CG6125床頭箱設(shè)計(jì)說(shuō)明

1、. . . . 江南大學(xué)CG6125床頭箱設(shè)計(jì)說(shuō)明書 院 系：機(jī)械工程學(xué)院班 級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)老師：日期：2012年9月16日摘要當(dāng)前的機(jī)床制造業(yè)中。雖然數(shù)控機(jī)床正在飛速發(fā)展，然而，普通機(jī)床由于其具有價(jià)廉、質(zhì)優(yōu)、萬(wàn)能而可靠的優(yōu)越性，在相當(dāng)長(zhǎng)時(shí)間不可能被完全取代，還要與數(shù)控機(jī)床并駕齊驅(qū)。問(wèn)題是如何挖掘潛力，改進(jìn)性能，提高其競(jìng)爭(zhēng)能力。本設(shè)計(jì)利用價(jià)值工程原理從結(jié)構(gòu)，材料和工藝等方面對(duì)車床的床頭箱進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。所謂的價(jià)值工程是為了尋求功能與成本之間的合理匹配，使企業(yè)在生產(chǎn)經(jīng)營(yíng)活動(dòng)中能正確處理質(zhì)量和成本的關(guān)系，向社會(huì)提供更多的物美價(jià)廉的產(chǎn)品，給企業(yè)和社會(huì)帶來(lái)更多的經(jīng)濟(jì)效益。確定價(jià)值工程的對(duì)

2、象，一般我們選擇對(duì)產(chǎn)品影響較大的零部件、設(shè)計(jì)年代已久或結(jié)構(gòu)復(fù)雜需要改進(jìn)或簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)的零部件、體積較大或材料利用率低的零部件、設(shè)計(jì)中間問(wèn)題較多和改進(jìn)潛力大的部件。因此利用價(jià)值工程作為依據(jù)，合理的確定普通床頭箱的結(jié)構(gòu)并選擇合適的零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞：傳動(dòng)效率 接觸疲勞強(qiáng)度 彎曲強(qiáng)度 耐磨性AbstractCNCmachine tools isthe rapid development ofthemachinemanufacturing industry, however, general machine tools becauseofitslow cost,highquality, univers

3、alsuperiorityinquite a long timecan not becompletely replaced, but also withCNC machine toolsneck and neck. The problem ishow toexplore the potential toimprove performance,enhance its competitiveness. The design usingvalue engineering principlestoimprove the designofthelatheheadstockfromthestructure

4、, materialsandprocess. Theso-calledvalue engineeringis toseekreasonablematchbetweenfunctionalityand cost, so that enterprisescancorrectly handletherelationshipbetweenqualityand costinproduction and business activities, andtoprovidemoreaffordable productsto the community, andbringto theenterpriseand

5、socialmore economic benefits.Determinethevalue ofthe objectoftheprojectgenerallyaffectinglargeparts,designerahas longorcomplex structureneed to improveorsimplify the structureof thecomponentsweselectproducts, bulkypartsor materials,low utilization ofdesignmiddlemultiandimprovedpotential forlargepart

6、s. Therefore, basedontheuse ofvalue engineeringasa reasonabledetermination ofthestructureoftheordinaryheadstockdesignand select theappropriatecomponents.Keywords: contactfatigue strengthbendingstrengthabrasion resistancetransmission efficiency目 錄摘要1Abstract2目錄3第一章緒論51.1 引言51.2 國(guó)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)51.3 本課題主要研

7、究容6第二章機(jī)械運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)72.1確定轉(zhuǎn)速極速72.2結(jié)構(gòu)分析式72.2.1確定結(jié)構(gòu)式72.2.2繪制傳動(dòng)系圖82.3繪制轉(zhuǎn)速圖82.4選擇電動(dòng)機(jī)92.5估算齒輪齒數(shù)10第三章傳動(dòng)件設(shè)計(jì)113.1機(jī)床帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)113.2各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速133.2.1主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速133.2.2中間傳動(dòng)軸的計(jì)算133.2.3齒輪模數(shù)計(jì)算153.2.4齒輪齒寬確定18第四章強(qiáng)度校核204.1齒輪強(qiáng)度校核204.11校核a傳動(dòng)組齒輪204.1.2 校核b傳動(dòng)組齒輪214.1.3校核c傳動(dòng)組齒輪224.2主軸撓度的校核234.1軸的校核與驗(yàn)算234.3主軸最佳跨距的確定264.3.1 選擇軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距

8、264.3.2 求軸承剛度264.3.3 各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇27第五章結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)285.1齒輪塊設(shè)計(jì)285.2軸承的選擇285.3密封裝置設(shè)計(jì)305.4主軸換向與制動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)315.5其他結(jié)構(gòu)問(wèn)題31總結(jié)32致33參考文獻(xiàn)34第一章 緒論1.1 引言當(dāng)前的機(jī)床制造業(yè)中。雖然數(shù)控機(jī)床正在飛速發(fā)展，然而，普通機(jī)床由于其具有價(jià)廉、質(zhì)優(yōu)、萬(wàn)能而可靠的優(yōu)越性，在相當(dāng)長(zhǎng)時(shí)間不可能被完全取代，還要與數(shù)控機(jī)床并駕齊驅(qū)。問(wèn)題是如何挖掘潛力，改進(jìn)性能，提高其競(jìng)爭(zhēng)能力。本設(shè)計(jì)利用價(jià)值工程原理從結(jié)構(gòu)，材料和工藝等方面對(duì)車床的床頭箱進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。所謂的價(jià)值工程是為了尋求功能與成本之間的合理匹配，使企業(yè)在生產(chǎn)經(jīng)營(yíng)活動(dòng)

9、中能正確處理質(zhì)量和成本的關(guān)系，向社會(huì)提供更多的物美價(jià)廉的產(chǎn)品，給企業(yè)和社會(huì)帶來(lái)更多的經(jīng)濟(jì)效益。確定價(jià)值工程的對(duì)象，一般我們選擇對(duì)產(chǎn)品影響較大的零部件、設(shè)計(jì)年代已久或結(jié)構(gòu)復(fù)雜需要改進(jìn)或簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)的零部件、體積較大或材料利用率低的零部件、設(shè)計(jì)中間問(wèn)題較多和改進(jìn)潛力大的部件。因此利用價(jià)值工程作為依據(jù)，合理的確定普通床頭箱的結(jié)構(gòu)并選擇合適的零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)。普通車床床頭箱是改變進(jìn)給量用的，依靠箱的滑移齒輪機(jī)構(gòu)或者塔倫機(jī)構(gòu)來(lái)變換所需要的進(jìn)給量。它的左端通過(guò)掛輪架與床頭箱的軸相連，右端通過(guò)聯(lián)軸節(jié)與光桿和絲桿相連，操縱時(shí)只要搬動(dòng)床頭箱外面的手柄到相應(yīng)位置，就可以把主軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過(guò)掛輪架，床頭箱傳到絲桿或光桿。

10、在設(shè)計(jì)過(guò)程需要解決的主要問(wèn)題。1.2 國(guó)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)1.普通車床床頭箱其動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)多采用齒輪傳動(dòng)。齒輪傳動(dòng)具有工作可靠，使用壽命長(zhǎng)，瞬時(shí)傳動(dòng)比為常數(shù)，傳動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，功率和速度使用圍廣等特點(diǎn)，在各種機(jī)械設(shè)計(jì)中應(yīng)用廣泛。傳統(tǒng)的齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)以安全系數(shù)或許用應(yīng)力為基礎(chǔ)，由于安全系數(shù)的確定，缺乏定量的數(shù)學(xué)基礎(chǔ)，許用應(yīng)力常根據(jù)材料性能、熱處理工藝、工作環(huán)境等諸多因素來(lái)確定，具有不確定性，而且齒輪的模數(shù)和齒數(shù)等都有一定的標(biāo)準(zhǔn)。但其參數(shù)的選用可根據(jù)實(shí)際傳動(dòng)的要求進(jìn)行，使齒輪傳動(dòng)2.在滿足基本要求的前提下體積最小、重量最輕、結(jié)構(gòu)最緊湊。齒輪在工作過(guò)程中，由于輪齒受到外力的作用，會(huì)產(chǎn)生相應(yīng)的應(yīng)力

11、，出現(xiàn)疲勞、磨損以與斷裂。要求齒輪必須有較高的硬度與好的耐磨性，齒面具有高的疲勞強(qiáng)度，齒輪心部要有足夠的強(qiáng)度和韌度即要求齒輪必須有較好的綜合力學(xué)性能。車床噪聲主要是齒輪噪聲。它來(lái)自車床主傳動(dòng)和進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)(床頭箱、床頭箱和 溜板箱， 即“三箱)。而要使車床噪聲達(dá)到國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)要求， 就應(yīng)對(duì)產(chǎn)生主要噪聲源的齒輪進(jìn)行剖析研究。3.進(jìn)給軸單元是普通車床的關(guān)鍵部件之一，其靜態(tài)特性(包括靜強(qiáng)度和靜剛度等)和動(dòng)態(tài)特性(振動(dòng)響應(yīng)特性和熱穩(wěn)定性等)優(yōu)劣都將直接影響到整臺(tái)車床的使用性能。因此，在設(shè)計(jì)階段需對(duì)其靜態(tài)以與動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行合理而準(zhǔn)確的分析，以提高設(shè)計(jì)效率，減少試驗(yàn)成本，進(jìn)而提高進(jìn)給軸的使用性能。4.床頭箱的傳

12、動(dòng)系統(tǒng)在車床傳動(dòng)系統(tǒng)中起著重要作用，對(duì)進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使傳動(dòng)路線縮短，傳動(dòng)元件減少提高傳動(dòng)精度和被加工螺紋精度。5.材料的使用性能應(yīng)滿足零件的使用 要求。使用性能是指零件在正常使用狀態(tài)下，材料應(yīng)具備的性能包括力學(xué)性能、物理性能和化學(xué)性能。使用性能是保證零件工作安全可靠、經(jīng)久耐用的必要條件。選材時(shí)，要根據(jù)零件的工作條件和失效形式，正確地判斷所要求的主要性能同時(shí)還要考慮經(jīng)濟(jì)性。中國(guó)車床變速總成產(chǎn)業(yè)現(xiàn)狀。1.3 本課題主要研究容設(shè)計(jì)目的：通過(guò)臥式機(jī)床主軸箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)方案過(guò)程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的

13、綜合訓(xùn)練，樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。掌握機(jī)床設(shè)計(jì)的過(guò)程和方法，使原有的知識(shí)有了進(jìn)一步的加深。課程設(shè)計(jì)屬于機(jī)械裝備制造課的延續(xù)，通過(guò)設(shè)計(jì)實(shí)踐，進(jìn)一步學(xué)習(xí)掌握機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)和機(jī)械裝備制造的一般方法；培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)、精度設(shè)計(jì)、金屬工藝學(xué)、材料熱處理與結(jié)構(gòu)工藝等相關(guān)知識(shí)，進(jìn)行工程設(shè)計(jì)的能力；培養(yǎng)使用手冊(cè)、圖冊(cè)、有關(guān)資料與設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)的能力；提高技術(shù)總結(jié)與編制技術(shù)文件的能力。第二章 機(jī)械運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1確定轉(zhuǎn)速極速（1）根據(jù)條件Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉(zhuǎn)速公比=1.41.則變速圍Rn=Nmax/Nmin=44.

14、4                         （2）根據(jù)公式確定Z=lgRn/lg+1=11.98=12          2.2結(jié)構(gòu)分析式2.2.1確定結(jié)構(gòu)式由于結(jié)構(gòu)上的限制，變速組中的傳動(dòng)副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結(jié)構(gòu)式為：Z=2（n）

15、*3（m）.對(duì)于12級(jí)傳動(dòng)，其結(jié)構(gòu)式可為以下三種形式：12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；在電動(dòng)機(jī)功率一定的情況下，所需傳遞的轉(zhuǎn)矩越小，傳動(dòng)件和傳動(dòng)軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動(dòng)順序來(lái)講，盡量使前面的傳動(dòng)件多以些，即前多后少原則。故本設(shè)計(jì)采用結(jié)構(gòu)式為：12=3*2*2圖2-1中，從軸I到軸II有三對(duì)齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動(dòng)速度；從軸II到軸III有兩對(duì)齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動(dòng)速度，故從軸II到軸III可得到3*2=6種不同的傳動(dòng)速度；同理，軸III到軸IV有兩對(duì)齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動(dòng)速度，故從軸I到軸IV共可得到3*2*2=12種不同的傳動(dòng)轉(zhuǎn)

16、速。圖2-1  3*2*2傳動(dòng)方案2.2.2繪制傳動(dòng)系圖在制定機(jī)床傳動(dòng)方案時(shí)，常將傳動(dòng)鏈特性的相關(guān)關(guān)系畫成圖，以供比較選擇。該圖即為傳動(dòng)系圖。傳動(dòng)系圖只表示各傳動(dòng)副傳動(dòng)比的相關(guān)關(guān)系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對(duì)稱形式(圖2-2)。由于主軸的轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足級(jí)比規(guī)律（從低到高間成等比數(shù)列，公比為），故傳動(dòng)系圖上相鄰兩橫線間代表一個(gè)公比。為了使一根軸上變速圍不超過(guò)允許值，傳動(dòng)副輸越多，級(jí)比指數(shù)應(yīng)小一些。考慮到傳動(dòng)順序中有前多后少原則，擴(kuò)大順序應(yīng)采用前小后大的原則，即所謂的前密后疏原則。故本設(shè)計(jì)采用的結(jié)構(gòu)式為：12=3（1）*2（3）*2（6）式中12表示級(jí)數(shù)。3，2，2表示按傳動(dòng)順序的各傳動(dòng)組

17、的傳動(dòng)副數(shù)。1，3，6表示各傳動(dòng)組中級(jí)比間的空格數(shù)，也反映傳動(dòng)比與擴(kuò)大順序。該傳動(dòng)形式反映了傳動(dòng)順序和擴(kuò)大順序，且表示傳動(dòng)方向和擴(kuò)大順序一致。圖2-2為該傳動(dòng)的傳動(dòng)系圖。圖2-2 傳動(dòng)系圖2.3繪制轉(zhuǎn)速圖繪制車床轉(zhuǎn)速圖前，有必要說(shuō)明兩點(diǎn)：（1）為了結(jié)構(gòu)緊湊，減小振動(dòng)和噪聲，通常限制：a：最小傳動(dòng)比Imin>=1/4;b：最小傳動(dòng)比Imax<=2(斜齒輪<=2.5);所以，在一個(gè)變速組中，變速圍要小于等于8，對(duì)應(yīng)本次設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)速圖中，一個(gè)軸上的傳動(dòng)副間最大不能相差6格。c：前緩后急原則；即傳動(dòng)在前的傳動(dòng)組，其降速比小，而在后的傳動(dòng)組，其降速比大。（2）車床轉(zhuǎn)速圖與它的主傳動(dòng)系統(tǒng)圖

18、密切相關(guān)。故在繪制它的轉(zhuǎn)速圖錢，先要確定其主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。圖2-3  床頭箱主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖3所示，CM6132型普通車床采用分離式傳動(dòng)，即變速箱和主軸箱分離。III，IV軸為皮帶傳動(dòng)。在主軸箱的傳動(dòng)中采用了背輪機(jī)構(gòu)（IV，V同軸線），解決了傳動(dòng)比不能過(guò)大（受極限傳動(dòng)比限制）的問(wèn)題。型普通車床（12級(jí)轉(zhuǎn)速，公比=1.41）采用了背輪機(jī)構(gòu)后的轉(zhuǎn)速圖，如圖2-4所示。圖中軸號(hào)的順序?qū)?yīng)傳動(dòng)系統(tǒng)圖圖2-3.圖2-4  轉(zhuǎn)速圖2.4選擇電動(dòng)機(jī)由于最高轉(zhuǎn)速Nmax=2000rpm，且CG6125機(jī)床功率一般為1.5KW左右。為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求，選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：Y90L

19、-4,其技術(shù)參數(shù)見(jiàn)下表.表2-1  Y90L-4型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y90L-41.514002.32.32.5估算齒輪齒數(shù)為了便于設(shè)計(jì)和制造，同一傳動(dòng)組各齒輪的模數(shù)常取為一樣。此時(shí)，各傳動(dòng)副的齒輪齒數(shù)和一樣。顯然，齒數(shù)和太小，則小齒輪的齒數(shù)少，將會(huì)發(fā)生根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動(dòng)軸直徑有關(guān)），或造成加工鍵槽（傳遞運(yùn)動(dòng)需要）時(shí)切穿齒根；若齒數(shù)和太大，則齒輪結(jié)構(gòu)尺寸大，造成主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大。因此，應(yīng)根據(jù)傳動(dòng)軸直徑等適當(dāng)選取。本次設(shè)計(jì)共包含I-II軸傳動(dòng)組，II-III軸傳動(dòng)組，IV-V傳動(dòng)組和V-VI(主軸

20、)傳動(dòng)組四個(gè)齒輪副傳動(dòng)組?，F(xiàn)根據(jù)各傳動(dòng)組傳動(dòng)副的傳動(dòng)比草擬出多種齒數(shù)和，見(jiàn)下表2-2，至于具體每對(duì)傳動(dòng)副齒數(shù)和和各齒輪齒數(shù)的確定留待各軸直徑估算確定后再確定。表2-2  各種傳動(dòng)比齒輪齒數(shù)和與齒數(shù)第三章 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)3.1機(jī)床帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1）初定軸I的轉(zhuǎn)速 考慮I軸的轉(zhuǎn)速不宜過(guò)低（結(jié)構(gòu)尺寸增大），也不宜過(guò)高（帶輪轉(zhuǎn)動(dòng)不平衡引起的振動(dòng)、噪聲），初定從動(dòng)軸n=900r/min。（2）確定計(jì)算功率Pca 由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1故 P ca=KAP=1.1×2.2=2.42KW（3）選取V帶型的帶型根據(jù)計(jì)算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n=900r/min，從機(jī)械設(shè)計(jì)

21、圖8-11選取A型V帶。（4）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1,有機(jī)械設(shè)計(jì)表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑ddi=95mm驗(yàn)算帶速v。因?yàn)?m/s<v<30m/s,故帶速適合。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑，取彈性滑動(dòng)率=0.02得dd2=idd1（1-）=1400/80 ×95×0.98=138.56 mm根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表8-8，圓整為dd2=140mm實(shí)際傳動(dòng)比i=1.6I軸的實(shí)際轉(zhuǎn)速nI=784r/min 轉(zhuǎn)速誤差n2= 對(duì)于帶式傳送裝置，轉(zhuǎn)速誤差允許在±5%圍（5）確定V帶的中心距a0和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld初定帶傳動(dòng)的中心距由式0

22、.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）初定中心距a0=450mm計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-2選取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1400 mm3）計(jì)算實(shí)際中心距a 中心距的變化圍為406478 mm（6）驗(yàn)算小帶輪上的包角（7）計(jì)算單根V帶的基本額定功率P0根據(jù)dd1=95mm和nd=1400r/min，由機(jī)械設(shè)計(jì)查表8-4a，用插值法，取得A型V帶的額定功率P0=1.928KW額定功率的增量P0根據(jù)nd=1400r/min和i=1.6，由課機(jī)械設(shè)計(jì)查表8-4b，用插值法，取得A型V帶的額定功率增量P0=0.02kW（8）計(jì)算帶的根數(shù)Z根據(jù)=170.1°,由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-5

23、得包角系數(shù)=0.98；根據(jù)Ld=1400mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-2得帶長(zhǎng)修正系數(shù)KL=0.96，于是Pr=（P0+P0）××KL=1.833KW因此由下列公式計(jì)算V帶根數(shù)Z= 故取兩根（9）計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以（F0）min=應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0>（F0）min（10）計(jì)算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（Fp）min=2Z（Fp）minsin =2×2×198.4×sin =584.61N3.2各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速3.2.1主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速在設(shè)計(jì)之初，由于確定的

24、僅僅是一個(gè)方案，具體構(gòu)造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，初步確定主軸的直徑。(1) 主軸前端軸頸的直徑D1表3-1 各類機(jī)床主軸前端軸頸的直徑D1圖3-1  機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)圖 如表3-1所示，本次設(shè)計(jì)，選則D1=60mm。(2) 主軸后軸頸D2一般機(jī)床主軸后軸頸D2=（0.70.85）D1,取D2=50mm。3.2.2中間傳動(dòng)軸的計(jì)算根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)，一般機(jī)床每根軸的當(dāng)量直徑d與其傳遞的功率P，計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj，以與允許的扭轉(zhuǎn)角有如下經(jīng)驗(yàn)公式：d>=11sqrt(sqrt(P/Nj) 對(duì)于花鍵軸，軸徑一般要比d小7%。（1）允許扭轉(zhuǎn)角的確定一般機(jī)床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考

25、值見(jiàn)表3-2.表3-2機(jī)床各軸允許扭轉(zhuǎn)角本次設(shè)計(jì)，中間傳動(dòng)軸允許扭轉(zhuǎn)角均取1.2。（2）計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj的確定計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj是指主軸或其他傳動(dòng)軸傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，對(duì)于等比傳動(dòng)的中型通用機(jī)床，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速一般為：Nj=Nmin*(Z/3 -1)   故本次設(shè)計(jì)，Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖2-4，即可確定各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速見(jiàn)下表。表3-3 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 ( 3 ) 各軸傳遞功率的確定各軸的傳遞功率N=*Pe。在確定各軸效率時(shí)，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時(shí)，取小值以彌補(bǔ)軸承帶來(lái)的誤差。一般機(jī)床上格傳動(dòng)元件的效率見(jiàn)下表。表3-4 機(jī)械傳動(dòng)效率變速箱圓柱齒輪傳動(dòng)選

26、取8級(jí)精度，主軸精度不高，選擇7級(jí)精度。由表3-2，表3-3，表3-4以與公式d>=11sqrt(sqrt(P/Nj) 即可確定各軸傳遞效率以與當(dāng)量直徑。見(jiàn)下表：表3-5 機(jī)床各中間傳動(dòng)軸傳遞功率與計(jì)算直徑2.85*0.97=2.76； 2.76*0.97=2.68； 2.68*0.95=2.55; 2.55*0.98=2.50;由參考資料查得，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是第一個(gè)三分之一轉(zhuǎn)速圍的最高一級(jí)轉(zhuǎn)速，3.2.3齒輪模數(shù)計(jì)算 齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理按接觸疲勞強(qiáng)度或者彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，因此先進(jìn)行估算，再選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)，一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，一個(gè)主軸變速箱中的

27、齒輪采用12個(gè)模數(shù)，傳動(dòng)功率的齒數(shù)模數(shù)一般不小于2mm。 第一變速組：一樣模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為Z1。Z1位于I軸，屬于高速軸（1）按照接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒輪選用精度。1） 選擇載荷系數(shù)Kt=1.32） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=3） 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7選取齒寬系數(shù)，由表10-6查取材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2,由圖10-21d按吃面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度。4） 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60×800×1×（15×300×2×8）=3.456×

28、109N2=3.456×109/2=1.728×1085） 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取KHN1=0.95，KHN2=1.02取失效概率的1%，安全系數(shù)S=1; 6） 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。圓周速度齒寬系數(shù)7） 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù), 齒高h(yuǎn)=2.25mt=4.12 mm,根據(jù)v=2.07 m/s ,7級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.23，直齒輪,由表10-2查得使用系數(shù)KA=1，由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.4220，由圖10-13查得KF=1.28；故載荷系數(shù)K=8）按實(shí)際的載荷系數(shù)

29、校正所算得的分度圓直徑得, 模數(shù)m=d1/z1=2.02 mm。（2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算1）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限，并查取彎曲疲勞壽命;計(jì)算疲勞彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則計(jì)算載荷系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.65,YFa2=2.332;應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.58,YSa2=1.692.模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（與模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，

30、可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.40并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。由以上結(jié)論，按齒輪齒根彎曲疲勞彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算第二變速組和第三變速組中的齒輪模數(shù)。第二變速組：一樣模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為Z7。Z7位于軸 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1= 2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×400×1×（15×300×2×8）=1.728×109N2=1.728×109/2.8=6.17×1083）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限，并查取彎曲疲勞壽命;4）計(jì)算疲勞彎曲許用應(yīng)力取

31、彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則載荷系數(shù)K約為1.315由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.72,YFa2=2.272;應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.57,YSa2=1.734.模數(shù)第三變速組：一樣模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為Z11。Z11位于III軸1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×180×1×（15×300×2×8）=7.8×108N2=7.8×108/4=1.95×1083）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限，

32、并查取彎曲疲勞壽命;4）計(jì)算疲勞彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則載荷系數(shù)K約為1.310由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.85,YFa2=2.228;應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.54,YSa2=1.762.模數(shù)為了使主軸變速箱中的齒輪采用12個(gè)模數(shù)，選取模數(shù)依次為2mm,3mm,3mm.3.2.4齒輪齒寬確定由公式得：第一變速組齒寬BI=（610）×2=1220mm第二變速組齒寬BII=（610）×3=1830mm第三變速組齒寬BIII=（610）×3=1830mm一對(duì)嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪

33、齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)使主動(dòng)輪比小齒輪齒寬大綜上所述，齒輪的基本參數(shù)如下表所示表3-6 床頭箱各齒輪參數(shù)齒數(shù) Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z720564442885242模數(shù)233分度圓直徑308466611208161齒根高 hf( ha*+*c)m=1.25×2=2.53.752.53.75齒頂高h(yuǎn)aha*m=12=2323齒頂圓直徑df358973.568.51255768.5齒根圓直徑df2680605511543.555中心距103737173齒寬15101210第四章 強(qiáng)度校核4.1齒輪強(qiáng)度校核4.11校核a傳動(dòng)組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項(xiàng)參數(shù) P=2.2KW,n=80

34、0r/min,確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱,查機(jī)械設(shè)計(jì)得確定齒間載荷分配系數(shù):由機(jī)械設(shè)計(jì)查得確定動(dòng)載系數(shù): 查表 10-5 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3， 故合適。4.1.2 校核b傳動(dòng)組齒輪校核齒數(shù)為22的即可，確定各項(xiàng)參數(shù) P=2.002KW,n=400r/min,確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱,查機(jī)械設(shè)計(jì)得確定齒間載荷分配系數(shù):由機(jī)械設(shè)計(jì)查得確定動(dòng)載系數(shù): 查表 10-5 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小

35、齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3， 故合適。4.1.3校核c傳動(dòng)組齒輪校核齒數(shù)為17的即可，確定各項(xiàng)參數(shù) P=1.914KW,n=160r/min,確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱,查機(jī)械設(shè)計(jì)得確定齒間載荷分配系數(shù):由機(jī)械設(shè)計(jì)查得確定動(dòng)載系數(shù): 查表 10-5 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3， 故合適。4.2主軸撓度的校核4.1軸的校核與驗(yàn)算軸的校核：通過(guò)受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪

36、嚙合來(lái)進(jìn)行校核。軸、軸的校核同上。經(jīng)校核，傳動(dòng)軸全部合格。（2）主軸的驗(yàn)算：由機(jī)械設(shè)計(jì),齒輪傳遞扭距和力為主軸轉(zhuǎn)距，齒輪受的切向力齒輪受的徑向力軸傳遞給主軸的功率為P=1.8kW由材料力學(xué)84頁(yè)空心軸抗扭截面系數(shù)為,其中經(jīng)過(guò)13-14齒輪傳遞時(shí)受力分析大齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為180r/min,則主軸轉(zhuǎn)距齒輪受的切向力齒輪受的徑向力查機(jī)械工程與自動(dòng)化簡(jiǎn)明設(shè)計(jì)手冊(cè)P400，F(xiàn)c與Ff、Fp之間有一定關(guān)系，取Fp=0.4Fc，F(xiàn)f=0.25Fc。主軸最大轉(zhuǎn)矩求切削力Fc=2872.96N切削力平移到主軸端部，隨之在垂直平面和水平平面產(chǎn)生一個(gè)附加彎矩Mc，Mp，把切削力作用點(diǎn)取離主軸夾頭端面（1/21/3）l

37、件處，l件見(jiàn)表7-26Mc=（2/3）Fcl件=2/3×2872.96×0.12=229.8388N·mMp=（2/3）Fpl件=2/3×0.4×2872.96×0.12=91.9347 N·mMf=（1/2）Ffl件=1/2×0.25×2872.96×0.12=43.0944 N·mMp-Mf=91.9347-43.0944=48.84 N·m彎矩圖和扭矩圖所示：圖4-1 彎矩圖和扭矩圖由上述力圖，可以判定軸的危險(xiǎn)截面為截面B，在截面B上扭矩T=230N·m彎矩M

38、= 458.47N·m很明顯,齒輪處受彎扭最大,且該處抗扭截面系數(shù)沒(méi)有相對(duì)其它處大很多,所以校核該處.由第三強(qiáng)度,危險(xiǎn)截面強(qiáng)度為(因?yàn)樾∮?0Cr 許用應(yīng)力要求，符合要求4.3主軸最佳跨距的確定4.3.1 選擇軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距前軸頸應(yīng)為75-100mm,初選=60mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長(zhǎng)度4.3.2 求軸承剛度考慮機(jī)械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.切削力 背向力 故總的作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,故主軸軸端受力為 先假設(shè)

39、 前后支撐分別為根據(jù)。4.3.3 各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K軸 前支承：30207;后支承：30207軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207軸 前支承：30208;后支承：3020835 / 36第五章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1齒輪塊設(shè)計(jì)機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)軸的工作特點(diǎn)，基本組、第一擴(kuò)大組以與第二擴(kuò)大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動(dòng)軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單

40、鍵聯(lián)接。軸采用的花鍵分別為：軸：6×26×30×6軸：6×26×30×6軸：8×32×36×6軸采用平鍵 18x120軸間傳動(dòng)齒輪精度為8778b，軸間齒輪精度為7667b。5.2軸承的選擇（1）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(shí)承受徑向力和軸向力，結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，但允許的極限轉(zhuǎn)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(chǎn)的機(jī)床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點(diǎn)。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾

41、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(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機(jī)床。（2）軸承的配置 大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個(gè)支撐，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個(gè)支撐的了。三支撐結(jié)構(gòu)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(gè)支撐的主要支撐，第三個(gè)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0.030.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時(shí)，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時(shí)，除選擇軸承的

42、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(zhǎng)方向以與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，應(yīng)根據(jù)機(jī)床的實(shí)際要求確定。在配置軸承時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： 1)每個(gè)支撐點(diǎn)都要能承受徑向力。 2)兩個(gè)方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。 3)徑向力和兩個(gè)方向的軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上，即負(fù)荷都由機(jī)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(dòng)軸高。前軸承的誤差對(duì)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(jí)。 普通精度級(jí)機(jī)床的主軸，前軸承的選C或D級(jí)，后軸承選D或E級(jí)。選擇軸承的精度時(shí)，既要考慮機(jī)床精度要求，也要考慮經(jīng)濟(jì)性。 軸承

43、與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過(guò)渡配合。另外軸承的外環(huán)都是薄壁件，軸和孔的形狀誤差都會(huì)反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會(huì)降低軸承的回轉(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。（4）軸承間隙的調(diào)整 為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承產(chǎn)生接觸變形，過(guò)大的預(yù)負(fù)載對(duì)提高剛度沒(méi)有明顯的效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會(huì)增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調(diào)整量，應(yīng)該能方便而且能準(zhǔn)確地控制，但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承圈相對(duì)外圈可以移動(dòng)，當(dāng)圈向大端軸

44、向移動(dòng)時(shí)，由于1：12的錐孔，圈將脹大消除間隙。 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問(wèn)題。特別要注意：調(diào)整螺母的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個(gè)端面的平行度都較高要求，否則，調(diào)整時(shí)可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長(zhǎng)，誤差的影響越小。螺母端面對(duì)螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡(jiǎn)兩端平行度等均有嚴(yán)格的精度要求。為了方便安裝，軸上傳動(dòng)件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動(dòng)軸承均采用E級(jí)精度。本車床為普通精度級(jí)的輕型機(jī)床，為了簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力

45、球軸承。為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級(jí)精度，后軸承為D級(jí)精度。5.3密封裝置設(shè)計(jì)主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤(rùn)滑，一般常用單獨(dú)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(zhuǎn)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0.10.3mm的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔開(kāi)一個(gè)或幾個(gè)并列的溝槽（圓弧形或V形），效果比上一種好些。在軸上增開(kāi)了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑

46、、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時(shí)，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(fù)雜。（2）疏導(dǎo)在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。因此，由于軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤(rùn)滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進(jìn)入。5.4主軸換向與制動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 本機(jī)床是適用于機(jī)械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，采用牙嵌式離合器。牙嵌式離合器由兩個(gè)端面上有牙的半離合器組成，一個(gè)半離合器固定在主動(dòng)軸上，另一個(gè)半離合器用導(dǎo)鍵或花鍵與從動(dòng)軸聯(lián)接，并通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)使其做軸向移動(dòng)，從而起到

47、離合作用。 為了對(duì)中，在主動(dòng)軸的半離合器上固定有滑環(huán)，從動(dòng)軸可在滑環(huán)中自由轉(zhuǎn)動(dòng)。 離合器的操縱可以通過(guò)手動(dòng)杠桿、液壓、氣動(dòng)或電磁的吸力等方式進(jìn)行。 制動(dòng)器安裝在軸，在離合器脫開(kāi)時(shí)制動(dòng)主軸，以縮短輔助時(shí)間。此次設(shè)計(jì)采用帶式制動(dòng)器。該制動(dòng)器制動(dòng)盤是一個(gè)鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動(dòng)帶。制動(dòng)帶是一條剛帶，側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動(dòng)帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動(dòng)器的聯(lián)鎖運(yùn)動(dòng)，采用一個(gè)操縱手柄控制。當(dāng)離合器脫開(kāi)時(shí)，齒條處于中間位置，將制動(dòng)帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個(gè)結(jié)合時(shí)，杠桿都按順時(shí)針?lè)较驍[動(dòng)，使制動(dòng)帶放松。5.5其他結(jié)構(gòu)問(wèn)題 主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當(dāng)