和圓錐滾子軸承、套筒、圓柱齒輪依次從軸的下端裝入；錐齒輪、上端推力軸承和圓錐滾子軸承依次從軸的上端裝入，裝配方案圖如3.8所示。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度聯(lián)軸器的安裝直徑查簡明機械設(shè)計手冊可知萬向聯(lián)軸器直徑，內(nèi)孔長度。所以這一軸段的長度。初選滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，且軸向力較大，故選用單列圓錐滾子軸承和推力軸承并列安裝。參照工作要求并根據(jù)，確定圓錐滾子軸承

41、的型號為302078，其尺寸參數(shù)為，推力軸承型號為51206，其尺寸參數(shù)為；同時為了考慮采用油潤滑的密封性，需加裝密封圈及圓柱齒輪的軸向固定需加裝套筒。故安裝下端軸承段的直徑及長度為。根據(jù)直齒圓柱齒輪的寬度、直徑、軸向定位方式及軸段直徑，可確定，。軸環(huán)直徑，。上端安裝錐齒輪的直徑為，根據(jù)其寬度及軸向定位要求確定長度。上端安裝軸承段的直徑及長度為。圖3.8裝配方案軸上零件的周向定位錐齒輪和大帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)由表6-15查得平鍵截面，采用平頭平鍵，鍵長。根據(jù)由表6-1查得平鍵截面，采用平頭平鍵，鍵長。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；萬向聯(lián)軸器與

42、軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為。軸的零件圖傳動軸的零件圖如圖3.9所示。圖3.9軸的零件圖3.2機床進給傳動系統(tǒng)的設(shè)計3.2.1 帶傳動的設(shè)計（1）確定計算功率由表3.1查得工況系數(shù)KA=1.2，故 （3-32）（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1=1465r/min轉(zhuǎn)速由圖8-105選用Z。（3）確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd1。由表3.2和3.3。取小帶輪的基準直徑dd1=71mm。驗算帶速v。帶的速度（3-33）因為5m/sv30m/s，故帶速適合。計

43、算大帶輪的基準直徑。大帶輪的基準直徑dd2根據(jù)表3.3，圓整為dd2=280mm。（4）確定V帶的中心距和基準長度由公式，初選中心距=800mm。計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度。計算實際中心距。中心距的變化范圍為，。即250301mm（5）驗算小帶輪上的包角a1（6）計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=71mm和n1=1465r/min，查表8-4a5單根V帶的基本額定功率P0得P0=0.30kW。根據(jù)n1=1465r/min，和Z型帶，查表8-4b5單根普通V帶額定功率的增量。查表3.4得Ka=0.88，表8-25得KL=1.08，于是計算V帶的根數(shù)z故取1根。

44、（7）計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min由表8-35得Z型的單位長度質(zhì)量q=0.06kg/m,所以（F0）min=應(yīng)使帶的實際初拉力F0（F0）min。（8）計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪的設(shè)計根據(jù)帶輪的基準直徑dd2=280mm和帶輪轉(zhuǎn)速v=5.44m/s，可確定帶輪的材料為HT150。帶輪的結(jié)構(gòu)形式為輪輻式，帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)。當帶輪基準直徑為dd2.5d（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時，可采用實心式；當dd300mm時，可采用腹板式；當dd300mm，同時D1-d1100時，可采用孔板式；當dd300mm時，可采用輪輻式。帶輪零件圖如3.10帶

45、輪零件圖。圖3.10帶輪零件圖3.2.2 渦輪蝸桿傳動的設(shè)計10（1）確定蝸輪蝸桿的材料，及蝸桿的頭數(shù)、蝸輪的齒數(shù)蝸桿采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，表面硬度大于45HRC；蝸輪采用ZCuSn10P1，砂模鑄造。初選蝸桿的頭數(shù)，蝸輪齒數(shù)。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計設(shè)計計算由于載荷平穩(wěn)，故載荷系數(shù)；蝸桿傳動的效率；蝸輪轉(zhuǎn)矩（3-34）蝸輪材料的許用接觸應(yīng)力由表9-86查得；初估滑動速度，浸油潤滑，查得滑動速度影響系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸強度壽命系數(shù)蝸輪許用接觸應(yīng)力（3-35）由接觸強度設(shè)計公式（3-36）查表11-25的基本傳動尺寸，蝸桿模數(shù)，蝸桿分度圓直徑，直徑系數(shù)。蝸輪分度圓直徑蝸桿導(dǎo)程角（3-37）蝸

46、桿齒寬，取（3-38）蝸輪齒寬，取蝸輪圓周速度相對滑動速度 （3-39）當量摩擦角蝸桿傳動的效率 （3-40）按齒面接觸疲勞強度校核驗算彈性系數(shù)；使用系數(shù)；由，可知；載荷分布系數(shù)。接觸應(yīng)力 （3-41）故合格。按齒面彎曲疲勞強度設(shè)計材料的許用彎曲應(yīng)力查表9-86可知；查表3-2411壽命系數(shù)。許用彎曲應(yīng)力；蝸輪當量齒數(shù)；蝸輪的齒形系數(shù)查圖3.811；導(dǎo)程角系數(shù)。蝸輪彎曲應(yīng)力（3-42）故合格。按蝸桿軸剛度校核驗算蝸桿圓周力（3-43）蝸桿徑向力（3-44）蝸桿兩支撐間的距離，取L=300mm（3-45）危險截面慣性矩 （3-46）許用最大撓度，取（3-47）蝸桿軸的撓度（3-48）；故蝸桿軸剛

47、度滿足要求。（3）蝸輪蝸桿零件圖蝸桿結(jié)構(gòu)蝸桿直徑通常不大，一般與軸做成一體。當蝸桿直徑較大時，才采用組合式結(jié)構(gòu)，將蝸桿做成齒圈形式套裝與軸上。蝸輪結(jié)構(gòu)蝸輪的結(jié)構(gòu)形式采用蝸輪采用滾箍式。蝸輪的零件圖如3.11所示。圖3.11蝸輪零件圖3.2.3 凸輪機構(gòu)的設(shè)計（1）確定從動件運動規(guī)律12分別表示無量綱運動參數(shù)中的最大速度、最大加速度和最大躍度，稱為運動規(guī)律的特性值。一般應(yīng)避免由于速度突變引起的剛性沖擊和加速度突變引起的柔性突變。目前常用的有多項式運動規(guī)律和組合運動規(guī)律。要求和都是最小值的運動規(guī)律是沒有的，應(yīng)根據(jù)不同的工況進行合理的選擇，對于低速（n=2.5r/min）輕載的凸輪機構(gòu)，運動規(guī)律要求

48、不嚴。由上述分析，我們采用比較簡單的運動規(guī)律作為從動件的運動規(guī)律以降低凸輪機構(gòu)的復(fù)雜性。根據(jù)機床的工作要求作出從動件的位移曲線圖。t1時間內(nèi)快速趨近，確定鉆頭與工件間的距離為h1=20mm；減速t2時間內(nèi)單孔鉆10mm，每轉(zhuǎn)進給量s2=0.2mm；減速t3時間內(nèi)三個鉆頭同時鉆削10mm并越程2mm，每轉(zhuǎn)進給量s3=0.1mm；t4時間內(nèi)快速回程，回程距離為h2=42mm。計算t2、t3并根據(jù)T=24s確定t1、t4。由鉆頭轉(zhuǎn)速n=498r/min和每轉(zhuǎn)進給量算得，t2=6s、t3=12s；t1=2s、t4=4s。位移曲線圖如圖3.12所示。圖3.12從動件位移曲線（2）確定凸輪機構(gòu)的類型根據(jù)凸

49、輪軸的轉(zhuǎn)速，傳遞的功率及A0=112（初選凸輪軸用材料為45鋼）可知凸輪軸的最小直徑；從動件的行程h=42mm。采用盤形凸輪-偏置直動滾子從動件。（3）設(shè)計凸輪輪廓確定許用壓力角直動從動件推程許用壓力角；回程許用壓力角。確定和滾子軸徑凸輪基圓半徑應(yīng)大于凸輪軸的半徑，一般滿足，取。偏心距，取e=10mm。e的偏向與轉(zhuǎn)向相反為有利偏置。滾子軸徑，滾子半徑。用作圖法設(shè)計凸輪輪廓（如圖3.13所示）13）畫曲線。在圖中每隔5°左右取一個值，求出相應(yīng)的位移。）確定凸輪軸A的位置或確定起始位置。作位移方位線y-y，與軸交于C0點；又根據(jù)的大小和e的大小確定A點位置；畫基圓和偏距圓，標出凸輪轉(zhuǎn)向。

50、圖3.13 凸輪輪廓）畫凸輪理論輪廓曲線。以AC0為起點，逆凸輪轉(zhuǎn)向量取=5°并作出角度線；再從位移曲線上畫對應(yīng)的位移水平線交于y-y，以A為圓心，圓心到交點直接按距離為半徑畫圓與角度線相交，得到的交點為凸輪理論輪廓線上的點；最后將所有點由光滑的曲線連接的理論輪廓曲線。）畫凸輪的工作輪廓。以理論輪廓上的點為圓心、以為半徑畫一系列的滾子圓，作出包絡(luò)線即得。（4）凸輪的結(jié)構(gòu)、材料、尺寸公差、表面粗糙度及滾子材料14凸輪的基圓半徑，且根據(jù)凸輪軸傳遞的功率、轉(zhuǎn)速及材料等參數(shù)確定最小軸徑可知，將凸輪與軸做成一體；凸輪寬度。凸輪材料采用45鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理，硬度達到HRC5258。凸輪尺寸公差

51、與表面粗糙度參照表3.1。表3.1凸輪尺寸公差與表面粗糙度凸輪精度極限偏差表面粗糙度Ra/µm向徑/mm基準孔凸輪槽寬盤形凸輪凸輪槽高精度±（0.050.1）H7H80.40.8一般精度±（0.10.2）H7H80.81.6低精度±（0.20.5）H8H90.81.6 滾子材料采用20Cr，滲碳淬硬到HRC5662。進給傳動系統(tǒng)傳動軸的設(shè)計(1)蝸桿軸的設(shè)計計算出軸上傳遞的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩功率；轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩。計算作用在蝸桿上的力蝸桿上受到的力為初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得顯然，最小直徑是在軸的兩端，并分別安裝著大帶輪和滾動軸承。但為了保證軸由足夠的剛度取最小直徑為20mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案裝配方案：大帶輪、右端蓋、右端推力軸承1、套筒及右端推力軸承2依次從軸的右端裝入；左端蓋和左端推力軸承依次從軸的左端裝入，裝配方案圖如3.14所示。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度右端安裝大帶輪直徑，寬度。所以這一軸段的長度