金属切削机床课程设计说明书wode

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1、湖 南 工 学 院最大加工直径为400mm普通车床主轴变速箱设计院（系）、部： 机械工程系 学 生 姓 名： 李强 指 导 教 师： 刘吉兆 职称： 教授 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机本0303（西） 学 号： 2003181322 2007 年 1 月 目 录一、参数拟定31车床主参数3 2主轴的极限转速和公比的确定33主电机功率动力参数4二、传动结构式、结构网的选择4三、转速图的拟定51主电机的选择52 分配最小传动比，拟定转速图 6四、带轮直径和齿轮齿数的确定81带轮直径的确定82 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 93 主轴转速系列的验算10五、传动件的估算和验算12

2、1 三角带传动的计算 122 传动轴的估算和验算 13 （1）传动轴直径的估算 14（2）传动轴刚度的验算 15（3）主轴的设计与计算 16（4）轴的弯曲计算 183 齿轮模数的估算和计算 19六、展开图设计221 结构实际的内容及技术要求 222 齿轮块的设计 233 传动轴设计 25七、参考文献和书籍27一、参数拟定根据机床类型、规格、和其他特点，对典型工艺的切削用量的了解，结合实际条件和情况，并根据与同类机床对比分析后确定：极限转速nmax和nmin、公比（或级数Z）、主传动电机功率N如下：1 、车床主参数查表-车床主参数（规格尺寸）和基本参数（ GB1582-79,JB/Z143-79

3、）确定以下参数最大工件回转直径D (mm) ：400 刀架最大工件回转直径 D1 (mm) 200主轴通孔直径d (mm) 50主轴头号（JB2521-79）：6最大工件长度L (mm)：750-20002、主轴的极限转速和公比的确定根据下表加工条件Vmax ()Vmin ()硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹(或丝杆)加工和较孔38在nmin50mm左右，最后得出：nmax =1485 nmin=R=考虑到设计的结构复杂程度到适中，故采用常规的扩大传动，并根据题目提供的级数 z=18,以=1.26和1.41代入R=式，得出=1.26时，R等于5

4、0.8，所以取：各级转速数列可直接从标准数列中查找，最后确定主轴的转速如下：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500。由上述条件可确定运动参数如下：nmin=30 nmax=1500 =1.26 Z=18 3、主电机功率动力参数合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不至使电机经常轻载而降低功率因素。 这里采用估算法类比法结合方法确定机床的功率。机床主轴的计算转速：V =nj=nmin=95根据最大加工直径=400 mm选取切削用量：ap=4 mm f (s) V=

5、100（1）主切削力：FZ=1900 ap fN =19004 = N （2）切削功率：N切= kw = = kw （3）估算主电动机功率：N = = = kwN值必须按我国生产的电机在Y系列的功率选取，有2.2、3、4、5.5、7.5、10 kw kw。二、 传动结构式、结构网的选择1 确定变数组数目和各变数组中传动副的数目该机床的变数范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电机的转速降到主轴所需的转速。级数为Z的传动系统由若干个传动副组成，各传动组分别有z1、z2、z3个传动副，即Z= z1z2z3。传动副数由于结构的限制，通常采用P=2或3，即变速Z应为2或3的因子：Z=2a 2b因此，

6、这里18=332，共需三个变速组。2 传动组传动顺序的安排18级转速传动系统的传动组，可以排成：332，或323选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速率的具体结构，装置和性能。I轴如果安置制动的电磁离和器时，为减少轴向尺寸。第一传动组的传动副数不能多，以2为宜，有时甚至用一个定比传动副；主轴对加工精度，表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2 ，或一个定比传动副。这里，根据前多后少的原则，选择18=1332方案。3 传动系统的扩大顺序安排对于18=1332的传动，有6种可能安排，亦即有6种机构副和对应的结构网，传动方案中，扩大顺序与传动顺序可以一致，结构式

7、18 =313329的传动中，扩大顺序与传动顺序一致，称为顺序扩大传动，根据“前密后疏”的原则，选择18 =1313329的结构式。4 验算变速组的变速范围 齿轮的最小传动1/4，最大传动比2，决定了一个传动组的最大变速范围=/因此，可按下表，确定传动方案：根据传动比及指数 x, 的值公比极限值传动比指数 值 ：=1/=1/46值 ： =23（+）值 ：=895 最后扩大传动组的选择正常连续顺序扩大传动（串联式）的传动式为：Z = Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后扩大传动组的变速范围为：r = =按原则，导出系统的最大收效Z和变速范围为： 23Z =8R =50Z =12R = 最后确定此传动的

8、结构式为18 =1313329结构网如下图： 三、转速图的拟定运动参数确定后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定电机功率。在此基础上，选择电机的型号，分配个变速组的最小传动比；拟定转速图，确定各中间轴的转速。1 主电机的选择中型机床上，一般都采用交流异步电动机为动力源，可在下列中选用，在选择电机型号时，应注意：（1）电机的N：根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电机产品的功率已标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。（2）电机的转速 nd异步电动机的转速有：3000，1500，1000，750,这取决于电动机的极对数P nd = = 机床中最常用的是1500 和3000两种，选用是要使电机转速

9、与主轴最高速度nmax和工轴转速相近为宜，以免采用过大或过小的降速传动。 kw，转速为1500的电机，查表，其型号为Y132M-4，其主要性能如下表：电机型号额定功率kw荷载转速同步转速Y132M-4 kw144015002 分配最小传动比，拟定转速图 （1）、轴的转速 轴从电机得到运动，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴最小转速应相近，显然，从动件在高速运转下功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速降得太低。弱轴上装有离合器等零件时，高速下摩檫损耗，发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速也不宜也太高，轴转速一般取7001000r/min左右较合适。 因此，使中间变速组降速缓慢

10、。以减少结构的径向尺寸，在电机轴I到主传动系统前端轴增加一对26/54的降速齿轮副，这样，也有利于变型机床的设计，改变降速齿轮传动副的传动比，就可以将主轴18级转速一起提高或降低。 （2）、中间轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小和噪音，振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些： d, m从而可使结构紧凑。但这样引起空载功率和噪音加大：=1/+cn) kw式中：C系数，两支承滚动轴承和滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；所有中间轴轴径的平均值；主轴前后轴径的平均值中间传动轴的转速之和n主轴转速（r

11、/min）=20lg-K式中：所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm;主轴上齿轮分度圆直径的平均值mm;q传到主轴上所经过的齿轮对数主轴齿轮螺旋角,K系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，铣床 从上述经验公式可知，主轴n和中间传动轴的转速和 对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。、对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些、控制齿轮圆周速度v8m/s(可用级齿轮精度)，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。（3）、齿轮传动比的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：、升速传动中，最大传动比 2 ，过大，容易引起振动的噪音。、降速传动中，最小传动比

12、1/4。过小，则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大将导致结构庞大。（4）、分配最小传动比、决定轴V-VI和-的传动比，根据台式铣床的结构特点，及对同类车床的比较，为使传动平稳取其传动比为1，、决定各变速组的传动比；由前面2轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的原则，取轴IV-V的最小降速比为极限值的1/4，=1.26，=4，轴IV和轴均取=1/（5）、拟定转速图：根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图，如下图所示： 四、带轮直径和齿轮齿数的确定1带轮直径的确定、选择三角带型号一般机床上都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定型号，传动带数为35根为佳。根据

13、电机转速和功率查图选三角带B型带，带数为4根。、确定带轮最小直径Dmin各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表确定Dmin=140mm。、计算大带轮直径D大 根据要求的传动比u和滑功率确定D大。当带传动为降速时：D大=D小 三角带的滑动率=2%。三角胶带传动中，在保证最小包角大于的条件下，传动比可取1/7。对中型通用机床，一般取u =12.5为宜。2 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制1） 齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。选择是应考虑：（1）、传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即： 推荐：对轴

14、齿轮=12，特殊情况下=11，对套装在轴上的齿轮，=16，特殊情况下=14，对套装在滚动轴承上的空套齿轮，=20；当齿数少于不发生根切的最小齿数时（压力角a=20的直齿标准，=17），一般需对齿轮进行正变位修正。（2）、保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚，一般取则，如图2.3所示。（3）、同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。若摸数相等时，则齿数和亦相等，但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求，机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过34个齿。2）变速传动组中齿轮齿数的确定 为了减少齿轮数目和缩短变

15、速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。但由于公用齿轮的采用，使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸，因此，径向尺寸一般较大，此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。这里我们采用查表法来确定齿轮的齿数。查机床设计手册确定个齿轮齿数如下： 轴III间变速齿轮齿数的确定：由于公比=1.26，传动比为=1/=-3，=1/=-2，=1/=可查得：=22/43 =25/40 =29/36 齿数和为=65公用齿轮选为Z6 =40轴间变速组齿轮齿数的确定：传动比为=1/4 =1/ =2从表7.3-14可查得：=19/46 =29/36 =40/25 齿数和为：=6

16、5轴间变速组齿轮齿数的确定：轴间的两对齿轮，其传动比为=1/4, =2取m4, 并且此处应采用斜齿轮组，则按传动比将齿数分配如下：=18/72 =60/30 齿数和为：=903 主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响，但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。 由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过即=%主轴的各级实际转速分别为：0。=%而%=2.6%故符合条件同理：经验算，其他各级转速也满足要求。4 传动系统图的绘制 转速图和齿轮齿数确定后，变速箱的结构复杂程度也基本确定了（如齿轮个

17、数，轴数，支承轴，为使变速箱的结构紧凑，合理布置齿轮是一个重要的问题，因为它直接影响变速箱的尺寸，变速操作的方便性和结构实现的可行性问题，在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸。这里为使变速操作的方便，提高效率采用电磁离合器操纵方式。根据计算结果，绘制出传动系统图，如下图所示： 总结以上所叙得初主运动传动链的传动路线表达式如下：电动机IIIIIIIVV五、传动件的估算和验算1 三角带传动的计算（1）、确定三角带速度= =1对O、A、B、C型胶带，525。=1015时最为经济实用。这里计算出带轮速度是非常合理的。（2）、初定中心距带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定

18、，一般可以在下列范围内选取：A0 =（0.62）（D1+D2）mm在这里选取1.8得：A0 =（140+260）=720 mm中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大，回引起带振动。中型车床电机轴至变速带轮轴的中心距一般为750850mm。因此取中心距长为780 mm（3）、确定三角带的计算长度L0及内周长LNL0 =2 A0+/2（D1+D2）+ =2 430+1302/（4 780） =2240 mm查表圆整得出内周长LN为2240 mm，得修正值为33 mm，最后得出计算长度L0 =2240+33=2273 mm（4）、验算三角带的饶曲次数uu= =1040 （5）、确定实际中心距AA=

19、A0+ mm当中心距需要精确计算时，可按下式计算：=2L-（D1+D2） =2430 =31A = = =798800mm（6）、验算小带轮包角 = =17 120（7）、确定三角带的根数ZZ=取Z=4根N0单根三角带在=、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。C1包角系数。在这里查表取C1为。2 传动轴的估算和验算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求高，不允许有较大的变形因此，疲劳强度一般不是主要矛盾，除载荷很大的情况下，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。若

20、刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或产生振动和噪声，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。可以先扭转刚度估算轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。1） 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：d = 91 mm式中：N 该传动轴的输入功率 N kw 电机额定功率 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。 该传动轴的计算转速；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而确定，而中型车，铣床主轴的计

21、算转速为：（主）= 每米长度上允许的扭转角（deg/m）;可根据传动轴的要求选取。对传动轴刚度要求允许扭转角主轴一般传动轴较低的轴（deg/m）估算时应注意：（1）值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足1m，因此，在计算时应按轴的实际长度计算和修正，如轴为500mm，取=1deg/m则d=91 mm（2）效率y对估算轴径d影响不大，可以忽略（3）如使用花键是可根据估算的轴径 d选取相近的标准花键轴的规格，主轴总轴径可参考统计数据确定；1.52.844.55.57.511车床608070907010595130110145升降台铣床5090609060957510090105各

22、轴的计算转速如下：=91=2=91=mm=91=mm=91=mm=91=mm2） 传动轴刚度的验算（1）轴的弯曲变形的条件和允许值机床的主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承出的挠度y和倾角。各类轴的挠度y，装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚度的许用值和，即。轴的弯曲变形的允许值：轴的类型允许挠度变形部位允许倾角一般传动轴（0.00030.0005）装轴承处，装齿轮处()刚度要求较高的轴装单列圆锥磙子轴承安装齿轮的轴（0.010.03）装滑动轴承处安装蜗轮的轴（0.020.05）装单列径向圆锥磙子轴承处3） 主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动

23、，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。（1）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D1=90mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6376.5 mm 选取 D2=70 mm（2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床d/D(或d1/D1其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=4448mm所以，内孔直径取46mm（3） 前锥孔尺寸前锥孔用来装顶

24、尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号标准莫氏锥度尺寸大端直径 （4） 主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a=(0.61.5)D1=54135 mm所以，悬伸量取100mm（5） 主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表3-14 见金属切削机床设计计算前支承刚度。 前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 =170090105 N/mm因为后轴承直径小于前轴承，取KB =105N/mm其中 为参变量综合变量其中 E弹性模量，取105 N/mm2 I转动惯量，I=(D4

25、-d4(804-464) /64=1.79106mm4 =866由图3-34中，在横坐标上找出866的点向上作垂线与的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L0/a=2.5。所以最佳跨距L0 L0=100=250 mm又因为合理跨距的范围 L合理=(0.751.5)L0=187.5375 mm所以取L=260 mm（6） 主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角A。主轴转矩T=9550000=9550000753947.368切削力 Ft=5236

26、N挠度 yA= =7 y= yAy倾角 A= = 前端装有圆柱滚子轴承，查表A AA 符合刚度要求。4） 轴的弯曲计算计算花键轴的刚度时可采用平均直径或当量直径计算公式：矩形花键轴：平均直径 =（D+d）/2当量直径 = 惯性矩：I = 确定矩形花键轴的平均直径d1, 当量直径d2和惯性In,惯性In查表可定：花键轴尺寸（GB1144-74）平均直径mm当量直径mm极惯性矩惯性矩轴：6354012326458164262轴: 632381035286152136825轴IV: 63035103321286103526轴V:7582973791483 齿轮模数的估算和计算1）、估算按接触疲劳和弯

27、曲强度计算次论模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知的情况先才能确定，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。齿轮弯曲疲劳强度的估算： mm齿面点蚀的估算：A mm其中 为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心矩，由中心矩A及齿数，求出模数 = 2A/ mm根据估算所得和中较大的值，选择相近的标准模数，各齿轮的计算转数为：nz1 =750 nz2 =600 nz3 =600nz4 =475 nz5 =600 nz6 =375nz7 =600 nz8 =300 nz9 =300nz10 =475 nz11 =300 nz12 =236nz13 =300 nz14

28、=118 nz15 =118nz16 =375 nz17 =375 nz18 =95轴间传动组齿轮模数的估算直齿轮弯曲疲劳估算： =直齿轮点蚀的估算：A12 = = = =所以取直齿轮模数为3斜齿轮弯曲疲劳估算：=斜齿轮点蚀的估算：A1718 = = = =所以斜齿轮模数取42）、计算（验算）结构确定后，齿轮的工作条件：空间安排，材料和精度等级都已经确定，才可以核验齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据接触疲劳强度计算齿轮模数的公式：= mm 根据弯曲疲劳强度计算齿轮模数，公式= mm 式中：N计算齿轮传递的额定功率N= KW 计算齿轮的计算转速； 齿宽系数=b/m, 常取6-

29、10 ； 大齿轮与小齿轮齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；i 大齿轮与小齿轮的传动比， i =/1;“”用于外啮合，“”用于内啮合； 寿命系数，=， 工作期限系数， =齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的指数m和基准循环次数n 齿轮的最低转速 t 预先的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h; 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，起阻止疲劳的细缝扩大的作用 工作情况系数，中等冲击的主运动，=1.21.6； 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MPa；根据机床主轴/变速箱设计指导第3740页的表格查出各

30、参数得： 按接触疲劳计算齿轮模数： 根据弯曲疲劳计算： 经验算模数合格。其它齿轮的验算过程与上面相同，将有关数值代入上式，经计算均满足要求；六、展开图设计1 结构实际的内容及技术要求1）、设计内容 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，齿轮，离合器和制动器等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其连接件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。2）、技术要求主轴变速箱是指机床的主要部分，设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题：、精度主轴部分要求比较高的精度主轴的径向跳动1mm；主轴轴向串动.01mm。、刚度和抗振性综合刚度（主轴刀架之间的力与相

31、对变形之比）；综合刚度3400N/m主轴与刀架之间的相对振幅的要求等级IIIIII振幅（mm）123、传动效率要求等级IIIIII效率、主轴总轴承处温升和温升应控制在以下范围：条件温度温升用滚动轴承7040用滑动轴承6030 、噪声要控制在以下范围：等级IIIIIIdB788083噪音：=20log式中： 所有中间传动齿轮分度圆直径的平均值mm； 主轴上齿轮的分度圆直径的平均值mm； 传到主轴所经过的齿轮对数；,k 系数，根据个类型及制造水平选取。我国中型车床，铣床=；、结构简单，紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整。、操作方便，安全可靠。、遵循标准化和通用化的原则。2 齿轮块的设计1）、

32、特点齿轮是变速箱中的重要元件，齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的，也就是说，作用在一个齿上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性，在设计齿轮时，应充分考虑这些问题。2）、精度等级的选择变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于周围速度。采用同一精度时，周围速度越高，振动和噪声越大，根据实验结果，周围速度增加一倍，噪音约增加6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪音的影响比运动误差更大。所以这两项精度应选高一级，为了控制噪音，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，大都用7-6-6,这里主运动齿轮的精度

33、选为7-6-6。3）、结构与加工方法不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度下降，因此，需淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7级或淬火和衍齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮一般都需要淬火。多联齿轮块的结构形式如下图所示，各部分的尺寸推荐如下：、空刀槽，插齿时： 模数 12 mm， 5 mm; 模数 4 mm, 6 mm。剃齿时： 采用公式： =4.5+k)mm计算。试中，k为与剃齿刀倾斜角有关的系数。 若齿面要高频淬火，为避免互相影响，应大于8。由

34、于这里采用的齿轮的精度为7-6-6，需要剃齿或珩齿，需齿面淬火，所以8，取=8。、齿宽b 齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿轮误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取=(610)m齿轮模数m小，装在轴的中部或单片齿轮，取大值齿轮模数m大，装在靠近支承处或多联齿轮，取小值。薄的大齿轮容易产生板振动，成为噪音发射体，因此，齿轮基体不宜太薄，设计单片齿轮时要注意这里均是单片齿轮，取齿宽（m为模数）。、其他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸（见图2.6），圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，部分用于安装拨动齿轮的滑块，一般取=或，这里我们选。选折齿轮

35、块的结构时要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面，尽可能做到省工，省料又容易保证精度。、组合齿轮齿轮磨齿时，要求有叫大的空刀（砂轮）距离，因此，多联齿轮不便作成一整体一般都作成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也采用组合齿轮。这里轴的三联滑移齿轮可做成浮动连接的组合齿轮，其结构如下图说明：齿轮3的左边挖一圆沟槽，端面上有若干个径向缺口，齿轮1的右侧有2个销子2，安装时将销子2对证齿轮端面的缺口，把齿轮1和齿轮3拼装后，相对转过一个角度，一起装在花键轴上。这种结构，连接后的两个齿轮成为一体，但连接是浮动的，不影响两个齿轮在花键轴上的定心。、齿轮的轴向定位要保证正确啮合

36、，齿轮在轴上的位置应该可靠，空套齿轮和固定在轴上的齿轮的轴向定位可采用隔套定位。3 传动轴设计1）、特点机床传动轴，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和刚度，如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动，噪音、空载功率、磨损和发热增大。两轴中心距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。2）、轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴，成批生产中，有专门加工花键轴的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以一般都采用花键轴，花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。3）、轴承的选择

37、机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，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花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴上轴承选用G级精度。七参考文献或书籍1.机床主轴变速箱设计指导 清华大学 曹金榜等主编2.机床设计图册华东纺织工学院等主编3.机械设计手册机械设计手册编写组主编 4.金属切削机床设计 （教材）5.金属切削机床设计（教材）6.机床主轴/变速箱设计指导 机械工业出版社 曹金榜、张玉峰等编著7.机械设计教程 西北工业大学出版社 濮良贵、陈庚梅主编 19948.