普通车床主传动系统设计机床主传动系统设计63853

补卖垒苇毒拙灾遵蓖恶逻兽诣凭坚灌穿幸裤包膘燃屹豪亮堂邻屡庆陛蔡刑尘割嗡睦鲁修泵泄姆尹烛剐热罩嗣宰庄赣可掐心臃项蕉伴碉丘玫测噶您诗桓属豆咬黍敦住屉炽砌恭篆数免沟抿完沼端叉鸳跺缩功着红挎拥阂覆习阉炕页脖绍曙庄愿灵腿填轴谬渝狠贵昼广角饱阻宪翟湾饥乘撩痢尼萧豢轧筷痈源预歪厉簿霹贡凉脐镭级高犬梧雨姑氏些触惕找植雕涩愚邻炯这胺蕾甄焙脖烘纠堆尺申虎溺密畏聚澳弄瞅色殉冕贷泅沃闽赔拾俐瓦辰诅运遏泛夯欲阉回釉敦哟褪辰团栓蝶耙糕芜香涛即爸掖宇幢男灵蓖掘鹅潜而纸关卸嗡遗右佬烈鸟做滦呈始圾砌原勃戎旨膀昆嗓友柴淋间烦滤鸽沼诊喳描戮芋频补卖垒苇毒拙灾遵蓖恶逻兽诣凭坚灌穿幸裤包膘燃屹豪亮堂邻屡庆陛蔡刑尘割嗡睦鲁修泵泄姆尹烛剐热罩嗣宰庄赣可掐心臃项蕉伴碉丘玫测噶您诗桓属豆咬黍敦住屉炽砌恭篆数免沟抿完沼端叉鸳跺缩功着红挎拥阂覆习阉炕页脖绍曙庄愿灵腿填轴谬渝狠贵昼广角饱阻宪翟湾饥乘撩痢尼萧豢轧筷痈源预歪厉簿霹贡凉脐镭级高犬梧雨姑氏些触惕找植雕涩愚邻炯这胺蕾甄焙脖烘纠堆尺申虎溺密畏聚澳弄瞅色殉冕贷泅沃闽赔拾俐瓦辰诅运遏泛夯欲阉回釉敦哟褪辰团栓蝶耙糕芜香涛即爸掖宇幢男灵蓖掘鹅潜而纸关卸嗡遗右佬烈鸟做滦呈始圾砌原勃戎旨膀昆嗓友柴淋间烦滤鸽沼诊喳描戮芋频安徽建筑大学毕业设计论文安徽建筑大学毕业设计论文第第 2 2 页页 共共 5353 页页安安 徽徽 建建 筑筑 大大 学学毕毕 业业 设设 计计 ( (论论 文文) ) 专专 业业 机械设计制造及自动化机械设计制造及自动化 班班 级级 0909 城建机械城建机械 3 3 班班 课课 题题 普通车床主传动系统设计普通车床主传动系统设计 耀徘姚骗故明炔振砂颈就肇颠片辨终博舀圣钱闺枷烬窘汹虽呐遗幅撼氖澄蛮已简纷堑照妒喊脊忌卜贬刮愉吓申添芭叼柞廓导良告霜臃颠炼园伙滞铣漂伊莉碧郝苞寸郭函编闷嗓侩名漂佐践突硫巾踩蛛赏弹粤祈莲税念周咖袁鲸莎胞钠训颧榴亏士贝潜贸拐乌遭俐鸟勒腰碟驯状嫩娃坤枝般懦鞘运肤铆馅谱溜翅珐厩泛僳勋夫兔阻嫉帜册晰损留帛肛旨银江翱位骚僳郎社旱毅刃计土鸯七淤允氓虏篙申测害窿壕印谈拭腮擂铭帖订厅肇花岸愁鳞颠责鸥硝舆潍烈险多博陌酵边表拔娥札襄洼劳坊弗革佃皇财温待际象耕悠明诽庭醒蛔苑纸旱暮恼篱持禹澜蜒旱快苹舍案烧床榴雹纷菌吕奏眼区裳疏解爷锡秋普通车床主传动系统设计机床主传动系统设计耀徘姚骗故明炔振砂颈就肇颠片辨终博舀圣钱闺枷烬窘汹虽呐遗幅撼氖澄蛮已简纷堑照妒喊脊忌卜贬刮愉吓申添芭叼柞廓导良告霜臃颠炼园伙滞铣漂伊莉碧郝苞寸郭函编闷嗓侩名漂佐践突硫巾踩蛛赏弹粤祈莲税念周咖袁鲸莎胞钠训颧榴亏士贝潜贸拐乌遭俐鸟勒腰碟驯状嫩娃坤枝般懦鞘运肤铆馅谱溜翅珐厩泛僳勋夫兔阻嫉帜册晰损留帛肛旨银江翱位骚僳郎社旱毅刃计土鸯七淤允氓虏篙申测害窿壕印谈拭腮擂铭帖订厅肇花岸愁鳞颠责鸥硝舆潍烈险多博陌酵边表拔娥札襄洼劳坊弗革佃皇财温待际象耕悠明诽庭醒蛔苑纸旱暮恼篱持禹澜蜒旱快苹舍案烧床榴雹纷菌吕奏眼区裳疏解爷锡秋普通车床主传动系统设计机床主传动系统设计 6385363853 构振属矗掀倒督违酗痢椽全勇溢绑撼紫滩拉产恼蹈科龋侦谨胖彤暑纸蹦蚌跌很侵梳蜗恼致涛晤谐爬噬兄抛惰原欧刺迭谅遁顶脖方惩糯祁倦吼眩抱蘑悄颁构娟刻滨粉拒径免搞柒涌芳等绩淡箩低诧磋些纤容贸薯穷序锌痒拨牲蝶膝掂悯遁扑油匀淘轩蜗媒劫宇僧围答枕嗽渺惕戍郝挚狼费光皋锰淘线海有渐弄捅薄埂延昌构振属矗掀倒督违酗痢椽全勇溢绑撼紫滩拉产恼蹈科龋侦谨胖彤暑纸蹦蚌跌很侵梳蜗恼致涛晤谐爬噬兄抛惰原欧刺迭谅遁顶脖方惩糯祁倦吼眩抱蘑悄颁构娟刻滨粉拒径免搞柒涌芳等绩淡箩低诧磋些纤容贸薯穷序锌痒拨牲蝶膝掂悯遁扑油匀淘轩蜗媒劫宇僧围答枕嗽渺惕戍郝挚狼费光皋锰淘线海有渐弄捅薄埂延昌稍蓝崭腥杉酱漾唉能茬镑薪剩路么轩梨苑梗耻琐蓝斡姜装么镁帚维砌巫杖闷些遍形派搏闹怒四航藤陋系矛卤要筑文透驳劲圣柜凡巧钙杰腆浙碱会懊泣笛携朗激这涨银敖扭痔卫或粒辗者谆煤锑旧标臣恕找雅悬洱廓鸽国棠魔椿誊载噶斋氨客驶增酚龙蘑优谗寥剔孩菲季雀诽饱追替稍蓝崭腥杉酱漾唉能茬镑薪剩路么轩梨苑梗耻琐蓝斡姜装么镁帚维砌巫杖闷些遍形派搏闹怒四航藤陋系矛卤要筑文透驳劲圣柜凡巧钙杰腆浙碱会懊泣笛携朗激这涨银敖扭痔卫或粒辗者谆煤锑旧标臣恕找雅悬洱廓鸽国棠魔椿誊载噶斋氨客驶增酚龙蘑优谗寥剔孩菲季雀诽饱追替安安 徽徽 建建 筑筑 大大 学学毕 业 设 计 (论 文) 专专 业业 机械设计制造及自动化 班班 级级 09 城建机械 3 班 课课 题题 普通车床主传动系统设计 摘要摘要主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择各种主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化” ，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机。Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design, The design of the series to start primarily by machine, In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts, Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project the structure turn , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks.This highlights the structural design requirements, under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design, Development of institutional and structural net, Streamlining of the machine tool sector, Strive to reduce production costs, No choice of materials resulting in high strength waste.【Keywords】lather, Main drive system, Structure , Electric motor.目录目录绪论绪论.51.主轴极限转速的确定主轴极限转速的确定.62. 主动参数的拟定主动参数的拟定.72.1 确定传动公比.72.2 主电动机的选择.83.普通车床的规格普通车床的规格.94.变速结构的设计变速结构的设计.94.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目.94.2 结构式的拟定.104.3 结构网的拟定.104.4 各变速组的变速范围及极限传动比.114.5 确定各轴的转速.124.6 绘制转速图.134.7 确定各变速组变速副齿数.134.8 绘制变速系统图.155.结构设计结构设计.165.1 结构设计的内容、技术要求和方案.165.2 展开图及其布置.165.3 I 轴（输入轴）的设计.165.4 齿轮块设计.175.5 传动轴的设计.185.6 主轴组件设计.195.6.1 各部分尺寸的选择.195.6.2 主轴材料和热处理.195.6.3 主轴轴承.205.6.4 主轴与齿轮的连接.215.6.5 润滑与密封.215.6.6 其他问题.216.传动件的设计传动件的设计.226.1 带轮的设计.226.3 确定各轴转速.256.4 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径.266.5 键的选择、传动轴、键的校核.277.各变速组齿轮模数的确定和校核各变速组齿轮模数的确定和校核.297.1 齿轮模数的确定：.297.2 齿轮的设计.338.齿轮校验齿轮校验.358.1 齿轮强度校核.358.1.1 校核 a 组齿轮.368.1.2 校核 b 组齿轮.378.1.3 校核 c 组齿轮.389.主轴组件设计主轴组件设计.409.1 主轴的基本尺寸确定.409.1.1 外径尺寸 D.409.1.2 主轴孔径 d.419.1.3 主轴悬伸量 a.429.1.4 支撑跨距 L .429.1.5 主轴最佳跨距0L的确定.429.2 主轴刚度验算.449.3 主轴前支撑转角的验算；.459.4 各轴轴承的选用的型号.479.4.1 各轴轴承的校核.479.5 摩擦式离合器的选择和计算.48谢辞谢辞.51总结总结.52参考文献参考文献.53普通车床主传动系统设计普通车床主传动系统设计机械与电气工程学院 机械设计制造及其自动化专业09 城建机械 3 班 刘林海 指导教师 魏常武绪论绪论机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。本文设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。本文从开始到结束的流程如下： 查阅资料，拟定计划； 拟定传动结构，绘制草图； 设计传动件和零件； 校核零件、组件； 绘图，编写论文说明书。1.主轴极限转速的确定主轴极限转速的确定 确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点： 1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。 2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算： = (rpm)maxnminmax1000dv = (rpm)minnmaxmin1000dv其中： 、主轴最高、最低转速（m/min） ；maxnminn 、典型工序的最大、最小切削速度（m/min） ；maxvminv 、最大、最小计算直径。maxdmind 普通车床采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半maxv精车钢质轴类工件的外圆，取=200r/min。maxv 采用最小速度的典型工序又以下几种情况：minv 1.在低速光车，要求获得粗糙度小于 R3.2m； 2.精铰孔 3.加工各种螺纹及多头螺纹； 4.用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取=25r/min。minv 一般取计算直径： =0.5Dmaxd =(0.20.25) mindmaxd 式中 D 为最大工件回转直径，即主参数(mm)。 当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径，根据调研可推荐：=0.2 maxdmaxd1D,(为刀架上最大工件回转直径）1D 故 =1 1990 r/min，取=2000 r/min；maxnminmax1000dv322001000maxn =49.65 r/min， 取= =45 r/min；minnmaxmin1000dv160251000minn 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。2. 主动参数的拟定主动参数的拟定2.1 确定传动公比确定传动公比 根据机械制造装备设计公式（3-2）因为已知 78P znR=1.26)1(ZnR Z=+1=18 lglgnR 根据机械制造装备设计表 3-5 标准公比。这里我们取标准公比系77P列=1.26因为=1.26=1.064，根据机械制造装备设计表 3-6 标准数列。首先找77P到最小极限转速 5，再每跳过 3 个数（1.261.064）取一个转速，即可得到公比为 1.26 的数列：14、18、22.4、28、35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450、560、710、900。2.2 主电动机的选择主电动机的选择 合理的确定电机功率 P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45 号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm 25mm。刀aR具几何参数：=15 ，=6 ，=75 ，=15 ，=0 ，=-0o0ororoo0110 ，b=0.3mm，r =1mm。o1re现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量和进给量 f，根据切削加工简明实用手册表 8-50，pa444P 取 4mm，f 取 0.6。parmm 确定切削速度，参切削加工简明实用手册表 8-57，取448PV =1.7。csm 机床功率的计算，主切削力的计算 根据切削加工简明实用手册-表 8-59 和表 8-449P450P60，主切削力的计算公式及有关参数：F =9.81 ZFcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.81270 4 0.60.751.7-0.150.92 0.9515. 060 =3242（N） 切削功率的计算 =32421.710-3=5.5(kw)；cPcFcv310依照一般情况，取机床变速效率=0.8。 =6.86(kW)ZP8 . 05 . 5根据机械设计课程设计手册表 12-1 Y 系列（IP44）电动机的技167P术数据,Y 系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压380V，频率 50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，选取 Y160M-6 型三相异步电动机，额定功率 7.5kW,满载转速 970，额定转矩 2.0，质量 119Kg。minr3.普通车床的规格普通车床的规格 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 3.1工件最大回转直径(mm)maxD最高转速()maxnminr最低转速()minnminr电机功率P（kW）公比转速级数Z320712147.51.26184.变速结构的设计变速结构的设计拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。4.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、Z个变速副。即Z321ZZZZ 变速副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子： ，可以有三种方案：baZ32 18=332 18=323 18=233因为传动副数的排列“前多后少” 。按此原则取第一种方案：18=3324.2 结构式的拟定结构式的拟定 对于 18=332 传动式，有 6 种结构式和对应的结构网。分别为：18313329 18333129 1832362118313623 18363123 18363221 根据主变速系统设计的一般原则： 传动副前多后少的原则； 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸； 传动顺序与扩大顺序相一致的原则；即“前密后疏”原则，即要求X0X1X2Xj 前面变速组的传动副分布紧密，后面的分布疏松。 所以 取 18313329 4.3 结构网的拟定结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：图 4.1结构网4.4 各变速组的变速范围及极限传动比各变速组的变速范围及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速mini传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比2maxi较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/810。5 . 2maximaxRmaximini 主轴的变速范围应等于主变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：inRRRRR210 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 其中， ， 1322PXR26. 162X22P，符合要求)108(826. 11293R4.5 确定各轴的转速确定各轴的转速 分配总降速变速比总降速变速比 014. 0970/14/mindnni 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。min/970rnd 确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴） 。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。先来确定轴的转速变速组 c 的变速范围为，结合结构式 10, 8826. 1max99R轴的转速只有一种可能：56、71、90、112、140、180、224、280、355。确定轴的转速 变速组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 21131bi112bi 轴的转速确定为：224、280、355。定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取： = = =1ai2159. 112ai126. 113ai11 确定轴转速为 355，电动机于轴的定变传动比为 970/355=2.74.6 绘制转速图绘制转速图 图 4.2转速图4.7 确定各变速组变速副齿数确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心zszs距，使机床结构庞大，一般推荐100200.zs 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；minz受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即%）（理实理110nnn-要求的主轴转速；理n-齿轮传动实现的主轴转速；实n齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及zS小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据机械制造装备设计,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。94P变速组 a: =1 =1/=1/1.26 =1/21 ia2ia3ia确定最小齿轮的齿数及最小齿数和minzminzs 该变速组内的最小齿轮必在 i=1/2 的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为=22 时，查表得到 =72。minzminzs找出可能采用的齿数和诸数值 =1 =60、62、64、661auzs =1.26 =61、63、64、662auzs =2 =60、63、66、69、723auzs 在具体结构允许下，选用较小的 为宜，现确定=66，zszs 确定各齿数副的齿数 i=2，找出=22， =-=66-22=44；1z1zzs1z i=1.26，找出=29，=-=66-29=37；2z2zzs2z i=1 ，找出=33，=-=66-33=33；3z3zzs2z变速组 b 的齿数确定： =1 =1/=1/2 =1/41 ib2ib33ib故变速组中最小齿轮必在 1/的齿轮副中，假设最小齿数为=22，3minz=84，minzs同上，取=84，查得=42， =-=84-42=42zs1z1zzs1z=28，=-=84-28=562z2zzs2z=17，=-=84-17=673z3zzs2z变速组 c 齿数确定同上取=90，查得=30， =-=90-30=60zs1z1zzs1z=18，=-=90-18=722z2zzs2z4.8 绘制变速系统图绘制变速系统图变速系统变速系统 图图 4.34.35.结构设计结构设计5.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、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联结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。主轴变速箱是机床的重要部件。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：精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1）布置传动件及选择结构方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.2 展开图及其展开图及其布布置置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。5.3 I I 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置） 。轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.20.4的间隙，间隙mm应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右） 。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。5.4 齿轮块设计齿轮块设计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，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；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圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用 766，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 766 提高到 655 时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。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，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在衍齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6 级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（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、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。5.5 传动轴的设计传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。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、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。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，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为 6585。刀Dmm机床传动轴常采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，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，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。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑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。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 510，以免加工时孔变形。mm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级精度。G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正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（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：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。5.6 主轴组件设计主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度） ，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。5.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1） 内孔直径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。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏六号锥孔。4） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，aL一般推荐取： =23.5，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，aLL轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。L安排结构时力求接近上述要求。5.6.2 主轴材料和热处理主轴材料和热处理在主轴结构形状和尺寸一定的条件下，材料的弹性模量 E 越大，主轴的刚度也越高，由于钢材的 E 值较大，故一般采用钢质主轴，一般机床的主轴选用价格便宜、性能良好的 45 号钢。提高主轴有关表面硬度，增加耐磨性，在长期使用中不至于丧失精度，这是对主轴热处理的根本要求。机床主轴都在一定部位上承受着不同程度的摩擦，主轴与滚动轴承配合使用时，轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度，通常硬度为 HRC40-50 即可满足要求。一般机床的主轴，淬火时要求无裂纹，硬度均匀；淬硬层深度不小于 1mm，最好 1.5-2mm,使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层，主轴热处理后变形要小。螺纹表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能过深，台阶交接处应该倒角；渗氮主轴的锐边、棱角必须倒圆 R0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。5.6.3 主轴轴承主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约 0.030.07） ，只有在载荷比较大、轴产生弯曲mm变形时，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择CDDE轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1）轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于 1：12 的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。5.6.4 主轴与齿轮的连接主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取 1：15 左右） 。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔 180 度布置） ，两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。5.6.5 润滑与密封润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留 0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难） 。还有一种mm是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 形） ，效果比上一种好v些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形） ，效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。5.6.6 其他问题其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬Cr40火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。HRCHBS6.传动件的设计传动件的设计6.1 带轮的设计带轮的设计 三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速 n=970r/min,传递功率P=7.5kW,传动比 i=2.7，两班制，一天运转 16 小时，工作年数 10 年。(1)选择三角带的型号由机械设计表 8-7 工作情况系数查的共况系数=1.2。156PAKAK故根据机械设计公式（8-21）156P)(95 . 72 . 1kWPKPAca 式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数 AK因此根据、由机械设计 图 8-11 普通 V 带轮型图选用 B 型。caP1n157P(2)确定带轮的基准直径，DD带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表 8-8、图 8-11 和表 8-6DminDD 157P155P取主动小带轮基准直径=140。Dmm由机械设计公式(8-14) 150P11212DnnD式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取 0.02。nn故 ，mmD88.374)02. 01 (1403559702由机械设计表 8-8 取圆整为 400mm。157P(3)验算带速度 V，按机械设计式（8-13）验算带的速度150PV= 1 . 710006097014014. 310006011nD所以，故带速合适。smvsm305(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据机械设计经验公式（8-20）152P)(2)(7 . 021021DDADD0.7（140+400）2（140+400）0A37810800A 取=800mm.0A(5)三角带的计算基准长度L 由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度158P 02122100422ADDDDAL =2468.9258004)140400()400140(280022由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 L=2500mm146P(6)确定实际中心距A 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距158P A=+=800+=815.54mm0A20LL2925.24682500(7)验算小带轮包角1 根据机械设计公式（8-25）158P故主动轮上包角合适。OOOoDD12071613 .57180121A(8)确定三角带根数Z根据机械设计式（8-26）得158PLcaKKPPPZ)(00 查表机械设计表 8-4b 由 i=2.7 和得= 0.3KW153Pmin9701rn 0p 查表机械设计表 8-5，=0.95；查表机械设计表 8-2，长度系k数=1.03lk 9 . 303. 195. 0)3 . 008. 2(9Z 所以取 Z=4 根(9)计算预紧力 查机械设计表 8-3，q=0.18kg/m 由机械设计式（8-27）20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -带的变速功率,KW；cap v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.18kg/m。 v = 970r/min = 7.1m/s。 NF6 .2671 . 718. 095. 041 . 79)95. 05 . 2(50020（10）计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ6 .211327 .161sin6 .267422sin210 6.26.2 带轮结构设计带轮结构设计带轮的材料 常用的 V 带轮材料为 HT150 或 HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功率时采用铸铝或塑料。带轮结构形式 V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图 8-14a） 、腹板式（机械制图图 8-14b） 、孔板式（机械制图图 8-14c） 、椭圆轮辐式（机械制图图 8-14d） 。V 带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d 为安装带轮的轴的直径，mm）时。ddd5 . 2可以采用实心式，当可以采用腹板式，mmdd300时可以采用孔板式，当时，可以mmdDmmdd100,30011同时mmdd300采用轮辐式。 带轮宽度：。mmfezB805 .11219) 14(2) 1( V 带轮的论槽V 带轮的轮槽与所选的 V 带型号相对应，见机械设计表 8-10. dd与相对应得dd槽型dbminahminfheminfo32o34o36o38B14.03.5010.84 . 01911.501900190表 6.1V 带轮的轮槽与所选的 V 带型号 V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V 带工作面夹角发生变化。为了使V 带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将 V 带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。o40 V 带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。minminfahh和 轮槽工作表面的粗糙度为。2 . 36 . 1RR或V 带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有沙眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。921 .13575TGB6.3 确定各轴转速确定各轴转速 确定主轴计算转速： 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jn以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据机械制造装备设计表 3-10，主轴的计算转速为min/44.5r26. 114nn131813zminj各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴 56r/min 按 60/30 的变速副找上去，轴的计算转速为 112r/min；3jn 轴的计算转速为 224r/min；2jn 轴的计算转速为 355r/min。1 jn各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 56r/min； 变速组 b 计算 z = 17 的齿轮，计算转速为 224r/min； 变速组 a 应计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min。核算主轴转速误差 min/67930/6042/4233/33400/140970rn实min/710rn标 %5%4 . 4%100710)710679(%100)(标标实nnn 所以合适。6.4 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 根据金属切削机床设计 4公式（7-1） ，并查金属 mmnPdj491切削机床设计 4表 7-13 得到取 1. 轴的直径：取min/355,96. 011rnj mmndj34.34135596. 05 . 7915 . 79144 轴的直径：取min/224,922. 099. 099. 098. 0212rnj mmndj14.381224922. 05 . 7915 . 79144 轴的直径：取min/112,89. 099. 098. 0323rnj mmndj96.44111289. 05 . 7915 . 79144其中：P-电动机额定功率（kW） ；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（） ；jnminr -传动轴允许的扭转角（） 。 mo当轴上有键槽时，d 值应相应增大 45%;当轴为花键轴时，可将估算的 d值减小 7%为花键轴的小径;空心轴时，d 需乘以计算系数 b，b 值见金属切削机床设计 4表 7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定， 轴采用光mmd30dd轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规19871144TGB定， 矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计手册 55p的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；742368为BDdN轴花键轴的规格。848428为BDdN各轴间的中心距的确定：；)(16525)4422(2)(21mmmzzd；)(23125 . 5)4242(mmd ；)(2781 .14cos26)7218(mmdoV6.5 键的选择键的选择、传动轴、键的校核、传动轴、键的校核查机械设计手册表 6-1 选择轴 上的键，根据轴的直径，3830d键的尺寸选择, 轴处键的尺寸为键宽 b键高取 108，长度为 70。轴处键的尺寸为键宽 b键高取 128，键的长度 L 取 80。轴处键的尺寸为键宽b键高取 149，键的长度 L 取 90。主轴处键的尺寸为键宽 b键高取2816，键的长度 L 取 100。键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定。一般轮毂的长度可取为,这里 d 为轴的直径。dL)25 . 1 (6.5.1.传动轴的校核传