1、1. 緒論1.1 課題研究背景金屬切削機床是制造機器人的機器，成為“工作母機”，習慣上成為機床。金屬切削機床是用切削方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器。機床的屬性決定了它在國民經濟中的重要地位。機械的水平隨著機床的精密程度的提高而提高，機床的技術水平直接影響機械制造工業產品的質量和勞動生產效率，機床直接標志著一個國家的工業生產的能力和科學計數水平。機床產品設計是設計人員根據市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思，計算，試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創造性活動的總稱，是機床產品實現的必要前提，是產品開發過程中至關重要的環節。機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動

2、傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統計，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，擬定參數時，要考慮機床發展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬

3、定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計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；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節約材料

4、，降低成本。1.2 研究的意義隨著科學計數和社會生產的不斷發展，對機電產品的質量和生產率提出了越來越高的要求。它對提高生產率，保證產品質量，改善勞動強度和降低生產成本都起到了至關重要的作用。機床工業發展到今天，技術已相當成熟，自動化、高精度、高效率、多樣化已成為當今時代機床發展的特征。多樣化的發展已經是機床的特點，技術的發展速度的更新和產品的加速使機床不僅要保證加工精度，還必須有一定的剛度和柔性，使之能方便的適應加工。2設計計算2.1普通車床的規格2.1.1車床的規格系列和用處機床設計的初始，首先需要確定有關參數，他們是傳動設計和機構設計的依據，影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。因此，對這

5、些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是C616型車床主軸變速箱。該車床主要用于加工回轉體零件。表1.1 C616車床的主參數和基本參數表工件最大回轉直徑320主軸最高轉速2500主軸最低轉速50電機功率4公比1.26轉速計數Z183.主動參數參數的擬定3.1 確定傳動公比根據文獻1中公式（3-2）因為已知，。因此，可得，進而得根據文獻1中表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列。因為，根據表3-6標準數列。首先找到最小極限轉速50，再每跳過3個數取一個轉速，即可得到公比為1.26的數列：50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，10

6、00，1250，1600，2000，2500。3.2 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。現在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：。刀具幾何參數：，=6，=75，=15，。現以確定粗車是的切削用量為設計：確定背吃刀量和進給量，根據文獻2表8-50，取，取。確定切削速度，根據文獻2表8-57，取。機床功率的計算：主切削力的計算，根據文獻2表8-59和表8-60，主切削力的計算公式及有關參數：切削功率的計算依照一般情況，取機床變速效率。得功率：根據

7、3表12-1所示Y系列電動機的技術數據,Y系列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，工業環境溫度不超過+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。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業機械等。根據以上要求，我們選取Y112M-4型三相異步電動機，額定功率4kW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩。 至此，可得到上表1.1中的C616車床的相關參數。4.變速結構的設計4.1 主變速方案擬定擬定變速方案，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

8、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，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，優化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中變速型式的主軸變速箱。4.2 變速結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的變速不失為有用的方

9、法，但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數目級數為Z的變速系統由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、個變速副。即。由于結構的限制，在變速副中，選擇2或3較為合適，即變速級數Z應為2和3的因子：，可以有以下三種方案：4.2.2 變速式的擬定18級轉速變速系統的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。從電動機到主軸，一般為降速運動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多的變速組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件也就少些，就會節省材料，這也就是

10、“前多后少”的原則。此外，主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個變速組的變速副數常選用2，或者用一個定比傳動副。綜上所述，以選取的方案比較合適。4.2.3 結構式的擬定對于傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為： (a) (b) (c) (d) (e) (f) 圖4.1 18級結構網的各種方案由于本次設計的機床 = 1 * ROMAN I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制最小傳動比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一

11、般限制最大傳動比，決定了一個傳動組的最大變速范圍。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩，可取。因此在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。4.2.4 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： 圖4.2 變速系統的結構網4.2.5 結構式的擬定主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：。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，。經計算得，符合要求。4.2.6 繪制轉速圖 運

12、動參數確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉速圖，使主運動逐步具體化。1. 選擇Y112M-4型Y系列籠式三相異步電動機。2. 分配總降速變速比總降速變速比 。分配總降速傳動比時，根據降速比分配應依照“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各變速組的最小傳動比。同時要考慮是否增加定比傳動副，一時轉速數列符合標準和有利于較小齒數和減小徑向與軸向尺寸。3. 確定各級轉速由、z = 18確定各級轉速：50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，100

13、0，1250，1600，2000，2500 r/min。4. 繪制轉速圖在五根軸中，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。現由(主軸)開始，確定、軸的轉速：(1) 先來確定軸的轉速變速組c 的變速范圍為，可知兩個傳動副的傳動比必然是極限值。結合結構式，軸的九種轉速只有一種可能，即為200，250，315，400，500，630，800，1000，1250 r/min。(2) 確定軸的轉速變速組b的級比指數為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 ，軸的轉速確定為：800，1000，1250r/min。(3) 確

14、定軸的轉速對于軸，其級比指數為1，可取 ，確定軸轉速為1250r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。圖4.3 18級變速系統的轉速圖4.2.7 確定各變速組變速副齒數齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數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，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從1表3-9中選取，其中有數字的即為可能方案。一般在主傳動中，最小齒數應大于1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大

15、齒輪之間的齒數差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據1，查表3-9各種常用變速比的使用齒數。1. 變速組a:已知，可得：時：時：時：可取,于是可得軸齒輪齒數分別為：36、32、28。于是，可得軸上的齒輪齒數分別為：36、40、44。2. 變速組b:已知，可得：時：時：時：可取,于是可得軸齒輪齒數分別為：42、28、17。于是，可得軸上的齒輪齒數分別為：42、56、68。3. 變速組c:已知，可得：時：時：可取,于是可得軸齒輪齒數分別為：38、23。于是，可得軸上的齒輪齒數分別為：76、91。4.2.8 驗算轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過，即：對于最低轉速50r

16、/min對于轉速80r/min對于轉速100r/min對于轉速125r/min對于轉速160r/min對于轉速200r/min對于轉速250r/min對于轉速315r/min對于轉速400r/min對于轉速500r/min對于轉速630r/min對于轉速800r/min對于轉速1000r/min對于轉速1250r/min對于轉速1600r/min對于轉速2000r/min對于最高轉速2500r/min 綜上計算驗證，所有轉速誤差均在誤差許可范圍之內，故齒輪齒數選取合理。4.2.9 繪制變速系統圖根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統圖：圖4.4 變速系統圖5.結構設計5.1 結構設計的

17、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、潤滑密封系統和箱體及其聯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：布置傳動件及選擇結構方案。檢驗傳動設

18、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。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據。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

19、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 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

20、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下進行，常采用片式摩擦離合器。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，應留有的間隙，間隙應能調整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環形溝槽里，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。摩擦片的壓緊由加力環的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封

21、閉系統，不增加軸承軸向復合。結構設計時應使加力環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。空套齒輪需要有軸向定位，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。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。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

22、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，取決于下列有關因素：是固定齒輪還是滑移齒輪；移動滑移齒輪的方法；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7-6-6，圓周速度很低的，才選8-7-7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6-5

23、-5。當精度從7-6-6提高到6-5-5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。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

24、工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。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。滑移齒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、磨損和發熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯

25、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。花鍵軸承載能力高，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。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

26、向力時，也常采用這種軸承。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

27、厚，不得小于，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個應小于花鍵的內徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。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。回轉的軸向定位(包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位)在選擇定位方式時應注意：軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。軸承的間隙是否需要調整。整個軸的軸向位置是否需要調整。在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。加工和裝配的工藝性等。5.6 主軸組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

28、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。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。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，結構確定后再進行核算。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5號錐孔。支撐跨距及懸伸長度：

29、為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當的支撐跨距，一般推薦取：，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。5.6.2 主軸材料和熱處理在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下，材料的彈性模量越大，主軸的剛度也越高，由于鋼材的值較大，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，

30、軸頸表面具有適當的硬度可改善裝配工藝并保證裝配精度，通常硬度為即可滿足要求。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，最好,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，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

31、用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規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. 軸承的配置大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但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)，只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助

32、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。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經

33、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。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

34、圈向大端軸向移動時，由于的內錐孔，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

35、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的間隙(間隙越小，密封效果越好，但工藝困難)。還有一種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. 疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。5.6.6

36、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。主軸頭部需要淬火，硬度為。其他部分處理后，調整硬度為。

37、5.7 操縱機構1-支座；2-撥塊；3-杠桿；4-銷子；5-軸孔；6-操縱手輪；7,7-壓塊圖5-1 進給箱基本組的操縱機構圖5-1為進給箱中基本組的操縱機構工作原理圖。基本組的四個滑移齒輪是由一個手輪集中操縱的，手輪6的端面上開有一環形槽，在槽中有兩個間隔的直徑比槽的寬度大的孔和，孔中分別安裝帶斜面的壓塊1和2，其中壓塊1的斜面向外斜，壓塊2的斜面向里斜。在環形槽中還有四個均勻分布的銷子5，每個銷子通過杠桿4來控制撥快3，四個撥快分別撥動基本組的四個滑動齒輪。手輪6在圓周方向有八個均布的位置，當它處于圖所示的位置時，只有左上角杠桿的銷子控制撥快3將滑動齒輪撥至左端位置，其余三個銷子都處于環形

38、槽中，其相應的滑動齒輪都處于各自的中間(空擋)位置。1-支座；2-撥塊；3-杠桿；4-銷子；5-軸孔；6-操縱手輪；7,7-壓塊；8-鋼球；9-調節螺釘圖5-2 基本組操縱機構立體圖當需要改變基本組的傳動比時，先將手輪6沿軸向外拉，拉出后就可以自由轉動進行變速。由于手輪6向外拉后，銷子在長度方向上還有一小段仍保留在槽及孔中，則手輪6轉動時，銷子就可以沿著孔的內壁滑到槽中，手輪6欲轉達到周向位置可由固定環的缺口中觀察到。當手輪轉到所需位置后，例如從圖示位置逆時針轉過，將手輪重新推入，這時孔中的壓塊1的斜面推向銷子向外，使左上角杠桿向順時針方向擺動，于是便將相應的滑輪推向右端嚙合位置。而其余三個銷

39、子仍都在環形槽中，其相應的滑動齒輪也都處于中間空擋位置。1-絲杠；2-凸輪；3-操縱軸；4,5,6-杠桿5-3 螺紋種類移換機構及絲杠，光杠的操縱機構圖5-3為車床螺紋變換機構(移換機構和轉換機構)的操縱機構工作原理圖。移換機構的兩齒輪由同一手柄操縱，杠桿機構實現了它們的聯動和反向，偏心的槽型凸輪兼顧控制絲杠和光杠的轉換齒輪。當進行公制，英制和絲杠，光杠的移換時，轉動手柄，通過套筒與鍵使凸輪盤轉動，通過槽中銷子帶動左邊杠桿繞支點擺動，經過連桿帶動另一端杠桿繞支點擺動，使兩撥叉波動移換機構的滑移齒輪，進行公制與英制螺紋的變換。凸輪盤的槽中還有銷子可帶動右邊杠桿繞支點擺動，帶動撥叉撥動聯接絲杠或光

40、杠傳動的滑移齒輪以接通或斷開絲杠與光杠的傳動。 6.傳動件的設計6.1 帶輪的設計一般機床上都采用三角帶進行傳動。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。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，傳遞功率，傳動比，兩班制，一天運轉16小時，工作年數10年。1. 選擇三角帶的型號由參考文獻4中表8-7可查得，工作情況系數。故根據參考文獻4中公式(8-21)，計算計算功率得：式中，-電動機額定功率， -工作情況系數 因此根據、和參考文獻4中圖8-11可知，普通V帶輪型圖選用B型。2. 確定帶輪的基準直徑，帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大

41、。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查參考文獻4中表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑。由參考文獻4公式(8-15a)，式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取0.02。可得，經圓整后，取值為145mm。3. 驗算帶速度按參考文獻4中，式(8-13)驗算帶的速度 因為，故帶速合適。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：根據參考文獻4中經驗公式(8-20)取，取=600mm.5. 三角帶的計算基準長度由參考文獻4中(8-22)計算帶輪的基準長度由參考文獻4中表8-2，圓整到標準的計算長度，。6. 驗算三角帶的撓

42、曲次數7. 確定實際中心距按參考文獻4中公式(8-23)計算實際中心距8. 驗算小帶輪包角根據文獻4中公式(8-25)，對小帶輪包角進行驗證。，故主動輪上包角合適。9. 確定三角帶根數根據參考文獻4中式(8-26)，得取根。10. 計算預緊力查參考文獻4中表8-3，。由參考文獻4中式(8-27)其中：-帶的變速功率，； -帶速，； -每米帶的質量，；取。11. 計算作用在軸上的壓軸力傳動比查表參考文獻4中表8-4a由和,得。6.2 傳動軸的直徑估算和驗算傳動軸不僅要滿足強度要求，還要滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發生疲勞破壞。機床的主傳動系統精度要求很高，不允許有較大

43、的變形。行刺，疲勞強度一般不是主要毛肚。除了在載荷很大的情況，在其他情況下工作時，不必要驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下(彎曲、軸向、扭轉)不致產生過大的變形(彎曲、失穩、轉角)。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪聲，發熱，過早磨損而導致零件失效。因此，在按扭轉剛度估算軸的直徑后，要根據受力情況、結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度，從而保證傳動軸有足夠的剛度。6.2.1 確定各軸轉速1. 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。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。則主軸的計算轉速為2.

44、各變速軸的計算轉速： 軸的計算轉速可從主軸160r/min按23/92的變速副找上去，軸的計算轉速為630r/min；軸的計算轉速為1250r/min；軸的計算轉速為1250r/min。3. 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，只需計算z = 23 的齒輪，計算轉速為630r/min；變速組b中，要計算z = 17的齒輪，計算轉速為1250r/min；變速組a中，應計算z = 28的齒輪，計算轉速為1250r/min。6.2.2傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭轉剛度，并根據下列公式，確定各軸最小直徑：根據參考文獻5中公式

45、(7-1)，式中，-傳動軸的輸入功率； -該傳動軸的計算轉速r/min；-每米長度上允許的扭轉角(deg/m)，取。1. 軸的直徑：取，。2. 軸的直徑：取，。3. 軸的直徑：取，。當軸上有鍵槽時，直接值應相應增大；當軸為花鍵軸時，可將估算的值減小7%為花鍵軸的小徑；空心軸時，需乘以計算系數，值見參考文獻5中的表7-12。和為有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

46、定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查參考文獻5中表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規格為；軸花鍵軸的規格為。4. 各軸間的中心距的確定：6.2.3 鍵的選擇查參考文獻4中表6-1選擇軸上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇鍵寬和鍵高，取，鍵的長度取。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度取。6.3 傳動軸的校核機床主傳動軸的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的薄弱環節的撓度和傾角。各個軸的撓度和裝齒輪和軸承處的傾角，應小于彎曲剛度的許用值和值，即滿足：計算軸本身彎曲變形產生的撓度和傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐

47、處的傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規定的許用值時，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，但通常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并且計算精度要求不高時，可看作等直徑的軸，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。由參考文獻5中的計算撓度和傾角的計算公式，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疊加，不在同一平面上進行向量疊加。6.3.1 傳動軸的校核1. 軸的校核通過受力分析，在軸的三對嚙合齒輪副中，中間的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。最大撓度：式中

48、：-材料彈性模量；-軸的轉動慣量；。查參考文獻1中表3-12許用撓度；因為，故選用合格。2. 軸、軸的校核同上。6.3.2 鍵的校核鍵的材料都是鋼，由參考文獻4中表6-2，可以查到鍵的許用擠壓應力取值范圍為，取其中間值，得。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由參考文獻4中式(6-1)可得式中：-傳遞的轉矩，； -鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，； -鍵的工作長度，圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，-鍵的寬度，； -軸的直徑，； -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，由以上計算，鍵連接的擠壓強度足夠了。6.4 各變速組齒輪模數的確定和校核6.4.1 齒輪模數的確定：齒輪模數的估算。通常

49、同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按參考文獻5中表7-17進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查參考文獻4中表10-8齒輪精度選用7級精度，再由參考文獻4中表10-1選擇小齒輪材料為(調質)，硬度為：根據參考文獻5中表7-17；有公式：齒面接觸疲勞強度：；齒輪彎曲疲勞強度：。1. 變速組a：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數28的齒輪。(1)齒面接觸疲勞強度：其中：-公

50、比，取； -齒輪傳遞的名義功率，； -齒寬系數； -齒輪許允接觸應力，由參考文獻5中圖7-6進行查取，故可得； -計算齒輪計算轉速；-載荷系數，取。故，可算得齒面接觸疲勞強度。根據參考文獻6表10-4將齒輪模數圓整為。齒輪彎曲疲勞強度：其中：-齒輪傳遞的名義功率，； -齒寬系數； -齒輪許允齒根應力，由參考文獻5中圖7-11進行查取，故可得；-計算齒輪計算轉速；-載荷系數，取。故，可算得齒輪彎曲疲勞強度根據參考文獻6中表10-4將齒輪模數圓整為。因為，選取模數。于是變速組a的齒輪模數取，。軸上主動輪齒輪的直徑：軸上從動輪齒輪的直徑分別為： 2. 變速組b：確定軸上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒

51、數17的齒輪。(1)齒面接觸疲勞強度：其中：-公比，取； -齒輪傳遞的名義功率，； -齒寬系數； -齒輪許允接觸應力，由參考文獻5中圖7-6進行查取，故可得； -計算齒輪計算轉速；-載荷系數，取。故，可算得齒面接觸疲勞強度。根據參考文獻6表10-4將齒輪模數圓整為。齒輪彎曲疲勞強度：其中：-齒輪傳遞的名義功率，； -齒寬系數； -齒輪許允齒根應力，由參考文獻5中圖7-11進行查取，故可得；-計算齒輪計算轉速；-載荷系數，取。故，可算得齒輪彎曲疲勞強度根據參考文獻6中表10-4將齒輪模數圓整為。故，可選取模數。于是變速組a的齒輪模數取，。軸上主動輪齒輪的直徑：軸上從動輪齒輪的直徑分別為：3. 變

52、速組c：為了使傳動平穩，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。計算中心距，。經圓整為235mm。修正螺旋角，。因值改變不多，所以參數，等值不必修正。所以軸上兩主動輪齒輪的直徑分別為：軸上兩從動輪齒輪的直徑分別為：4. 標準齒輪參數：，。從參考文獻7中表5-1查得以下公式：齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓直徑；齒頂高；齒根高； 由，以上公式可以計算齒輪的具體值，見下表：表5.1齒輪尺寸表 (單位：mm)齒輪12345678齒數2832364440361728模數33333344分度圓直徑849610813212010868112齒頂圓直徑9010211413812611476120齒根圓直徑76.588.5

53、100.5124.5112.5100.558102齒頂高33333344齒根高3.753.753.753.753.753.7555齒輪910111213141516齒數4268564223769138模數44444444分度圓直徑16827222416894.8313.3375.1156.7齒頂圓直徑176280232176102.8321.8383.1164.7齒根圓直徑15826221415884.8303.3365.1146.7齒頂高44444444齒根高555555556.4.2 齒寬的確定由公式得：1. 軸主動輪齒輪；2. 軸主動輪齒輪；3. 軸主動輪齒輪。一般一對嚙合齒輪，為了防止

54、大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（510mm）。所以，選取：，。6.4.3 齒輪結構的設計通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數、模數、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現決定把齒輪9，10，11，12，14，15和16做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據參考文獻4中圖10-39(a)，可進行齒輪9，10，11，12，14，15和16的結構尺寸計算，如下所示：齒輪9結構尺

55、寸計算：則齒輪10，11，12，14，15和16的結構尺寸如上述方式進行選取設計。6.5 帶輪結構設計1. 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。2. 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(參考文獻4中圖8-14a)、腹板式(參考文獻4中圖8-14b)、孔板式(參考文獻4中圖8-14c)、橢圓輪輻式(參考文獻4中圖8-14d)。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑(為安裝帶輪的軸的直徑，)時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，當，同時時可以采用孔板式，當時，可以采用輪

56、輻式。帶輪寬度：。分度圓直徑：。是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。3. V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應，見參考文獻4中表8-10所示：槽型143.5010.811.5V帶繞在帶輪上以后發生彎曲變形，使V帶工作面夾角發生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于。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。為此規定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度和。輪槽工作表面的粗糙度為。4. 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砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不

57、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，反之要做動平衡。其他條件參見中的規定。6.6 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。按扭矩選擇，即：根據參考文獻15和參考文獻14中表6-3-20，得：1. 計算轉矩，經參考文獻15中表6-3-21，可查得。計算得，。2. 摩擦盤工作面的平均直徑式中，-軸的直徑，。3. 摩擦盤工作面的外直徑4. 摩擦盤工作面的內直徑5. 摩擦盤寬度b6. 摩擦面對數，查參考文獻

58、15中表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數取0.08，許用壓強取，許用溫度。故，可將圓整為9。因此，摩擦面片數。7. 摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式，所以。8. 許用傳遞轉矩因為，。9. 壓緊力Q10. 摩擦面壓強根據參考文獻14中表22.7-7選用帶滾動軸承的多片雙聯摩擦離合器，因為該摩擦離合器是安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見參考文獻14中表22.7-7圖(a)。6.7 齒輪校驗 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪7，齒輪13這三個齒輪。齒輪強度校核計算公式為：彎曲疲

59、勞強度和接觸疲勞強度。6.7.1 校核變速組齒輪1. 彎曲疲勞強度校核齒數為28的齒輪，確定各項參數：(1),(2)確定動載系數齒輪精度為7級，由參考文獻4中圖10-8查得動載系數。由參考文獻4中，查得使用系數。(3)齒寬。(4)確定齒向載荷分配系數：取齒寬系數.查參考文獻4中表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數；，查參考文獻4中圖10-13得。(5)確定齒間載荷分配系數：由參考文獻4中表10-2查的使用，由參考文獻4中表10-3查得齒間載荷分配系數。(6)確定載荷系數：。(7)查參考文獻4中表10-5齒形系數及應力校正系數；。(8)計算彎曲疲勞許用應力，由參考文獻4中圖10-20(c)查得小

60、齒輪的彎曲疲勞強度極限。參考文獻4中圖10-18查得，壽命系數，取疲勞強度安全系數。可計算得，。，可得，2. 接觸疲勞強度(1)載荷系數的確定：。(2)彈性影響系數的確定；查參考文獻4中表10-6得。(3)查參考文獻4中圖10-21(d)得，。計算得，。經上述計算，可知齒輪1合適。6.7.2 校核變速組齒輪1. 彎曲疲勞強度校核齒數為17的齒輪，確定各項參數：(1),(2)確定動載系數齒輪精度為7級，由參考文獻4中圖10-8查得動載系數。由參考文獻4中，查得使用系數。(3)齒寬。(4)確定齒向載荷分配系數：取齒寬系數.查參考文獻4中表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數；，查參考文獻4中圖10-