機電一體化畢業(yè)設(shè)計（論文）CA6140機床主軸箱設(shè)計

1、第 1 頁 共 41 頁 畢業(yè)設(shè)計（論文）畢業(yè)設(shè)計（論文） 題題 目目 ca6140 機床主軸箱設(shè)計機床主軸箱設(shè)計 教教 學(xué)學(xué) 點點 甘肅省國防科技學(xué)校甘肅省國防科技學(xué)校 專專 業(yè)業(yè) 機電一體化機電一體化 年年 級級 學(xué)學(xué) 號號 姓姓 名名 指指 導(dǎo)導(dǎo) 教教 師師 時時 間間 2010 年年 6 月月 25 日日 第 2 頁 共 41 頁 目錄目錄 1.概述概述.4 1.1 機床主軸箱課程設(shè)計的目的機床主軸箱課程設(shè)計的目的 .4 1.2 設(shè)計任務(wù)和主要技術(shù)要求設(shè)計任務(wù)和主要技術(shù)要求 .4 1.3 操作性能要求操作性能要求.5 2.參數(shù)的擬定參數(shù)的擬定.5 2.1 確定極限轉(zhuǎn)速確定極限轉(zhuǎn)速.5

2、2.2 主電機選擇主電機選擇.5 3.傳動設(shè)計傳動設(shè)計 .6 3.1 主傳動方案擬定主傳動方案擬定.6 3.2 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇.6 3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 .7 3.2.2 傳動式的擬定傳動式的擬定 .7 3.2.3 結(jié)構(gòu)式的擬定結(jié)構(gòu)式的擬定 .7 4.4. 傳動件的估算傳動件的估算 .9 4.14.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動的計算.9 4.24.2 傳動軸的估算傳動軸的估算.12 4.2.14.2.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速.13 4.2.24.2.2 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速

3、.13 4.2.34.2.3 各軸直徑的估算各軸直徑的估算 .13 4.34.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算.15 4.3.14.3.1 齒輪齒數(shù)的確定齒輪齒數(shù)的確定 .15 4.3.24.3.2 齒輪模數(shù)的計算齒輪模數(shù)的計算 .16 4.3.44.3.4 齒寬確定齒寬確定.21 4.3.54.3.5 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計.22 4.44.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計.23 4.54.5 傳動軸間的中心距傳動軸間的中心距.23 第 3 頁 共 41 頁 4.64.6 軸承的選擇軸承的選擇.24 4.74.7 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器的選擇和計算.2

4、5 4.7.14.7.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的徑向尺寸.25 4.7.24.7.2 按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目.25 4.7.34.7.3 離合器的軸向拉緊力離合器的軸向拉緊力.2626 4.7.44.7.4 反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù).26 5.5. 動力設(shè)計動力設(shè)計 .27 5.15.1 傳動軸的驗算傳動軸的驗算.27 5.1.15.1.1 軸的強度計算軸的強度計算.28 5.1.25.1.2 作用在齒輪上的力的計算作用在齒輪上的力的計算.28 5.1.35.1.3 主軸抗震性的驗算主軸抗震性的驗算.31 5.25.2 齒輪校驗齒輪校驗.34 5.35.3

5、軸承的校驗軸承的校驗 .35 6.6.結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.36 6.16.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案.36 6.26.2 展開圖及其布置展開圖及其布置.37 6.36.3 i i 軸（輸入軸）的設(shè)計軸（輸入軸）的設(shè)計.37 6.46.4 齒輪塊設(shè)計齒輪塊設(shè)計.39 6.4.16.4.1 其他問題其他問題 .40 6.56.5 傳動軸的設(shè)計傳動軸的設(shè)計.40 6.66.6 主軸組件設(shè)計主軸組件設(shè)計.42 6.6.16.6.1 各部分尺寸的選擇各部分尺寸的選擇 .42 6.6.26.6.2 主軸軸承主軸軸承 .43 6.6.36.6.3 主軸與齒輪的

6、連接主軸與齒輪的連接 .45 6.6.46.6.4 潤滑與密封潤滑與密封 .45 6.6.56.6.5 其他問題其他問題 .46 7.7.總結(jié)總結(jié) .46 8.8.明細表明細表 .49 第 4 頁 共 41 頁 1.概述 1.1 機床主機床主 軸箱課程設(shè)軸箱課程設(shè) 計的目的計的目的 1.2 設(shè)計任設(shè)計任 務(wù)和主要技務(wù)和主要技 術(shù)要求術(shù)要求 1.3 操作性操作性 能要求能要求 1.概述概述 1.1 機床主軸箱課程設(shè)計的目的機床主軸箱課程設(shè)計的目的 機床課程設(shè)計，是在學(xué)習(xí)過課程機械制造裝備設(shè)計之后 進行的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動 系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，使學(xué)生在擬定傳動和變速的結(jié)

7、構(gòu)方案過程中， 得到設(shè)計構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機械制圖，零件計算， 編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè) 計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并培養(yǎng)學(xué)生具有初步的結(jié)構(gòu)分析， 結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。 1.2 設(shè)計任務(wù)和主要技術(shù)要求設(shè)計任務(wù)和主要技術(shù)要求 普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計時應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。 因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設(shè)計的是普通 型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)： 1、加工工件直徑為：60時，機床達到的最高切削速度 vmax=150m/min; 2、變速范圍 rn=4351； 3、v=100 m/mi

8、n 時，切削 45 號鋼時，機床功率允許的最大切削 用量為：ap=5，f=0.3/r； 4、抗振性：一般。 1.3 操作性能要求操作性能要求 1）具有皮帶輪卸荷裝置 2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉(zhuǎn)及停止運動要求 3）主軸的變速由變速手柄完成 4）床頭箱的外型尺寸、與床頭床身的聯(lián)接要求與 c618k-i 車床的 床頭箱相同 第 5 頁 共 41 頁 2.參數(shù)的參數(shù)的 擬定擬定 2.2 主電主電 機選擇機選擇 3.傳動設(shè)傳動設(shè) 計計 2.參數(shù)的擬定參數(shù)的擬定 2.1 確定極限轉(zhuǎn)速確定極限轉(zhuǎn)速 n r n n min max z n r 因為 k=0.5，rd=0.20.25 =kd=

9、0.5500=250mm max d min d=（0.20.25）=5062.5 d r max d max d 又 =4351 n r minmax/ 18.73 22.2 /min n nnrr maxmaxmin 1000/955.4 /minnvdr 2.2 主電機選擇主電機選擇 合理的確定電機功率，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿 足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 已知異步電動機的轉(zhuǎn)速有 3000 、1500 /minr/minr 、1000、750 ，已知是 7.1kw，根據(jù)車床設(shè)/minr/minr 額 p 計手冊附錄表 2 選 y132m-4，額定功率 7.5

10、，滿載轉(zhuǎn)速 1440 kw ，。 min r 87 . 0 3.傳動設(shè)計傳動設(shè)計 min 18.73 22.2 /min n r max 955.4 /minnr 電機： y132m- 4，額定功率 7.5，滿kw 載轉(zhuǎn)速 1440 ， min r 。 87 . 0 第 6 頁 共 41 頁 3.1 主傳主傳 動方案擬定動方案擬定 3.2 傳動傳動 結(jié)構(gòu)式、結(jié)結(jié)構(gòu)式、結(jié) 構(gòu)網(wǎng)的選擇構(gòu)網(wǎng)的選擇 3.2.1 確定確定 傳動組及各傳動組及各 傳動組中傳傳動組中傳 動副的數(shù)目動副的數(shù)目 3.2.2 傳動傳動 式的擬定式的擬定 3.1 主傳動方案擬定主傳動方案擬定 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開

11、停、幻想、制動、 操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、 機構(gòu)以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。 傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也 有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及 經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有 集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用 背輪結(jié)構(gòu)、分支傳動等型式；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。此次 設(shè)計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。 3.2 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇傳動

12、結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為 有用的方法，但對于分析復(fù)雜的傳動并想由此導(dǎo)出實際的方案， 就并非十分有效。 3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為 z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動 組分別有、個傳動副。即 z z 321 zzzz 傳動副中由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) z 應(yīng)為 2 和 3 的因子： ，可以有多種方案，例： ba z 18=332；18=2322； 18=231+211；18=23121 3.2.2 傳動式的擬定傳動式的擬定 18 級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動

13、組，選擇傳動組安排方式時，考慮 第 7 頁 共 41 頁 3.2.3 結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu) 式的擬定式的擬定 3.3 轉(zhuǎn)速圖轉(zhuǎn)速圖 的擬定的擬定 到機床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。 在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動 組的傳動副數(shù)不能多，以 2 為宜。 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。最后一個傳動組的傳動副常選用 2。 綜上所述，傳動式為 18=2322。 3.2.3 結(jié)構(gòu)式的擬定結(jié)構(gòu)式的擬定 對于 18=2322 傳動式，有 2 種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分 別為： 612621 223218 (：內(nèi)輪+背輪，：重復(fù) 6 級) 6 2 612 2

14、(：重復(fù) 6 級) 612621 223218 612 2 由于本次設(shè)計的機床 i 軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有 一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選 (：內(nèi)輪+背輪，：重復(fù) 6 級) 612621 223218 6 2 612 2 的方案。 3.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定轉(zhuǎn)速圖的擬定 正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖： 初選 612 621 2 232 18 第 8 頁 共 41 頁 4.4. 傳動件傳動件 的估算的估算 4.14.1 三角三角 帶傳動的計帶傳動的計 算算4.4. 傳動件的估算傳動件的估算 4.14.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動的計算 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

15、有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪 結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 (1)選擇三角帶的型號 根據(jù)公式 第 9 頁 共 41 頁 1.1 7.57.18 caa pk pkw 式中 p-電動機額定功率，-工作情況系數(shù) a k 查機械設(shè)計圖 8-8 因此選擇 b 型帶。 (2)確定帶輪的計算直徑， d d 帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)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(shè)計表 8- d min dd 3，8-7 取主動輪基準直徑=125。 dmm 由公式 1 2 1 2 d n n d 式中： n-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，所以 n ，由機

16、械設(shè)計 a表 8-7 取園整為 2 1440 125225 800 dmm 250mm。 (3)確定三角帶速度 按公式 1 1 3.14 125 1440 9.95 60 100060 1000 dn m v s 因為 5m/minv25 m/min,所以選擇合適。 (4)初步初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般 可在下列范圍內(nèi)選取： 根據(jù)經(jīng)驗公式 12012 0.72ddaddmm 即：262.5mm 750mm 0 a 取=600mm. 0 a (5)三角帶的計算基準長度 l a dd ddal 選擇 b 型帶 =125 dmm 2 250dmm =600mm 0

17、 a l 1795.5mm 第 10 頁 共 41 頁 2 0 250 1253.14 2 600125250 24 600 1795.5 l mm 由機械設(shè)計表 8-2，圓整到標準的計算長度 1800lmm (6)驗算三角帶的撓曲次數(shù) 1000 11.0640 s mv u l 次 符合要求。 (7)確定實際中心距a 0 0 a 2 6001800 1795.52 602.25 ll a mm （） (8)驗算小帶輪包角 0000 21 1 18057.5168120 dd a ，主動輪上包角 合適。 (9)確定三角帶根數(shù)z 根據(jù)機械設(shè)計式 8-22 得: 00 ca l p z pp k

18、k 傳動比: 1 2 1440/8001.8 v i v 查表 8-5c，8-5d 得= 0.40kw,= 3.16kw 0 p 0 p 查表 8-8，=0.97；查表 8-2，=0.95k l k 7.18 z2.19 3.160.40.97 0.95 所以取 根z3 (10)計算預(yù)緊力 查機械設(shè)計表 8-4，q=0.18kg/m z3 第 11 頁 共 41 頁 4.24.2 傳動傳動 軸的估算軸的估算 4.2.14.2.1 主軸主軸 的計算轉(zhuǎn)速的計算轉(zhuǎn)速 4.2.24.2.2 各傳各傳 動軸的計算動軸的計算 轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速 4.2.3 各軸直各軸直 徑的估算徑的估算 2 0 2 2.5 500

19、1 7.182.5 50010.18 9.95 9.95 3 0.97 207.52 ca p fqv vzk n (11)計算壓軸力 n fzfp 3 . 1238 2/168sin52.20732 2/sin)(2)( 0 min0min 4.24.2 傳動軸的估算傳動軸的估算 傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強度要 求保證軸在反復(fù)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，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不 失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。 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。 4.2

20、.14.2.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級 轉(zhuǎn)速： min/6326 . 1 20 1 3 18 1 3 min rn nn j z 4.2.24.2.2 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸：有 18 級轉(zhuǎn)速，其中 80r/min 通過齒輪獲得 63r/min，剛好能傳遞全部功率： 所以：nv =80r/min 同理可得：n =250r/min ，n =630r/min ， n =630r/min,n =800r/min 4.2.34.2.3 各軸直徑的估算各軸直徑的估算 n =250r/min ，n =630r/min ，n =6

21、30r/min, n 第 12 頁 共 41 頁 4 j p dkamm n 其中：p-電動機額定功率 k-鍵槽系數(shù) a-系數(shù) -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； j n-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。 計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件 j n 的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān) 系確定。 軸：k=1.06，a=120 所以 ， 4 1 7.5 0.96 (120 1.06)25.3 800 dmmmm 取 28mm 軸：k=1.06，a=120 4 2 7.5 0.96 0.99 0.98 (120 1.06)27.4 630 dmmmm , 取 3

22、0mm 軸：k=1.06，a=110 4 3 6.98544 0.99 0.98 (110 1.06)38.5 630 dmmmm , 取 40mm 軸：k=1.06，a=100 4 4 6.98544 0.99 0.98 0.99 0.98 (100 1.06) 250 27.4 dmm mm =800r/min 第 13 頁 共 41 頁 4.34.3 齒輪齒輪 齒數(shù)的確定齒數(shù)的確定 和模數(shù)的計和模數(shù)的計 算算 4.3.14.3.1 齒輪齒輪 齒數(shù)的確定齒數(shù)的確定 , 取 30mm 軸：k=1.06，a=90 4 5 6.5753 0.99 0.98 (90 1.06) 80 38.5 d

23、mm mm , 取 40mm 取 39mm 軸：k=1.06，a=80 4 6 6.3794 0.99 0.98 (80 1.06) 63 38.5 dmm mm 取 39mm 此軸徑為平均軸徑，設(shè)計時可相應(yīng)調(diào)整。 4.34.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 4.3.14.3.1 齒輪齒數(shù)的確定齒輪齒數(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(jù)機械設(shè)計手冊推薦的方法確定。對于變速 組內(nèi)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(nèi) 每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表 3-6（機械制造裝 z s 備設(shè)計）中選取。一般在主傳

24、動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于 1820。采 用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移 齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于 4，以保證滑移是齒 輪外圓不相碰。 第一組齒輪： 傳動比：, 1 0 1 1u 2 22 11 1.41 u 查機械制造裝備設(shè)計表 3-6，齒數(shù)和取 88 z s z=34，=54，=39，=49； 2 z 3 z 4 z 第二組齒輪： =34 z ，=54， 2 z =39， 3 z 4 z =49； =34， 5 z 6 z =54，=44 7 z ，=44， 8 z =25， 9 z 10 z =63 第 14 頁 共 41 頁 4.3.24.3.2 齒輪

25、齒輪 模數(shù)的計算模數(shù)的計算 傳動比：,， 1 0 1 1u 2 2 1 u 2 3 1 u 齒數(shù)和取 88： z s 5 z=34，=54，=44，=44，=25，=63； 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 第三組齒輪： 傳動比：, 2 1 1 u 2 4 1 u 齒數(shù)和取 91： z s 11 z=26，=65，=56，=35， 12 z 13 z 14 z 第四組齒輪： 傳動比：, 1 u 2 5 1 u 齒數(shù)和取 95： z s 15 z=26，=65，=56，=35， 16 z 17 z 18 z 第五組齒輪： 傳動比： 1 1 u 齒數(shù)和取 100： z s 19 z=26，

26、=65 20 z 4.3.24.3.2 齒輪模數(shù)的計算齒輪模數(shù)的計算 (1)- 齒輪彎曲疲勞的計算： 1d nn7.5 0.96kw7.2kw 3 3 7.2 32322.05 54 500 j n mmm zn （機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo) p36，為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速， j n 可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定） =26， 11 z =65， 12 z =56， 13 z =35 14 z =26， 15 z =65， 16 z =56， 17 z =35 18 z =26， 19 z =65 20 z 第 15 頁 共 41 頁 齒面點蝕的計算： 3 3 7.2 37037090 560 j n amm n

27、取 a=90，由中心距 a 及齒數(shù)計算出模數(shù)： 12 22 90 2.045 5434 j a m zz 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 取 所以取 j 2.05m 2.5m (2) -齒輪彎曲疲勞的計算： 2 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99kw6.916kw 3 3 6.916 32322.62 63 200 j n mmm zn 齒面點蝕的計算： 33 6.916 370370120.5 200 n amm n 取 a=121，由中心距 a 及齒數(shù)計算出模數(shù)： 12 22 121 2.75 6325 j a m zz 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近

28、的標準模數(shù)。 取 j 2.75m 所以取3m (3)- 齒輪彎曲疲勞的計算： 3 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.71kw 3 3 6.71 32322.64 65 80 j n mmm zn 齒面點蝕的計算： 33 6.71 370370161.9 80 n amm n ， 取 a=162，由中心距 a 及齒數(shù)計算出模數(shù)： 12 22 162 2.83 6526 j a m zz 第 16 頁 共 41 頁 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 取 所以取2.83m3m (4)- 齒輪彎曲疲勞的計算： 3 n7.5 0.96 0.99

29、 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.51kw 3 3 6.51 32323.53 72 80 j n mmm zn 齒面點蝕的計算： 33 6.51 370370160.3 80 n amm n ， 取 a=161，由中心距 a 及齒數(shù)計算出模數(shù)： 12 22 161 3.69 7223 j a m zz 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 取 所以取3.69m4m (5)- 齒輪彎曲疲勞的計算： 3 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.31kw 3 3 6.31

30、32323.89 56 63 j n mmm zn 齒面點蝕的計算： 33 6.31 370370171.89 63 n amm n ， 取 a=172，由中心距 a 及齒數(shù)計算出模數(shù)： 12 22 172 3.44 5644 j a m zz 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 取 所以取3.89m4m 第 17 頁 共 41 頁 (4)標準齒輪： * 20h1c0.25 度， 從機械原理 表 10-2 查得以下公式 齒頂圓 mhzd a a )2+(= * 1 齒根圓 * 1 (22) fa dzhc m 分度圓 mzd = 齒頂高 mhh a a * = 齒根高 mchh

31、a f )+(= * 齒輪的具體值見表 齒輪尺寸表 齒輪齒數(shù) z模數(shù) m分度圓 d齒頂圓 a d 1342.58590 2542.5135140 3392.597.5102.5 4492.5122.5127.5 5343102108 6543162168 7443132138 8443132138 92537581 10633189195 112637884 1265319520114353105111 1523492100 1672428829618424168176 19444176184 第 18 頁 共 41 頁 4.3.44.3.4

32、 齒寬齒寬 確定確定 20564224232 齒輪 齒根圓 f d齒頂高 a h齒根高 f h 191.2591.2591.25 2141.25141.25141.25 3103.75103.75103.75 4128.75128.75128.75 5109.5109.5109.5 6169.5169.5169.5 7139.5139.5139.5 8139.5139.5139.5 982.582.582.5 10196.5196.5196.5 1185.585.585.5 12202.5202.5202.5 13175.5175.5175.5 14112.5112.5112.5 151021

33、02102 1629829829818178178178 19186186186 20234234234 4.3.44.3.4 齒寬確定齒寬確定 由公式得：6 10, mm bmm為模數(shù) 第一套嚙合齒輪6 102.515 25 i bmm 1 2 17 15 bmm bmm 3 17bmm 4 15bmm 第 19 頁 共 41 頁 4.3.5 齒輪結(jié)齒輪結(jié) 構(gòu)設(shè)計構(gòu)設(shè)計 4.44.4 帶輪帶輪 結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)設(shè)計 第二套嚙合齒輪6 10318 30 ii bmm 第三套嚙合齒輪6 10318 30 iii bmm 第四套嚙合齒輪6 10424 40ivbmm 第五套嚙

34、合齒輪6 10424 40vbmm 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo) 致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)主動輪比小齒輪 齒寬大 所以， 12 17,15bmm bmm 3 17bmm 4 15bmm 567 8910 19,18,18 18,19,18 bmm bmm bmm bmm bmm bmm 11121314 19,18,18,19bmm bmm bmm bmm 151617 25,24,25bmm bmm bmm 181920 24,30,29bmm bmm bmm 4.3.54.3.5 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 當時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮1605

35、00 a mmdmm 到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪 14 做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實心結(jié) 構(gòu)。齒輪 14 計算如下： 0 10 14 270 12 4222 an ddm mm ， 44 86ddmm ， 33 1.61.6 86138ddmm 203 0.25 0.35 0.3222 138 25 ddd mm 103 /2180,12dddmm cmm 4.44.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 查機械設(shè)計p156 頁，當。300 d dmm時, 采用腹板式 5 6 7 8 9 10 19 18 18 18 19 18 bmm bmm bmm bmm bmm bmm 11 12 13 14 19

36、18 18 19 bmm bmm bmm bmm 15 16 17 25 24 25 bmm bmm bmm 18 19 20 24 30 29 bmm bmm bmm mmd110 第 20 頁 共 41 頁 4.54.5 傳動軸傳動軸 間的中心距間的中心距 4.64.6 軸承的軸承的 選擇選擇 4.74.7 片式片式 摩擦離合器摩擦離合器 的選擇和計的選擇和計 算算 4.7.14.7.1 摩擦摩擦 d 是軸承外徑，查機械零件手冊確定選用深溝球軸承 6211，d=55mm,d=100mm。帶輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸 100mm。 齒機械設(shè)計表 8-10 確定參數(shù)得： min 8.5,2.0,

37、9.0,12,8,5.5,38 daf bhhef 帶輪寬度：125 182 764bzefmm 分度圓直徑：，280 d dmm 1 1.91.8 100180 5/2811.412 ddmmmm cbmm 64,lbmm 4.54.5 傳動軸間的中心距傳動軸間的中心距 mm dd d110 2 5 .1225 .97 2 21 mmd iii 132 2 132132 mmd iviii 5 . 136 2 168105 mmd viv 190 2 168212 mmd ivv 200 2 224176 4.64.6 軸承的選擇軸承的選擇： 軸： 6208 d=80 b=18 深溝球軸承

38、軸： 7207c d=72 b=17 角接觸球軸承 軸： 7207c d=72 b=17 角接觸球軸承 軸： 7208c d=80 b=18 角接觸球軸承 軸： 7210c d=90 b=20 角接觸球軸承 軸： 3182115 d=115 b=30 雙向推力球軸承 mmd iii 132 mmd iviii 5 .136 mmd viv 190 mmd ivv 200 第 21 頁 共 41 頁 片的徑向尺片的徑向尺 寸寸 4.7.24.7.2 按扭按扭 矩選擇摩擦矩選擇摩擦 片結(jié)合面的片結(jié)合面的 數(shù)目數(shù)目 4.7.34.7.3 離合離合 器的軸向拉器的軸向拉 緊力緊力 4.74.7 片式摩

39、擦離合器的選擇和計算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(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn) 中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部 分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。 4.7.14.7.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的徑向尺寸 摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑 d， 而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小， 直接影響離合器的結(jié)構(gòu)和性能。 一般外摩擦片的外徑可?。簃mdd)62( 1 d 為軸的直徑，取 d=55，所以 1 d55+5=60mm 特性系數(shù)是外片內(nèi)徑與內(nèi)片外徑 d2之比 1 d 取=0.7，則內(nèi)摩擦片外徑mm d d 7 .

40、 85 7 . 0 60 1 2 4.7.24.7.2 按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目 一般應(yīng)使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭 j m 矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故 d m 只需按離合器結(jié)合后的靜負載扭矩來計算。即： 2 0 21000 7.03 1.4 10000 3.14 0.06 75 75 36.4 1.0 8.89 n m k z fd b p 取 z=9 4.7.34.7.3 離合器的軸向拉緊力離合器的軸向拉緊力 由，得：kpsq n q 6 . 3315 94 . 0 1 . 1 4 . 2939 查機床零件手冊 ，摩擦

41、片的型號如下： z=9 第 22 頁 共 41 頁 4.7.44.7.4 反轉(zhuǎn)反轉(zhuǎn) 摩擦片數(shù)摩擦片數(shù) 5.5. 動力設(shè)動力設(shè) 計計 5.15.1 傳動軸傳動軸 的驗算的驗算 內(nèi)片：dp=72.85，查表取：d=85mm，d=55mm b=1.5mm,b=9.7mm h=23.5mm,=0.5mm 外片：dp=72.85，查表?。篸=87mm，d=56mm b=1.5mm,b=20mm h=48mm,h1=42mm =0.5mm 內(nèi)外片的最小間隙為：0.20.4mm 4.7.44.7.4 反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù) 4 9550 7.5 0.96 1.3 95500.96 0.98 800 2.8

42、 10 jn j n mkmkn m n n m 2 0 21000 2.810000 3.14 0.06 75 75 36.4 1.0 3.55 n m k z fd b p 取 z=4 5.5. 動力設(shè)計動力設(shè)計 5.15.1 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 由于變速箱各軸的應(yīng)力都比較小，驗算時，通常都 是用復(fù)合應(yīng)力公式進行計算： 57 . 0 22 bb w m （mpa） 為復(fù)合應(yīng)力（mpa） b 為許用應(yīng)力（mpa） b z=4 第 23 頁 共 41 頁 5.1.15.1.1 軸軸 的強度計算的強度計算 5.1.25.1.2 作用作用 在齒輪上的在齒輪上的 力的計算力的計算 w 為軸危險

43、斷面的抗彎斷面模數(shù) 實心軸：)( 32 3 3 mm d w 空心軸：)()(1 32 340 3 mm d dd w 花鍵軸：)( 32 )( 32 3 24 mm ddddzb d d w d 為空心軸直徑，花鍵軸內(nèi)徑 d 為空心軸外徑，花鍵軸外徑 d0為空心軸內(nèi)徑 b 為花鍵軸的鍵寬 z 為花鍵軸的鍵數(shù) m 為在危險斷面的最大彎矩 22 yx mmm nmm t 為在危險斷面的最大扭矩 j n n t 4 10955 n 為該軸傳遞的最大功率 nj為該軸的計算轉(zhuǎn)速 齒輪的圓周力： d t pt 2 齒輪的徑向力： tr pp5 . 0 5.1.15.1.1 軸的強度計算軸的強度計算 軸：

44、26 . 6 96 . 0 87 . 0 5 . 7 2 i p mn n n n j i 75.74728 800 26 . 6 1055 . 9 1055 . 9 4 4 5.1.25.1.2 作用在齒輪上的力的計算作用在齒輪上的力的計算 第 24 頁 共 41 頁 已知大齒輪的分度圓直徑： d=mz=2.539=97.5mm 圓角力： n d ft 9 . 1532 5 . 97 75.7472822 2 徑向力：nff tr 45.766 9 . 15325 . 05 . 0 軸向力：nff ta 9 . 1532 方向如圖所示： 由受力平衡：0fff r12 拉 f 拉 f=1759

45、.2n r f=766.45n 所以=（1759.2+766.45）=2525.65n 12 ff 以 a 點為參考點，由彎矩平衡得： 105+（105+40）（300+40+105）=0 1 f r f 2 f 所以：=2245.5n 1 f 2 f=280.1n 第 25 頁 共 41 頁 5.1.35.1.3 主軸主軸 抗震性的驗抗震性的驗 算算 在 v 面內(nèi)的受力情況如下： 受力平衡：0 21 ffff te 即：1759.2+1532.90 21 ff 以 a 點為參考點，由彎矩平衡： 1 f105（105+40）+（30010540）=0 t f 2 f 所以=3629n 1 f

46、2 f=3653n 在 v 面的彎矩圖如下： 5.1.35.1.3 主軸抗震性的驗算主軸抗震性的驗算 （1）支撐剛度，包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形。 向心推力球軸承：=（0.70.002）d 圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承： =（mm）r d 3 10 4 . 0 前軸承處 d=100，r=5400kgf，100dkgfr12500 所以： 第 26 頁 共 41 頁 r =0.0108mm 1r =0.0251mm 坐圓外變形：)1 ( 4 d d db rk r 對于向心球軸承：d=150，d=100，b=60，取 k=0.01 所以： mm r 016. 0) 150 60 1 ( 6

47、010014. 3 01 . 0 54004 對于短圓柱滾子軸承：d=150，d=100，b=37，取 k=0.01，r=12500kgf 所以： mm r 053 . 0 ) 150 37 1 ( 3710014 . 3 01 . 0 125004 所以軸承的徑向變形： r =mm rr 076 . 0 016 . 0 06 . 0 1r =+=0.05+0.053=0.103mm 1r 1r 支撐徑向剛度： k=kgf r r 63.71052 076 . 0 5400 kgf r k r 22.121359 103 . 0 12500 1 1 （2）量主要支撐的剛度折算到切削點的變形 )

48、1 2 )1( 8 . 9 2 2 l a l a k k ka p y b a z 其中 l=419mm，ka=121359.2kg/mm 所以： )1 2 )1( 8 . 9 2 2 l a l a k k ka p y b a z mm0045 . 0 )1 419 1252 419 125 ) 89.78709 22.121359 1( 22.1213598 . 9 2940 2 2 第 27 頁 共 41 頁 5.25.2 齒輪校齒輪校 驗驗 （3）主軸本身引起的切削點的變形 fi lpa ys 3 2 其中：p=2940n，a=125mm，l=419mm，e=2107n/cm，d=

49、91mm i=0.05（d4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2 所以： fi lpa ys 3 2 mm 3 7 2 1025 . 4 25.31633771023 4191252940 （4） 主軸部件剛度 mnmmn yy p k sz /336/336000 00425 . 0 0045 . 0 2940 （5） 驗算抗振性 cos )1 (2 lim bk k cd 則： cos )1 (2 lim cd k k b 所以： cos )1 (2 lim cd k k b mmdmm1002 . 0 6 . 22 8 . 68cos46 . 2 )03 .

50、0 1 (03 . 0 3362 max 第 28 頁 共 41 頁 5.35.3 軸承的軸承的 校驗校驗 所以主軸抗振性滿足要求。 5.25.2 齒輪校驗齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大， 齒數(shù)最小的齒輪進接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算。這里要驗算的 是齒輪 2，齒輪 7，齒輪 12 這三個齒輪。 （1）接觸應(yīng)力公式： 4 1 2088 10 vas f j uk k k k n q zmubn u-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； k-齒向載荷分布系數(shù)；-動載荷系數(shù)；-工況系 v k a k 數(shù)；-壽命系數(shù) s k 查機械裝備設(shè)計表 10-4 及圖 10-8 及表 10

51、-2 分布得 1.15,1.20;1.05,1.25 hbfbva kkkk 假定齒輪工作壽命是 48000h，故應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 9 6060 500 1 480001.44 10 h nnjl 次 查機械裝備設(shè)計圖 10-18 得，所以：0.9,0.9 fnhn kk 2 3 3 72 11.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.98 2088 1018 1.024 10 72 18 4 21 500 18 f mpa （2）彎曲應(yīng)力： 5 2 191 10 vas w j k k k k n q zm byn 查金屬切削手冊有 y=0.378，代入公式求得：=158.5m

52、pa w q 查機械設(shè)計圖 10-21e,齒輪的材產(chǎn)選，大齒輪、40cr 滲碳 小齒輪的硬度為 60hrc，故有，從圖 10-21e 讀1650 f mpa 主軸抗振性 滿足要求。 第 29 頁 共 41 頁 6.6.結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)設(shè)計 及說明及說明 6.16.1 結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu) 設(shè)計的內(nèi)容、設(shè)計的內(nèi)容、 技術(shù)要求和技術(shù)要求和 方案方案 出。因為：，故滿足要求，, ffww 另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。 5.35.3 軸承的校驗軸承的校驗 軸選用的是角接觸軸承 7206 其基本額定負荷為 30.5kn 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，710 /minnr 對軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計

53、要求，應(yīng)該對軸未端的滾子軸承 進行校核。 齒輪的直徑 24 2.560dmm 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 n p t9550 7.5 0.96 955059.3 710 t nm 齒輪受力 n 3 22 59.3 1412 60 10 r t f d 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 1060 21 1 1 ll lf r r v n 35210601412 2 v r n 因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按 機械設(shè)計表 10-5 查得 p f 為 1.2 到 1.8，取，則有：3 . 1 p f 137810623 . 1 111 rxfp p n 6 . 4573523 . 1

54、 222 rxfp p n 軸承的壽命 因為，所以按軸承 1 的受力大小計算： 21 pp 1 . 38309) 1378 17200 ( 85060 10 )( 60 10 3 6 1 6 p c n lh h 故該軸承能滿足要求。 齒輪均符合 要求 第 30 頁 共 41 頁 6.26.2 展開展開 圖及其布置圖及其布置 6.36.3 i i 軸軸 （輸入軸）（輸入軸） 6.6.結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 6.16.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 設(shè)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

55、封系統(tǒng) 和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫 截面圖表示。課程設(shè)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(shè)計時除考慮一般機械傳動 的有關(guān)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(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜， 設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)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(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的 情況，以

56、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)。 6.26.2 展開圖及其布置展開圖及其布置 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)

57、動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采 軸承能滿足 要求 第 31 頁 共 41 頁 的設(shè)計的設(shè)計 6.46.4 齒輪齒輪 塊設(shè)計塊設(shè)計 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(guān)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。 6.36.3 i i 軸（輸入軸）的設(shè)計軸（輸入軸）的設(shè)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(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置） 。

58、i 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 i 軸在整體裝入箱內(nèi)。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(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻 率較高。實現(xiàn)政反轉(zhuǎn)的變換方案很多，我們采用正反向離合器。 正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。 由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應(yīng)留有 0.20.4 的間隙，間隙應(yīng)能調(diào)整。mm 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

59、裝在花鍵軸上的一個環(huán)形 溝槽里，并轉(zhuǎn)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 向和周向德兩個自由度，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(fù)合。 3） 結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)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。 i 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(zhuǎn)動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向 第 32 頁 共 41 頁 6.4.16.4.1 其他其他 問題問題 是相反的，二者的相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右） 。結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng) 考慮

60、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?；?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。 6.46.4 齒輪塊設(shè)計齒輪塊設(shè)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(chǎn)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(zhuǎn)均勻性。在 齒輪塊設(shè)計時，應(yīng)充分考慮這些問題。 齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多，取決于下列有關(guān)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