組合機床主軸箱設計.ppt

《組合機床主軸箱設計.ppt》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《組合機床主軸箱設計.ppt（106頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、第四章 組合機床主軸箱設計,第一節(jié) 概述 一 主軸箱的用途及分類 主軸箱是組合機床的主要部件之一。按專用要求進行設計，由通用零部件組成。 其主要作用是，根據(jù)被加工零件的加工要求， 安排各主軸位置，并將動力和運動由電機或動力 部件傳給各工作主軸，使之得到要求的轉速和轉 向。,主軸箱是根據(jù)加工示意圖所確定的工件加工孔的數(shù)量、位置，切削用量和主軸類型設計的傳遞各主軸運動的動力部件。 其動力來源于通用的動力箱，與動力箱一起安裝在進給滑臺上，將動力和運動傳給主軸，使 之得到要求的轉速和轉速，可完成鉆孔、 擴孔、鉸孔、鏜孔、銑削等加工工序。,1 主軸箱一般具有多根主軸，同時對一列孔系進行加工。但也

2、有單軸的，用于鏜孔居多。 2 主軸箱按結構大小，可分為大型主軸箱和小型主軸箱兩大類。大型主軸箱又分為通用（即標準）主軸箱和專用主軸箱兩種。 3 通用主軸箱結構典型，能利用通用的箱體和傳動件。 4 專用主軸箱結構特殊，往往需要加強主軸系統(tǒng)剛性，而使主軸及某些傳動件必須專門設計，故專用主軸箱通常指“剛性主軸箱”， 即采用不需刀具導向裝置的剛性主軸和用精密滑臺導 軌來保證加工孔的位置精度。 5 大型主軸箱和小型主軸箱，這兩種主軸箱的設計方 法基本相同。 下面僅介紹大型通用主軸箱的設計。,二、通用主軸箱的組成,1主軸箱的組成 大型通用主軸箱在生產(chǎn)中應用甚廣，常見的有： 通用主軸箱由通用零件，

3、如箱體、主軸、傳動軸、 傳動齒輪、軸套和附加機構等組成。,1 鉆削類主軸箱；,2 攻絲類主軸箱；,3 鉆、攻復合主軸箱。,其基本結構如圖41所示。,圖中主軸箱體17、前蓋20、后蓋15、上蓋18、側蓋14等為箱體類零件； 通常臥式主軸箱的厚度為325 mm，立式主軸箱的厚度為340 mm 。 主軸4、傳動軸6、手柄軸7、傳動齒輪11、動力箱或電動機齒輪13等為傳動類零件。 葉片泵12、分油器16、注油杯22、排油塞21、油盤19（立式主軸箱不用）和防油套10等為潤滑及防油元件。,在主軸箱箱體內(nèi)腔，可安排兩排32mm寬的齒輪或三排24mm寬的齒輪；箱體后壁與后蓋之間可安排一排（后蓋用90 m

4、m厚時）或兩排（后蓋用125 mm厚時）24 mm寬的齒輪。 通用主軸箱基型后蓋厚度為90 mm ，如只有電機軸安排第排齒輪，可選用厚度為50 mm的后蓋，此時后蓋窗孔應加以擴大，如圖42所示,,（1）主視圖用點劃線表示齒輪節(jié)圓，標注齒輪齒數(shù)和模數(shù)，兩嚙合齒輪相切處標注羅馬數(shù)字表示齒輪所在排數(shù)。標注各軸軸號及主軸、驅(qū)動軸、液壓泵軸的轉速和轉向。 （2）展開圖每根軸、軸承、齒輪等組件可只畫軸線上邊或下邊（左邊或右邊）一半，對于結構尺寸完全相同的軸組件只畫一根，但必須在軸端注明相應的軸號；齒輪可不按比例繪制，在圖形一側用數(shù)碼箭頭標明齒輪所在排數(shù)。,2主軸箱總圖繪制方法及特點,,,,,,,,,二、

5、主軸箱通用零件,主軸箱通用零件的編號方法如下： 口 T 07 零件順序號 順 序 號 小 組 號 類 別 號 字 頭 規(guī) 格 T07或1T07系指與TD或1TD系列動力箱配套的主軸箱 通用零件。,,小組號： 1主軸箱體類零件； 2主軸類零件； 3傳動軸類零件； 4齒輪類零件。,, 順序號和零件順序號表示的內(nèi)容隨類別號和小組號的不同而不同。,如 500400T071111，表示寬500 mm、高400 mm的主軸箱體； 30T072141,表示用圓錐滾子軸承、直徑為40 mm的傳動軸；32520T074191，表示模數(shù)為3 mm

6、、齒數(shù)為25 、孔徑為20mm 、寬度為32mm的齒輪。, 與1TD系列動力箱配套的主軸箱通用零件標記時，原T07改標為1T07，通用零件規(guī)格與1T07間用“”分開；,如 6304001T071111，表示寬為630 mm 、 高400 mm的主軸箱體； 251T072241，表示用球軸承，直徑為25 mm的 鉆削類主軸。,1. 通用箱體類零件,主軸箱的通用箱體類零件采用灰鑄鐵材料，箱體材料為HT200 ，前蓋、后蓋、側蓋等材料為HT150。 主軸箱基本尺寸系列標準（GB3668.183）規(guī)定，名義尺寸用相應滑臺的寬度表示，主軸箱體寬度和高度根據(jù)配套滑臺的規(guī)格按 表41進行選擇。,主軸箱的

7、標準厚度為180 mm ； 用于臥式主軸箱的前蓋厚度為55 mm ，用于立式主軸箱的前蓋，因兼作油池用，故加厚到70 mm ； 基型后蓋的厚度為90 mm ，變形后蓋厚度為50 mm 、100 mm和125 mm三種，應根據(jù)主軸箱傳動系統(tǒng)安排和動力部件與主軸箱的連接情況合理選用。 如只有電機軸安排或排齒輪，可選用厚度為50 mm或100 mm的后蓋，此時，后蓋窗口應按齒輪外廓加以擴大，如圖42所示。,2. 通用主軸,（1）通用鉆削類主軸 按支承型式可分為三種 圓錐滾子軸承主軸 球軸承主軸 滾針軸承主軸,前后支承均為圓錐滾子軸承。這種支承可承受較大的徑向和軸向力，且結構簡單、裝配調(diào)整方便，廣泛

8、用于擴、鏜、鉸孔和攻螺紋等加工；當主軸進退兩個方向都有軸向切削力時常用此種結構。,前支承為推力球軸承和向心球軸承、后支承為向心球軸承或圓錐滾子軸承。因推力球軸承設置在前端，能承受單方向的軸向力，適用于鉆孔主軸。,前后支承均為無內(nèi)環(huán)滾針軸承和推力球軸承。當主軸間距較小時采用。,按與刀具的連接是浮動還是剛性連接，又分為短主軸和長主軸； 主軸箱前蓋外伸長度為75（立式為60）mm的圓錐滾子軸承主軸，采用浮動卡頭與刀具浮動連接配以加長導向或雙導向，用于鏜、擴、鉸孔等工序； 外伸長度大于75（立式為60）mm的主軸， 因主軸內(nèi)孔較長，與刀具尾部連接的接觸面加長，增強了 刀具與主軸的

9、連接剛度、減少刀具前端下垂，采用標準導 套導向或單導向，用于鉆孔、擴孔、倒角、锪平面等工序。 通用鉆削類主軸參數(shù)見表42所示。,短主軸,長主軸,,（2）攻螺紋類主軸（見圖45） 按支承型式分兩種： 通用攻螺紋主軸系列參數(shù)見表43所示。,1）前后支承均為圓錐滾子軸承主軸。,2）前后支承均為推力球軸承和無內(nèi)環(huán)滾針軸承的主軸。,主軸材料一般采用40Cr鋼，熱處理C42；滾針軸承主軸用20Cr鋼，熱處理S0.5 C59。表44所示為通用主軸的最小軸間距。,2. 通用傳動軸,通用傳動軸按用途和支承型式分為圖45所示六種；表45所示為通用傳動軸的系列參數(shù)。 通用傳動軸一般用45鋼，調(diào)質(zhì)T235；滾針

10、軸承傳動軸用20Cr鋼，熱處理S0.5 C59。,3. 通用齒輪,主軸箱用通用齒輪有：傳動齒輪、動力箱齒輪和電動機齒輪三種，材料均采用45鋼，熱處理為齒部高頻淬火G54。 通用齒輪的系列參數(shù)見表46 。,采用50 mm厚蓋和100 mm 、125 mm厚的加厚后蓋時使用,采用90 mm厚的基型后蓋時使用,A型（寬度為84 mm）,,,B型（寬度為44 mm）,,動力箱齒輪,第二節(jié) 主軸箱設計的步驟和內(nèi)容,主軸箱是組合機床的重要部件之一，它關系到整臺機床質(zhì)量的好壞。 目前主軸箱設計有一般設計法和電子計算機輔助設計法兩種。 由人工輸入原始數(shù)據(jù)，按事先編制的程序，通過人 機交互方

11、式，可迅速、準確地設計傳動系統(tǒng)，繪制主軸 箱總圖、零件圖和箱體補充加工圖，打印出軸孔坐標及 組件明細表。,計算機設計主軸箱,具體內(nèi)容和方法簡述如下：,一般設計法的順序, 繪制主軸箱設計原始依據(jù)圖； 確定主軸結構、軸頸尺寸及齒輪模數(shù)； 擬定傳動系統(tǒng)； 計算主軸、傳動軸坐標（也可用計算機計算和驗算箱體軸孔的坐標尺寸）； 繪制坐標檢查圖； 繪制主軸箱總圖、零件圖及編制組件明細表。,圖46所示為雙面臥式鉆孔組合機床右主軸箱設計原始依據(jù)圖。較簡單的主軸箱可不畫原始依據(jù)圖。,一、繪制主軸箱設計原始依據(jù)圖,,主軸箱設計原始依據(jù)圖是根據(jù)“三圖一卡”繪制的。,3）根據(jù)加工示意圖標注各主軸轉速

12、及轉向，主軸逆時針轉向（面對主軸看）可不標，只注順時針轉向。,2）根據(jù)聯(lián)系尺寸圖和加工示意圖，標注所有主軸位置尺寸及工件與主軸、主軸與驅(qū)動軸的相關位置尺寸。,1）根據(jù)機床聯(lián)系尺寸圖，繪制主軸箱外形圖，并標注輪廓尺寸及動力箱驅(qū)動軸的相對位置尺寸。,4）列表標明工件材料、加工表面要求，并注明各主軸的工序內(nèi)容、切削用量及主軸外伸尺寸等。,,5）標明動力部件型號及性能參數(shù)等。,二、主軸、齒輪的確定及動力計算,,如 鉆孔時常采用 球軸承主軸； 擴、鏜、鉸孔等工序常采用 圓錐滾子軸承主軸； 主軸間距較小時常選用 滾針軸承主軸。 滾針軸承精度較低、結構剛度及裝配工藝性能都較差，除

13、非軸距限制， 一般不選用。 攻螺紋主軸因靠模桿在主軸孔內(nèi)作軸向移動，為獲得良好的導向性，一般采用雙鍵結構，不用軸向定位（見圖44）。,1.主軸型式和直徑及齒輪模數(shù)的確定 主軸的型式和直徑主要取決于工藝方法、刀具主軸聯(lián)接結構、刀具的進給抗力和切削扭矩。,,主軸直徑按加工示意圖所示主軸類型及外伸尺寸可初步確定。傳動軸的直徑也可參考主軸直徑大小初步選定。待齒輪傳動系統(tǒng)設計完后再驗算某些關鍵軸頸。 齒輪模數(shù)m(單位為mm)一般用類比法確定，也可按公式估算， 即 式中： P齒輪所傳遞的功率，單位為kW ； z一對嚙合齒輪中的小齒輪齒數(shù)； n小齒輪的轉速，單位為r/min 。 主軸箱中的齒

14、輪模數(shù)常用2 、2.5 、3 、3.5 、4幾種。 為便于生產(chǎn)，同一主軸箱中的模數(shù)規(guī)格最好不要多于兩種。,,,2.主軸箱所需動力的計算,主軸箱的動力計算包括主軸箱所需要的功率和進給力兩項。 傳動系統(tǒng)確定之后，主軸箱所需功率P主軸箱按下列公式計算： 式中： P切削切削功率，單位為kW ； P空轉空轉功率，單位為kW ； P損失與負荷成正比的功率損失，單位為kW ；,,（kW）,每根主軸的切削功率，由選定的切削用量按公式計算或查圖表獲得；每根軸的空轉功率按表47確定；每根軸上的功率損失，一般可取所傳遞功率的1% 。,主軸箱所需的進給力F主軸箱可按下式計算：,式中： Fi各主軸所需的軸向切削力

15、，單位為N。 實際上，為克服滑臺移動引起的摩擦阻力， 動力滑臺的進給力應大于F主軸箱,,三、主軸箱傳動設計,,【1】在保證主軸的強度、剛度、轉速和轉向的條件下，力求使傳動軸和齒輪的規(guī)格、數(shù)量為最少。 【2】盡量不用主軸帶動主軸的方案，以免增加主軸負荷，影響加工質(zhì)量。 【3】為使結構緊湊，主軸箱內(nèi)齒輪副的傳動比一般要大于12（最佳傳動比為1 11.5），后蓋內(nèi)齒輪傳動比允許取至13 13.5 ；盡量避免用升速傳動。 【4】用于粗加工主軸的齒輪，應盡可能設置在第排，以減少主軸的扭轉變形；精加工主軸上的齒輪，應設置在第排，以減少主軸端的彎曲變形。 【5】主軸箱內(nèi)具有粗精加工主軸時，最好從動力箱驅(qū)動

16、軸齒輪傳動開始就分兩條傳動路線，以免影響加工精度。 【6】剛性鏜孔主軸上的齒輪，其分度圓直徑要盡可能大于被加工孔的孔徑，以減少振動，提高運動平穩(wěn)性。 【7】驅(qū)動軸直接帶動的轉動軸數(shù)不能超過兩根，以免給裝配帶來困難。,對主軸箱傳動系統(tǒng)的一般要求,基本方法,最后通過合攏傳動軸與動力箱驅(qū)動軸連接起來。,然后根據(jù)已選定的各中心傳動軸再取同心圓，并用最少的傳動軸帶動這些中心傳動軸；,主軸箱傳動設計過程中，當齒輪排數(shù)排不夠用時，可以增加排數(shù)，如在原來排齒輪的位置上排兩排薄齒輪（其強度應滿足要求）或在箱體與前蓋之間增設0排齒輪。 2. 擬定主軸箱傳動系統(tǒng)的基本方法,先把全部主軸中心盡可能分布在幾個同心圓上，

17、在各個同心圓的圓心上分別設置中心傳動軸；,非同心圓分布一些主軸，也宜設置中間傳動軸（如一根傳動軸帶二根或三根主軸）；,1）將主軸劃分為各種分布類型,（1）同心圓分布 圖47中主軸群1 4的各軸心在同心圓上均布，主軸群5 11在同心圓上不均勻分布。對這類主軸，可在同心圓處分別設置中心傳動軸，由其上的一個或幾個（不同排數(shù)）齒輪來帶動各主軸。,被加工零件上加工孔的位置分布是多種多樣的，但大致可歸納為： 同心圓分布、直線分布和任意分布三種類型。 因此，主軸箱上主軸分布相應分為這三種類型。,（2）直線分布 圖48所示主軸按直線分布。對此類主軸，可在兩主軸中心連線的垂直平分線上設傳動軸，由其上一個或幾個

18、齒輪帶動各主軸（如圖49a、b兩種傳動方案）。,（3）任意分布 圖410所示為任意分布主軸及傳動方案。對此類主軸可根據(jù)“三點共圓”原理，將主軸1、2、3和主軸4、5、6的軸心分別分布在兩個同心圓上；主軸7、8可按直線分布方法處置?？梢?，任意分布可以看作是同心圓和直線的混合分布形式。,2）確定驅(qū)動軸轉速轉向及其在主軸箱上的位置 驅(qū)動軸的轉速按動力箱型號選定；當采用動力滑臺時，驅(qū)動軸旋轉方向可任意選擇；動力箱與主軸箱連接時，應注意驅(qū)動軸中心一般設置于主軸箱箱體寬度的中心線上，其中心高度則決定于所選動力箱的型號規(guī)格。驅(qū)動軸中心位置在機床聯(lián)系尺寸圖中已經(jīng)確定。,3）用最少的傳動軸及齒輪副把驅(qū)動軸和各主

19、軸連接起來。在主軸箱設計原始依據(jù)圖中確定了各主軸的位置、轉速和轉向的基礎上，首先分析主軸位置，擬訂傳動方案，選定齒輪模數(shù)（估算或類比），再通過“計算、作圖和多次試湊”相結合的方法，確定齒輪齒數(shù)和中間傳動軸的位置及轉速。,（1）齒輪齒數(shù) 傳動軸轉速的計算公式：,（41） （42） （43） （44）,,,,,,,,式中 ： u嚙合齒輪副傳動比； Sz嚙合齒輪副齒數(shù)和； z主、z從分別為主動和從動齒輪齒數(shù)； n主、n從分別為主動和從動齒輪轉速， 單位為r/mi

20、n ； A齒輪嚙合中心距，單位為mm ； m齒輪模數(shù)，單位為mm 。,（45）,（46）,（2）傳動路線設計方法, 當主軸數(shù)少且分散時 ，如圖411所示，主軸1、2轉速均為320r/min，驅(qū)動軸O轉速為470r/min（順、逆轉向均可）。由圖中已知尺寸可算出驅(qū)動軸O1到主軸1或2的中心距A1-0、A2-0和總傳動比u總。即：,,,根據(jù)式（41） 式（46）及齒輪參數(shù)系列（表46），便可進行齒輪的排列及傳動比分配。 單純從u總的值看，理論上用一對齒輪就能滿足要求，但因中心距較大，且驅(qū)動軸上的齒輪參數(shù)規(guī)定為：z驅(qū)= 2126 ，m = 3或4。 若取m = 4 ，z驅(qū) = 26 ，按A

21、= 198.14 代入式（46）計算可得主軸上齒輪齒數(shù)z 主軸 =73 ，則相應的傳動比u總為：,,,顯然u總 = u總 ，即用一對齒輪傳動滿足了軸間距A的要求，卻不能滿足的要求。此時，可用增設中間軸的方法解決，如圖412所示，若取m = 4 ， z驅(qū) = 21 ，根據(jù) 則,考慮結構緊湊，惰輪齒數(shù)取z惰= 25 ，中間軸及齒輪位置由作圖或計算確定，圖412中所設中間軸及z惰在主軸與驅(qū)動軸心連接之下，也可設在連線之上，但可能要用不同排數(shù)的齒輪傳動兩主軸。, 當主軸數(shù)量較主且分散時,可將比較接近的主軸分成幾組，然后從各組主軸開始選取不同的中間傳動軸，分別帶動各組主軸，再通過合攏軸將中間軸和

22、驅(qū)動軸聯(lián)系起來。 在排列齒輪時，要注意先滿足轉速最低及主軸間距最小的那組主軸的要求。還應注意中間軸轉速盡量高些，這些扭矩小，且使驅(qū)動軸和其它傳動軸連接的傳動比不至太大。,4）潤滑泵軸和手柄軸的安置 主軸箱常采用葉片油泵潤滑，油泵供油至分油器經(jīng)油管分送各潤滑點（如第排齒輪、軸承、油盤等）。箱體較大、主軸超過30根時用兩個潤滑泵。油泵安裝在箱體前壁上，泵軸盡量靠近油池。（吸油高度不超過400500 mm）；通常油泵齒輪放在第排；以便于維修，如結構限制，可放在第排；當泵體或管接頭與傳動軸端相碰時，可改用埋頭傳動軸。 主軸箱一般設手柄軸用于對刀、調(diào)整或裝配檢修時檢查主軸精度。手柄軸轉速盡量高些，

23、其周圍應有較大空間。,,,,3. 傳動零件的校核,傳動系統(tǒng)擬定后，應對總體設計和傳動設計中選定的傳動軸頸和齒輪模數(shù)進行驗算，校核是否滿足工作要求。 1）驗算傳動軸的直徑 按下式計算傳動軸所承受的總轉矩T總 ； T總 = T1U1 + T2U2 + + TnUn 式中： Tn作用在第n個主軸上的轉矩，單位為Nm 。 Un傳動軸至第n個主軸之間的傳動比。 2）齒輪模數(shù)的驗算 一般只對主軸箱中承受載荷最大、 最薄弱的齒輪進行接觸強度和彎曲強度的驗算。, 把主軸4 、5 、6視為一組同心圓主軸，在其圓心處設中心傳動軸9 ；,4. 主軸箱傳動系統(tǒng)擬定實例, 主軸2和泵軸11用中心傳動軸10轉動

24、。,將軸9 、7 、10作為一組同心圓，圓心處設合攏軸8，將軸8與驅(qū)動軸O連接起來，形成主軸箱傳動樹形圖, 把主軸1 、3視為一組直線分布主軸，在兩軸中心連線的垂直平分線上設中心傳動軸7 ；,1）擬定傳動路線,現(xiàn)以圖4-6為例，對主軸箱傳動設計的步驟和方法作簡要分析。,圖中主軸1 6為“樹梢”，驅(qū)動軸O為“樹根”，各分叉點為傳動軸7 、8 、9 、10 ，其中軸7 、9 、10為中心傳動軸，軸8為合攏傳動軸；各軸間的傳動副為“樹枝”，箭頭表示運動傳遞方向（路線）。顯然，運用傳動樹形圖對主軸箱進行傳動方案設計較為清晰、簡便。,2）根據(jù)原始依據(jù)圖46、算出驅(qū)動軸、主軸坐標尺寸，如表48所示。,3）

25、確定傳動軸位置及齒輪齒數(shù),（1）確定傳動軸9的位置及各齒輪的齒數(shù)傳動軸9的位置為主軸4 、5 、6同心圓圓心（尚需略加調(diào)整，詳見圖4-15及說明），可通過作圖 （圖4-14）初定。,先確定轉速較低的主軸4與軸9之間齒輪齒數(shù) （即z4和z4）。為保證齒輪齒根強度，應使齒根到孔壁或鍵槽的壁厚a 2m（m為齒輪模數(shù)）。,若取m = 2,z4 = 22 ,則從圖4-14中量得中心距A9-4 = 62 mm ，并按公式（43）、式（45）、（46）依次求得齒數(shù)z4和轉速n9 、齒輪副齒數(shù)z5或z5、z6和z6。,（設在第排）,,,,z5 = z6 = 62 32 = 30 （設在第排）,根據(jù)

26、z5 、z6和n5 、n6求得n9 = 493 r/min（與498 r/min很接近）。,（2）確定傳動軸7的位置及其與主軸1、3間的齒輪副齒數(shù) 傳動軸7中心取在箱體中心線上，垂直方向位置待齒數(shù)確定后便可確定。 軸7與主軸3之間傳動比取 則軸7轉速 軸7與主軸1之間傳動比為：,。,,,取最小齒輪（主軸1上）齒數(shù) 則 據(jù)此作圖即可確定軸7在垂直方向的位置（圖414）， 并量得軸7與軸3間中心距 z3= 32 ，z3 = 22（第排）。 同樣方法可確定傳動軸10的位置及其與主軸2 、 油泵軸11間齒輪副齒輪（見圖415所示）。,,,（設在第排）,所以，軸7與主軸1間中心

27、距,,（3）確定合攏傳動軸8的位置 驅(qū)動軸0與中心傳動軸7 、9 、10之間總傳動比分別為： 根據(jù)總傳動比，考慮驅(qū)動軸0與軸7 、9 、10間的距離及排列齒輪等因素，宜設置合攏軸8將驅(qū)動軸0與軸7 、9 、10連接起來。,,經(jīng)計算和作圖，取 。則：,,,,,驅(qū)動軸上齒輪齒數(shù)取z0 = 21 ,m = 3 ,則軸8上的齒輪齒數(shù)z8 、軸8轉速n8及中心距A0-8分別計算得到：,,,,,軸8的位置應兼顧軸7 、9 、10的距離，可取軸8與7間的中心距A8-7 = 52 mm ，則從圖中量得軸8與軸9 、10間距離分別為：A8-9 = 51 mm 、 A8-10 = 66 mm 。 此時，主

28、軸4 、5 、6同心圓的圓心需略加變動。 考慮利用軸8上第排齒輪z8（作公用齒輪） 帶動軸10 ，便可算出軸8與軸7 、9 、10之間 中心距及各齒輪副齒數(shù)、模數(shù)（詳見圖415）。,將傳動設計的全部齒輪齒數(shù)、模數(shù)及所在排數(shù)，按規(guī)定格式在傳動系統(tǒng)圖415中。最后計算各主軸的實際轉速如表49所示（與原始依據(jù)圖的要求基本一致，轉速相對損失在5%以內(nèi)符合設計要求）；潤滑泵轉速n11 = 625 r/min也符合要求。根據(jù)各主軸實際轉速，對加工示意圖中的切削用量進行修正。,四、主軸箱坐標計算、繪制坐標檢查圖,1. 選擇加工基準坐標系XOY，計算主軸、驅(qū)動軸坐標 1）加工基準坐標系的選擇 為便于加工主軸箱

29、體，設計時必須選擇基準坐標系。通常采用直角坐標系XOY。 （1）坐標原點選在定位銷孔上（圖416a）；這種方法適用于主軸箱安裝在動力箱上。 （2）坐標系的橫軸（X軸）選在箱體底面，縱軸（Y軸）通過定位銷孔（圖416b） 這種方法適用于主軸箱以底面為基準直接安裝在滑臺上。,2) 計算主軸及驅(qū)動軸的坐標 根據(jù)主軸箱設計原始依據(jù)圖，按選定的基準坐標系XOY，計算或標出各主軸及驅(qū)動軸的坐標 (計算精度要求精確到小數(shù)點后三位數(shù))。如果零件上孔距尺寸帶有單向或雙向不等公差，則在標注坐標時，應把公差考慮進去，使孔距的名義坐標尺寸恰好位于公差帶的中央。如孔距為 時，應標注為100.05 ；又如孔距為 時，應

30、標注為99.95。六軸鉆孔主軸箱各主軸、驅(qū)動軸坐標值見 表48 。,,,,2. 計算傳動軸的坐標,計算傳動軸坐標時，先算出與主軸有直接傳動關系的傳動軸坐標，然后計算其它傳動軸坐標。傳動軸的傳動形式很多，一般可分為三類：與一軸等距；與二軸等距；與三軸等距。 其計算方法分述如下： 1)與一軸等距的傳動軸坐標計算 圖417為與一軸等距的傳動軸坐標計算圖。為計算方便，通常以已知軸中心作為原點O，建立小坐標系XOY ，設所求傳動軸的 坐標為B(x , y)，嚙合中心距 為R.由B點向x軸作一輔助垂線 交x軸于A點，組成直角三角形 OAB。如果從傳動圖上量得x(即)， 則：,或量出y(即)，則： 然后將

31、求得的x 、y換算到大坐標中去。 如圖415所示，已知軸10坐標 (96.207,183.695)及其與油泵軸11間的傳動齒輪參數(shù) 則軸11的坐標可按圖 418所示方法選小坐標 (應使x標、y值為正)，根據(jù) (與實測尺寸相符), y = 0，計算可得,,,,,,,2)與二軸等距的傳動軸坐標計算 傳動軸與二軸等距，即在一傳動軸上用兩對齒輪分別帶動兩根已知軸，其坐標可根據(jù)已知兩軸坐標和兩對齒輪中心距計算求得。 計算方法如圖419所示，圖中 和 為兩已知軸坐標， 為兩已知軸與傳動軸間的齒輪中心距，即， 為 為 c(X，Y)為所需計

32、算的傳動軸坐標。 為便于計算，選取小坐標系iaj（圖420), a點為其原點，使c點在小坐標中的坐標 (I ，J)為正值，a 、b 、c按逆時針順序定出， 作輔助線并標號如圖所示，由此可導出c點坐 標計算公式。 即:,,,,,,,,所以 還原到XOY坐標系中去，則c點坐標： 傳動軸坐標計算可利用計算機完成，即先按上述計算公式畫出 流程圖(圖421)。由此編制程序，然后存入軟盤。使用時由軟 盤轉入內(nèi)存即可進行計算，無須每次計算前從鍵盤輸入程序。 由上述公式及流程圖編制BASlC程序如下。,,,,lO DEFDBL AY 2O INPUT N$=; N$ 3O INPUT XA，YA，Rl

33、 40 INPUT XB，YB，R2 5O A=XB-XA 60 B=YB-YA 70 L=SQR(A2+B2) 80 I=(R12+L2-R22)/(2*L) 9O J=SQR(R12-I2) lOO X=XA+(A*I-B*J)/L 11O Y=YA+(B*I+A*J)/L 12O Wl=Rl-SQR((X-XA)2+(Y-YA)2) 130 W2=R2-SQR((X-XB)2+(Y-YB)2) 140 LPRINT XA=; XA，YA=; YA 15O LPRINT XB=; XB，YB=; YB 16O LPRINT Rl=; Rl，R2=; R2 17O

34、 LPRINT 18O LPRINT N$，X=;X，Y=;Y 19O LPRINT W1=; W1，W2=; W2 2OO END,3)與三軸等距的傳動軸坐標計算 在一根傳動軸上用三對相同中心距的齒輪副分別帶動三根已知軸，該傳動軸就是圖422所示的軸D(即ABC外接圓圓心)。其坐標可根據(jù)已知軸A 、B 、C的坐標及中心距R求出。為簡化計算，取小坐標系xAy（圖423），小坐標原點選取應使所計算的軸D坐標為正值，軸D坐標算式為: 還原到XOY坐標中去，則：,,,,,,,,,,,,根據(jù)上述公式畫流程圖 (與圖421類同)，并編制程序 (BASIC)如下：,10 DEFDBL A一Y 20

35、 lNPUT N$ ；N$ 30 INPUT XA，YA=；XA，YA 40 lNPUT XB，YB； XB，Y8 5D lNPUT XC，YC=; XC，YC 6D lNPUT Rl，R2，R3=;Rl，R2，R3 70 G=(XB-XA)2+(YB-YA)2 80 H=(XC-XA)2+(YC-YA)2 9O X=XA+(YB-YA)*H-(YC-YA)*G)/(2*((XC-XA)*(YB-YA)-(XB一XA)*(YC-YA)) 100 Y=YA+((XC-XA)*G-(XB-XA)*H)/(2*((XC-XA)*(YB-YA)-XA)*(YC-YA))) 11O Wl=Rl-SQR(

36、(X-XA)2+(Y-YA)2) 12O W2=R2-SQR((X-XB)2+(Y-YB)2) 13O W3=R3-SQR((X-XC)2+(Y-YC)2) 140 LPRlNT XA=; XA; YA=; YA 15O LPRINT XR=; XB; YB=; YB 16O LPRlNT XC=; XC; YC=; YC 17O LPRlNT Rl=; Rl, R2=,R3=; R3 18O LPRlNT 19O LPRlNT N$; X=; X，Y= Y 2OO LPRlNT Wl=; Wl，W2=; W2, W3=; W3 210 END,圖415所示六軸鉆削主軸箱各傳動軸、定位銷孔O1

37、 ，O2坐標計算結果見表410 。,3. 驗算中心距誤差,主軸箱體上的孔系是按計算的坐標加工的，而裝配要求兩軸間齒輪能順利嚙合。因此，必須驗算根據(jù)坐標計算確定的實際中心距A 是否符合兩軸間齒輪嚙合要求的標準中心距R ，R與A的差值(注意上述兩電算程序中用W表示)為， = R A 驗算標誰: 中心距允差（0.0010.009）mm 。 三種傳動軸的驗算公式如下:,,2)傳動軸與二軸等距 (圖419)驗算公式: 3)傳動軸與三軸等距 (圖422)驗算公式: 驗算公式中各坐標值是帶正負號代入算式運算的。當驗 算不合格，即 0.009時，在檢查運算確無錯誤后， 方可按坐標計算的

38、A值，采用變位齒輪湊中心距來滿足齒 輪正常嚙合要求。,,,,1)傳動軸與一軸等距 (圖417)驗算公式:,例如 驗算軸9與軸4 、5 、6間的中心距誤差9-4、9-5、9-6。即:,軸9與軸4 、5 、6之間的標準中心距分別為R9-4、R9-5、R9-6。即： 軸9與軸4 、5 、6間的實際中心距分別為A9-4 、A9-5 、A9-6。即：,,,,,,,則中心距誤差分別為， 顯然， 能滿足該齒輪副嚙合要求；而 的值都超過 值，因此，軸9與軸4 、軸9與軸5間的齒輪均需采用變位齒輪，變位量,,,,,,,,,,4.繪制坐標檢查圖(圖424),1)坐標檢查圖的主要內(nèi)容 （1）通過齒輪嚙

39、合，檢查坐標位置是否正確;檢查主軸轉速及轉向。 （2）進一步檢查各零件間有無干涉現(xiàn)象。 （3）檢查液壓泵、分油器等附加機構的位置是否合適。,2)坐標檢查圖繪制的順序及要求,（1）繪出主軸箱輪廓尺寸和坐標系XOY。 （2）按計算出的坐標值繪制各主軸、傳動軸軸心位置及主軸外伸部分直徑，并注明軸號及主軸、驅(qū)動軸、液壓泵軸的轉速和轉向等。 （3）用點劃線繪制出各齒輪的分度圓，注明各齒輪齒數(shù)、模數(shù)、所處排數(shù)及變位齒輪的變位量。 （4）為了醒目和易于檢查，可用不同顏色細線條畫出軸承、隔套、主軸防油套的外徑、附加機構的外廓及其相鄰軸的螺母外徑。,,,,,,,【坐標檢查圖最好按1:1比例繪制，其繪制順序及要求

40、是】,五、繪制主軸箱總圖及零件圖,1. 主軸箱總圖沒計 1）主視圖 主要表明主軸箱主軸位置及齒輪傳動系統(tǒng)，齒輪齒數(shù)、模數(shù)及所在排數(shù)，潤滑系統(tǒng)等。 2）展開圖 其特點是軸的結構圖形多。各主軸和傳動軸及軸上的零件大多是通用化的，且是有規(guī)則排列的。一般采用簡化的展開圖并以裝配表相配合，表明主軸箱各軸組件的裝配結構。 繪制的具體要求如下:, 展開圖主要表示各軸及軸上零件的裝配關系。 對結構相同的同類型主軸、傳動軸可只畫一根，在 軸端注明相同軸的軸號即可. 展開圖上應完整標注主軸箱的三大箱體厚度尺寸及箱壁和內(nèi)腔有關聯(lián)系尺寸，主軸外伸長度等。 總圖上還應有局部剖視表明動力箱與后蓋及前后蓋與箱體間的定位

41、結構。,3）主軸和傳動軸裝配表(表411) 把主軸箱中每根軸 (主軸、傳動軸、油泵軸)和齒輪套等基本零件的型號規(guī)格、尺寸參數(shù)和數(shù)量及標誰件、外購件等按軸號配套，用裝配表表示。 4）主軸箱技術條件 主軸箱總圖上應注明主軸箱部裝要求。 2. 主軸箱零件設計 1）專用零件工作圖 如變位齒輪、專用軸和隔套等零件，可按一般零件工作圖規(guī)定。 2）補充加工圖 主軸箱體、前蓋、后蓋等通用零件。,第三節(jié) 攻螺紋主軸箱的設計特點,一、攻螺紋靠模機構及攻螺紋卡頭 第類攻螺紋靠模 圖426所示為第類攻螺紋靠機構。它由靠橫桿1、靠模螺母7及支承套筒2等元件組成。絲錐通過心桿和攻螺紋卡頭8裝在靠模桿1的前端?？磕U的

42、中部支承在襯套4上，并與靠模螺母7相嚙合?？磕U的尾部與攻螺紋主軸相連接。攻螺紋主軸借助雙鍵將主運動傳給靠模桿，靠模桿隨著轉動可在主軸孔內(nèi)移動一段距離，即攻螺紋靠模的工作行程。,套筒裝在靠模頭前壁上，并用兩個壓板3固定，兩個壓板之間的布置角度決定于主軸箱的主軸數(shù)和主軸的分布情況。靠模螺母借助結合子6與套筒相連接，當靠模桿回轉時，因靠模螺母固定不動而迫使靠模桿向前進給，并推動絲錐切入工件。帶絲錐遇故障使靠模桿不能前進時，轉矩增大導致壓板打滑，靠模螺母跟隨靠橫桿同步回轉而停止進給，避免機構或絲錐損壞。,所以裝配時壓板的壓力要適當。 為了保證絲錐穩(wěn)定可靠地攻入工件，又不干擾絲錐的自行引進，應使靠模

43、桿每轉進給量與絲錐的自行引進量一致，即保證靠模桿螺距P桿與絲錐螺距P絲尺寸相同。而靠模螺距和絲錐螺距的制造誤差，可以通過套筒2內(nèi)壓簧5和配用攻螺紋卡頭的方法進行補償。,第類攻螺紋靠模必須與攻螺紋卡頭配套使用，組成“壓簧式攻螺紋靠模”。攻螺紋卡頭的結構如圖427所示。 較矩由攻螺紋靠模經(jīng)鍵傳給卡頭體1 ，經(jīng)銷3和心桿4傳給漲套（彈簧卡頭）和絲錐。由于卡頭中有彈簧2 ，心桿4可以在卡頭體1中相對滑動，因而在絲錐開始工作時，絲錐通過心桿4將彈簧2稍微壓縮后進人孔內(nèi)。在攻螺紋過程中，若靠模螺距與絲錐螺距有誤差，不論二者誰大，攻螺紋卡頭均可自動補償。,絲錐在心桿上的夾持方式有用彈簧漲套夾緊或絲錐直接

44、插人心桿孔中后用緊定螺釘軸向定位兩種。 彈簧套夾 緊定螺釘軸向定位,可獲得較高的同軸度，但結構復雜、裝卸不便；,結構簡單，裝卸方便，但同軸度較低。,2、第類攻螺紋靠模,圖428所示為用于活動攻螺紋模板的第類攻螺紋靠模。它由靠模桿7 、靠模螺母5 、彈簧6等組成。 主運動由主軸通過彈簧9頂起彈簧鍵8 、靠模桿7 、銷3傳給心桿2和絲錐1 ?？磕Ｂ菽?(不能反方向安裝)以定位銷10防轉和壓板4(其厚度常取2.5 3.5 mm)固定。攻螺紋時靠模桿邊轉動邊向前進給，靠模桿的尾部 (其結構可與一般鉆孔主軸相配合)在主軸孔內(nèi)相對滑動。絲錐與靠模桿螺距制造誤差由彈簧6補償。,這類靠模不需用攻螺紋卡頭，絲

45、錐直接裝入心桿(用漲套或緊定螺釘夾持），軸向尺寸較小。使用時盡量選擇較小的L和較大的L0值，以減小絲錐與工件螺紋底孔間的同軸度誤差。 還應計算靠橫桿尾部伸入主軸孔內(nèi)的最大重合長度L1(其值不能使靠模桿和主軸孔底相碰)和最小重合長度(核算此值應能保證彈簧鍵的工作部分不脫開主軸)。,,當靠模桿退回原位，而滑臺工作進給到終點時，靠模桿的尾柄與主軸孔的重合長度為最大。 當單獨活動攻螺紋模板進行攻螺紋時，因在攻螺紋模板與夾具定位的同時起動攻螺紋電機，則L3= 0;當鉆孔和攻螺紋同用一個鉆模板時，軸孔的工作行程不大，為使在鉆孔加工完成之前結束攻螺紋工序，通常在滑臺轉工進，模板在夾具上定位的同時起動攻螺紋電

46、機，則L3= 0 ，L2為滑臺工作進給行程.,有時，靠模桿尾柄與主軸孔的最小重合長度并不出現(xiàn)在靠模桿攻螺紋至前端，而是出現(xiàn)在滑臺退到原位時，則需驗算在原位時靠模桿在主軸孔內(nèi)的重合長度能否保證機構的正常工作。 表412所示為第、第類攻螺紋靠模常用規(guī)格。表413所示為采用第、第類攻螺紋靠模時的最小軸間距。,第、第類攻螺紋靠模中的彈簧(壓簧)起補償靠模和絲錐螺距誤差的作用。 攻螺紋開始時絲錐與工件底孔處易發(fā)生“打滑”，彈簧被壓縮一段距離后絲錐才能進入，攻螺紋深度尺寸不準確。為此，攻螺紋前底孔應先倒角，以利于減少“打滑”，保證螺紋精度和攻螺紋深度。當攻螺紋深度要求較準確時 (如要求攻螺紋深度誤差在

47、一個螺距以內(nèi))，兩類靠模都可以采用拉簧式攻螺紋靠模，使攻螺紋開始時絲錐強制性攻入并且不“打滑”。,加工較高精度的螺孔時，除選用高精度的絲錐和保證底孔質(zhì)量外，還須注意螺紋底孔軸線與攻螺紋系統(tǒng)軸線的不同軸度對攻螺紋過程的影響。 如圖429所示，由于底孔與攻螺紋接桿偏心，絲錐漲套攻螺紋接桿以偏斜的軸線AB工作，當向前攻螺紋時，B點移至B1 ，而絲錐仍按原方向進給致使絲錐彎曲，易造成螺孔中徑擴大，螺紋精度下降，若偏心過大，其至使絲錐折斷。,二、攻螺紋裝置,攻螺紋裝置的結構如圖430所示。 它由攻螺紋主軸箱7和攻螺紋靠模頭5組成。 攻螺紋靠模頭5實際上是一個加厚的主軸箱前蓋，其上裝有第類攻螺紋靠模。工作

48、時，由電機經(jīng)齒輪帶動主軸6及靠模桿4（其前端裝有攻螺紋卡頭3 、心桿2和絲錐1）旋轉并按自身的螺距P引進。電機反轉，靠模桿即退回。其最大行程為600 mm 。,攻螺紋裝置在組合機床上有固定式、裝在手動滑板上和裝在移動滑臺上三種安裝方式。,固定式 裝在手動滑板上 裝在移動滑臺上,攻螺紋靠模的行程能滿足加工要求，工件的裝卸和絲錐的更換又很方便，則可將攻螺紋裝置安裝在固定的側底座上,靠模行程能滿足工件裝卸的要求，但更換絲錐的行程尚不夠，則可將攻螺紋裝置安裝在手動滑板上，更換絲錐時將滑板退后一段距離。,靠模行程不能滿足裝卸工件的需要時，則應將攻螺紋裝置安裝在動力滑臺上,對于“固定式”的立式攻螺紋機

49、床，可不必采用立柱，只要采用四根支桿將攻螺紋裝置支承在機床夾具的上方，以便簡化機床的結構。 圖431所示為臥式攻螺紋靠模頭的典型結構。整個靠模頭（其厚度為L= 300 mm）安裝在主軸箱前面，定位由兩個柱銷與銷套保證，用螺釘緊定。各靠模螺紋由主軸箱內(nèi)潤滑泵經(jīng)銅管2和油盤1供油潤滑。,圖432所示為立式攻螺紋靠模頭，攻螺靠頭用四根柱子支承在機床夾具的上方。 由攻螺紋裝置組成的攻螺紋組合機床，適用于整臺機床或機床某一面上全部是攻螺紋工序。 如果機床上要同時完成攻螺紋工作和鉆孔等工作時，需采用由第類攻螺紋靠模組成的活動攻螺紋模板進行攻螺紋?；顒庸ヂ菁y模板和活動鉆模板的結構形式基本相同，所不同的是鉆模

50、板上裝有導向裝置，而攻螺紋模板上裝攻螺紋靠模。,三、攻螺紋行程的控制,攻螺紋行程控制機構是組合機床的一個通用組件，用于控制攻螺紋工作循環(huán)。常用的有回轉式或直線式兩種形式。 回轉式攻螺紋行程控制機構。 一般用于主軸攻螺紋。它可以設置在主軸的左側或右側。 其工作原理是：攻螺紋主軸作正向切削回轉時，通過齒輪z1和z2傳動（主軸與蝸桿之間可能不止一對齒輪），使蝸桿傳 動蝸輪引帶動檔鐵盤43回轉。當絲錐攻到全深時， 盤43相應地轉過一定的角度，盤43上的權向擋我 壓下反向行程開關，攻螺紋電機反轉，絲錐反轉 退回至原位，盤43上的原位擋鐵重新壓下原位開,關，使電動機及主軸停轉，至此一個攻螺紋循環(huán) 結束。若

51、原位或反向開關失靈，互鎖擋鐵隨即壓 下互鎖開關（越位保護開關），使攻螺紋電動機 斷電，實現(xiàn)過載保護。 直線式攻螺行程控制機構。 適用于單軸或主軸攻螺紋。 攻螺紋主軸向前或向后運動時，通過帶叉口的杠桿帶動在主軸箱體側面的裝有擋鐵的軸一起移動，擋鐵壓下組合開關，使電動機反轉或停止。在此機構中可設置原位和反向互鎖開關起安全保護作用。,四、攻螺紋電動機選擇及攻螺紋主軸的制動,大型標準攻螺紋主軸箱一般都是由電動機直接驅(qū)動。在確定電動機功率時，要考慮絲錐工作時鈍化的影響，一般取為計算功率的1.5 2.5倍 (軸數(shù)少時取大值，軸數(shù)主時取小值)。由于攻螺紋主軸的轉速較低，為了便于設計并簡化傳動系統(tǒng)，常采用同步

52、轉速為n = 1000 r/min的電動機。 常用的制動方式有制動電功機和電磁抱閘兩種。 直接制動電機可使攻螺紋主軸箱結構簡單，制動效果較好； 電磁抱閘制動器結構較復雜，其制動效果與制動輪轉速有關，即制動輪轉速越高，其制動效果越好。,第四節(jié) 主軸箱計算機輔助設計（CAD）簡介,一、主軸箱CAD發(fā)展概況 計算機輔助設計簡稱CAD，即利用電子計算機及其外部設備進行工程設計計算。 下面簡要介紹應用PC微機 (IBM、XT、AT、386及其兼容機)對組合機床主軸箱輔助設計 (即BOXCAD)系統(tǒng)。 二、BOXCAD系統(tǒng)簡介 1. 系統(tǒng)的功用 BOXCAD系統(tǒng)適用于鉆孔、擴孔、鉸孔、鏜孔、攻螺紋及鉆攻復

53、合的主軸箱設計。椐據(jù)組合機床總體沒計（三圖一卡）所提供的原始數(shù)據(jù)， 可完成以下各項工作:,1）主軸箱傳動系統(tǒng)設計 包括完成： （1）交互式選擇傳動模型及齒輪排列。 （2）坐標計算。 （3）各種幾何干涉校核。 （4）各種傳動零件的強度校核等工作。 2）繪圖及打印明細表 包括完成： （1）繪制主軸箱裝配圖及列出裝配表。 （2）繪制各類通附件(箱體、前蓋、后蓋等)補充加工圖。 （3）繪制專用件(如變位齒輪)零件圖。 （4）整理打印零件明細表。 此外，為使系統(tǒng)適應性強，特設一專用模塊，以便 對人工設計的主軸箱進行各種校核。如對已由人工 設計而將投產(chǎn)制作的主軸箱或用戶來圖加工的組合 機床主軸箱的校核等。

54、,2. 系統(tǒng)的組成,為便于調(diào)試和應用，系統(tǒng)采用模塊化結構，它由一個主模塊和五個子模塊組成 (圖4-33)，各子模塊均為各自獨立的可執(zhí)行文件，通過菜單提示、人機對話的形式實現(xiàn)各模塊的調(diào)用，主模塊將各子模塊連成一個整體系統(tǒng)。 各模塊之間的數(shù)據(jù)調(diào)用轉換是通過公共的數(shù)據(jù)庫文件實現(xiàn)的。,3. 傳動系統(tǒng)設計,1）齒輪 (軸)傳動基本模型 根據(jù)傳動系統(tǒng)中 齒輪之間的不同嚙合形式，可歸納為如圖434所示的六種基本傳動模型。其中有一帶一、一帶二、一帶三形式，也有同心圓分布形式，有一級傳動結構（如模型1 、3 、5 、6），也有兩級傳動結構(如模型2 、4)。 在每個傳動模型中，被動軸可以是主軸或中間傳動軸。分別

55、將這六種基本模型編寫成程序功能塊，供設計者選取，能方便迅速地設計傳動系統(tǒng)。,,2）傳動系統(tǒng)設計框圖 將六種基本傳動模型編寫成子程序，加上液壓泵設計、蝸桿設計、校核計算等，傳動系統(tǒng)設計共含11個子模塊。 通過對話形式選取所需模塊。然后經(jīng)過坐標計算，幾何干涉校核等計算處理，屏幕上便示出設計的中間結果圖形 (即齒輪節(jié)圓、齒輪層次以顏色表示并區(qū)分、各軸軸號)。,3）傳動系統(tǒng)樹狀結構 采用樹狀結構來描述由驅(qū)動軸到各主軸之間的運動連接、傳遞的關系。 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖4-15，可畫出相應的樹狀圖，如圖436所示，圖中的圓圈(也可畫成矩形框）表示各軸，其中，底面一排圓圈中號碼代表主軸（即為“樹梢”)號

56、，中間兩層是中間軸 (即為“樹枝”)號，最上層是驅(qū)動軸 (即為“樹根”)號，軸與軸之間連線表示傳動關系，連線旁的數(shù)字（或用顏色）表示嚙合平面 (即齒輪所在排數(shù))?？傊瑐鲃訕錉罱Y構圖高度概括了整個傳動系統(tǒng)的組成及傳動關系。,4）傳動系統(tǒng)的校核計算,（1）傳動件強度校核 包括軸、齒輪的強度和軸承的壽命校核計算。 （2）幾何干涉校核 目的是檢查傳動系統(tǒng)中各傳動件、支承件等之間是否有碰撞現(xiàn)象確保系統(tǒng)正常傳動。 檢查的項目有： 齒輪與非嚙合齒輪的碰撞(同一排或不同排的齒輪之間)。 齒輪與軸、套的碰撞。 齒輪與箱體四周壁（或蓋）的碰撞。 第排齒輪與螺紋凸臺的碰撞。 軸承與軸承的干涉。 液壓泵體及其接頭等與傳動軸端的碰撞等。,4.繪制圖形,傳動系統(tǒng)設計的結果是以數(shù)據(jù)形式存儲在計算機內(nèi)，它不能直接供人們使用，應通過繪圖模塊、打印模塊，將其整理成圖形和表格，即給出所設計的主軸箱裝配總圖、裝配表，箱體、箱蓋等補充加工圖，變位齒輪等零件圖，有打印出零件明細表。,