1、组装在上面。.卸荷装置带轮将动力传到Ⅰ轴有两种方式类是带轮直接装在Ⅰ轴上。除传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒法兰盘上，传给轴的只是扭矩，径向力有固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。本次设计中用的就是后者，卸荷装置。具体的结构和装备见图。.换向装置车床上的反转主要用于加工螺纹时退刀。车短螺纹时，换向频率比较高。实现正反转的变换有很多种方案。可本次设计中所采用的是电磁离合器。.正反向离合器正反向的转换，希望在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱体内，都采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片在不压紧时，应留有的间隙，间隙应能调整。常用的间隙调整结构是调整螺母的端部圆周方向铣有若个缺口，止动销在弹簧的压紧下，其头部插入缺口中，调整时按下止动销，旋转调整螺。

2、采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端上有段不是全高，不能和花键孔配合。这是加工的过渡部分。具体的作图可参考曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。般的尺寸花键的滚刀直径刀为。.轴承的选择机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升空载功率和噪声等方面，球轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度支承孔的加工精度要求比较高。因此，球轴承用得更多。但滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以，在没有轴向力时，也常采用这种轴承。这种轴承的形式和尺寸的选择，取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。同轴心线的箱体支承直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同镗刀杆安装多刀同时。

3、常用，本次设计中自然选用了。在Ⅰ轴上还采用了电磁摩擦离合器来变速，因为本次设计的机床是数控自动化机床，要求不停车进行变速。变速方案不同，布置也不同。总体布置的时候需要考虑制动器的位置，本次设计时因为在Ⅰ轴上放了两个电磁离合器，为了减少Ⅰ轴的负荷，所以制动器是不能放在此轴上了。只要把制动器放在其他的轴上，具体的装备见图。每种布置方案的实现，都必须具备些条件。设计时，应根据条件尽可能选择轴向尺寸较小的方案。本次设计中装备图上的布置就是最优的方案。三.Ⅰ轴输入轴的设计.Ⅰ轴的特点.将运动传入变速箱的带轮，般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力带轮卸荷。.若Ⅰ轴上安装正反用的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装备很不方便，般都希望在箱外将Ⅰ轴组装好后再整体装入箱内最好是连皮带。

4、向定位要保证正确的啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮的轴向位置由操纵机构的定位槽定位孔或其他方式保证，般在装配后最后调整确定，本次设计所采用的轴向定位结构如下.弹簧卡圈定位说明及特点结构简单装配方便，但不能承受轴向力。.隔套定位说明及特点用隔套将各传动件在轴向固定装配方便，有利于轴的刚度。五.传动轴设计.特点主轴，广泛采用滚动轴承作支承，轴上要安装齿轮离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先，传动轴应有足够的强度刚度。如桡度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动噪声空载功率磨损和发热增大，两中心线误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。.轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴，这些在轴加工中并无困难，所以装移齿轮的轴采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也。

5、，得到级反向转动，右边接通得到是三级的正向转动。这种结构的齿轮直径小，但轴向尺寸较大。此外，这种结构就不能采用通过空心的轴中拉杆来操纵离合器的结构。本次设计中由于离合器和齿轮的原因只能采用后种结构方案。具体的结构可见装备图中的分布。.反向机构利用机械传动实现主轴反转需要个惰轮，也有两中方案，种是增加专门用来转惰轮的短轴。这种短轴常是悬臂的，刚性差，齿轮接触不好，容易引起振动和噪声。另种结构是将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性好，有利于降低噪声。本次设计中选择的是后者，因为无论从哪个角度去选择都是后者好于前者。反向转速般大于至少等于正转转速，低于正转的反转转速是不合理的，设计的时候定要考虑的问题。本次设计中，反向的转速大于正转的转速。.变速方案与传动件的布置变速方案有很多中选择，滑移齿轮结构紧凑，也最。

6、至合适位置，止动销又插入另个缺口。电磁离合器不需调整间隙。.离合器的操纵方式离合器的操纵有机械式电磁式和液压式。本次设计中采用的操纵是电磁式，电磁离合器的摩擦片的压紧是由电磁铁的吸力来达到，他的机械结构比较简单。主.Ⅴ主轴Ⅳ轴Ⅲ轴Ⅱ轴Ⅰ轴由.则计算主轴Ⅴ和中间轴的直径如下Ⅴ主轴Ⅳ轴Ⅲ轴Ⅱ轴Ⅰ轴.传动轴刚度的验算.轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度和倾角。各类轴的桡度和装齿轮和轴承处倾角，应小于弯曲刚度的许用值和值，即由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。.轴的弯曲变形计算公式计算轴本身变形产生的桡度和倾角时，般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直。

7、工几个同心孔工艺。本次设计中，由于是支承跨距长的箱体，要从两边同时进行加工，具体的参考图见参考书曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。既要满足承载能力要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻中或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。两孔间的最小间隙壁厚，不得小于，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴径尺寸至少有个应小于花键的内径。般传动轴上轴承选用级精度。滚动轴承是外购标准件，可以简化画法，但类型必要表示清楚与其它零件的相关尺寸如外径内径和宽度必须按实际尺寸画。.轴的轴向定位传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置的确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有周向定位。对受轴向力的轴其轴向定位就更加重要。回转轴的轴向定位包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位在选择定位方式时应注意.轴的长度。。

8、数，工作期限系数，齿轮等传动件在接触和弯曲脚变载荷下的疲劳曲线指数和基准循环次数齿轮的最低转速预定的齿轮工作期限，中型机床推荐转速变化系数功率利用系数材料强化系数。幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用寿命系数的及值，当时，则取工作情况系数。中等冲击的主运动动载荷系数齿向载荷分布系数齿形系数许用弯曲接触应力。本次设计中的模数计算与选取如下.Ⅰ轴传到Ⅱ轴的模数齿轮接触疲劳的计算.齿轮弯曲疲劳的计算.取.计算验算核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为经查表取.取.代入公式得.根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为查表取代入公式得经校核和查表取.。.Ⅱ轴传到Ⅲ轴的模数齿轮接触疲劳的计算.经校核取.。齿轮弯曲疲劳的计算.取.般去。.保证强度和防止热处。

9、长轴要考虑热伸长的问题，宜由端定位。.轴承的间隙是否需要调整。.整个轴的轴向定位是否需要调整。.在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。.加工和装配的工艺性等。回转轴的轴向定位本次设计采用的是两端均用轴承盖调节螺钉定位。两端均有调节螺钉，除能方便地调节轴承预紧力外，还可调节轴系的轴向位置，以便使啮合齿轮对齐。六.主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。同传动方案可能有不同的布置和结构设计。车床主轴变速箱中的些设计范例可为我们提供参考。.离合器结构与轴上的传动齿轮Ⅰ轴上装的换向离合器和变速齿轮，有两种布置方案。种是两级变速齿轮和离合器做成体。齿轮的直径受到离合器的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴间距离加大。另种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴Ⅰ和轴Ⅰ上。左边部分接。

10、.由此可得在主轴上的刚度是完全合格的。三.齿轮模数的估算和计算按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮个参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的计算.齿面点蚀的估算.其中为大齿轮的计算转速，为齿轮中心距。由中心距及齿数求出模数.根据估算所得的值，由标准的模数表查取相近的标准模数。计算验算结构确定后，齿轮的工作条件空间安排材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为.根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为.式中计算齿轮传递的额定功率计算齿轮小齿轮的计算转速齿宽系数，常取计算齿轮的齿数，般取传动中最小齿轮的齿数大齿轮和小齿轮饿齿数比，用于外啮合，用于内啮合寿命系。

11、变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚，般取则.，具体的尺寸可参考图。.同传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。机床上可用修正齿轮，在定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，般齿数差不能超过个齿。.防止各种碰撞和干涉三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。.在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。.确定轴间距轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数而确定的，具体的计算值如下模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件Ⅰ轴与Ⅱ轴之间的距离取.，由转速图而确定.齿轮与之间的中心。

12、径来进行计算。计算花键轴的刚度时可采用直径或当量直径。由于本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。但般的计算公式为矩形花键轴平均直径.当量直径.惯性距.本次设计机床中长采用矩形花键轴的花键轴尺寸平均直径当量直径极惯性距惯性距.根据本次设计的情况，主轴的刚度要求必须进行校核，具体的刚度校核结果如下.首先，把主轴上的轴承所能承受的载荷在机械设计手册中查出，见下深沟球轴承其基本额定载荷为推力球轴承其基本额定载荷为双列圆锥滚子轴承其基本额定载荷为.计算轴上的载荷图.轴的结构图与弯矩扭矩图主轴上齿轮在高速转动时所产生的载荷齿轮.齿轮校核倾角和桡度经查表得安装圆锥滚子轴承处安装深沟球轴承处安装推力球轴承处计算主轴圆轴的平均直径和惯性矩.倾角对对在点处的倾角在点处的倾角.在点处的倾角.桡度对.对根据表选。

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