金属切削机床课程设计说明书.doc

《金属切削机床课程设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《金属切削机床课程设计说明书.doc（30页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、 目 录前言.1第1章 课程设计的内容和要求.21.1机床课程设计内容 .21.2机床课程设计的要求.2第2章 课程设计的步骤和方法.32.1运动设计.32.1.1确定极限转速.32.1.2确定结构式.32.1.3绘制转速图.42.1.4绘制传动系统图.52.2传动零件初步计算.82.2.1求各轴计算转速.82.2.2传动轴直径的初定.82.2.3齿轮模数的初步计算.92.2.4计算各齿轮参数.102.2.5确定各轴间距.122.2.6三角带的计算和初定.122.2.7多片摩擦离合器计算.142.3传动零件验算.152.3.1直齿圆柱齿轮应力的校验.152.3.2主轴弯曲刚度验算.172.3.

2、3主轴静刚度验算.182.3.4滚动轴承的验算.21第3章 结构设计及说明.213.1结构设计的内容、技术要求和方案.213.2展开图及其布置.223.3 I轴（输入轴）的设计.233.4齿轮块的设计.233.5传动轴设计.243.6主轴组件设计.253.7其他问题.28设计心得.28参考文献.28前 言机床课程设计是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的自在于通机床主运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件盒查阅技术资料等方面的中和训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培

3、养学生具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。本设计是一个综合性要求较高的学生课程设计，综合运用了机械设计，金属切削机床，机械制造技术等主要课程。第一章是课程设计题目内容及要求，第二章讲述的是课程设计的各个步骤。第一节是基本参数的选定，传动的确定，第二节是对各传动零件进行设计计算、对设计的传动零件进行校核以及对机床结构进行设计，第三章主要对各结构设计要求进行说明。整个设计过程需要查阅各类书籍与手册图册才能够顺利完成。本次旨在培养学生综合的设计能力，为接下来的毕业设计和学生以后的工作设计打好基础。第1章 课程设计的内容和要求 1.1 机床课程设计的内容一、设计题目：普通车床主轴箱设计二、设计一台

4、中型普通车床有级变速主轴箱。具体参数如下：参数工件最大回转直径dmax(mm)正转最高转速nmax(r/min)电机功率N(kW)公比转速级数Z反转设计分组740014005.51.4112级数Z反=Z正/2n反max1.1n正max三、设计内容：1、 运动设计：根据给定的机床用途、规格、极限转速、转速数列公比，通过分析比较拟定传动结构方案和传动系统图，确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。2、 动力设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴直径、齿轮模数；确定皮带型号及根数摩擦片离合器的尺寸和摩擦片数及制动器尺寸，完成装配草图后，要验算传动件

5、的应力，变形或寿命是否在允许范围内，还要验算主轴组件的静刚度。3、 结构设计：进行主运动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等的布置和结构设计。1.2 机床课程设计的要求一、 床头箱功能要求1、 主轴箱具有皮带轮卸荷装置；2、 手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正、反转及停止运动要求；3、 主轴变速由变速操纵手柄完成（只画出操纵手柄在床头箱外部的位置及操纵手柄在床头箱上连接固定方式）；4、 床头箱与机床床身的联接参照C618K1车床的床头箱结构形式。第2章 课程设计的步骤和方法 2.1运动设计2.1.1 确定极限转速一、正转： ， 。又因为=1.41，所以，得 则，由金属切

6、削机床表7-1，取。由于，得车床正转的转速数列为：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400r/min，12级转速。2、 反转：由，由金属切削机床表7-1，取，。，由金属切削机床表7-1，取。则反转各级转速为：280、400、560、800、1120、1600r/min。2.1.2确定结构式一、确定传动副数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、 传动副。即 传动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： 12=322；12=232；12=223；二、传动式的拟定（1）12级转速

7、传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。2、I轴需要安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不宜多，所以选2为宜。3、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较好。故最后一个传动组的传动副选用2。综上所述，传动式为12=232。三、 结构式的拟定对于12=232传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。中间传动轴转速范围最小。初选的方案。四、验算主轴变速范围应等于变速传动中各个变速组范围的乘积，需检查最后一个扩大组，变速

8、范围是否超过极限值。=1.416*(2-1)=7.88 ，因此所选结构式比较合理。2.1.3绘制转速图1、 选定电动机 查金属切削机床课程设计指导书附录2，选用Y132S-4的电动机，此电动机高效，节能。起动转矩大，噪声低，振动小，运动安全可靠，其安装尺寸见金属切削机床课程设计指导书附录3额定功率5.5，最大额定转距2.2，其满载转速1440 r/min，同步转速为1500 r/min。2、 总降速传动比 总降速传动比： 将总降速传动比按着“先缓后急”的递减原则分配结合串联的各变速组中的最小传动比。三、确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+0+1=4四、转速图绘制先按传动轴

9、数及主轴转速级数求格数，画出网格，用以绘制转速图，在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(kk+1)min。再按结构式级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。（一）确定各轴的转速和传动组1、 中间轴转速可以从主轴开始往前推，即可先决定轴III的转速。传动组c变速范围，可知两个传动副的传动比为极限值：故轴III的六种转速只有一种可能，即125、180、250、355、500、710r/min。2、 II轴转速。传动组b的级比指数为2，希望中间轴转速较小，因为为避免升速，又不使轴II的传动比太小，可取轴II的确定转速为：500、7

10、10r/min。3、 I轴转速。对于轴I：确定轴I转速为710r/min4、 电动机与轴I之间带传动比（二）转速图如下：2.1.4绘制传动系统图一、确定各变速组齿轮传动副的齿数（一）确定各变速组齿轮传动副的齿数时应根据以下原则：1、受齿轮最小齿数的限制，机床主传动系统一般只取1820，以避免产生根切现象。2、套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数应为1.03D/m +5.6式中 D齿轮花键孔的外径（mm）,单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍; m齿轮模数（mm）;3、 还受最小传动比和允许的最大齿数和的约束，机床主传动的最小极限传动比

11、取1/4。中型机床一般取。4、 的选取不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，在等长的多轴变速系统中，还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴相碰，即k轴上前一个变速组中的最大被动齿轮的齿顶圆与（k+1）轴的外径dk+1相碰，或（k+1）轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮的齿顶圆与k轴外径dk相碰。5、 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小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）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

12、，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。（二）第一组齿轮：传动比：，由金属切削机床表8-1，取。轴I齿轮齿数取Z1=35,Z2=42，轴II两联齿齿数分别为Z3=49,Z4=42。（3） 第二组齿轮：传动比：，由金属切削机床表8-1，取。轴II三联滑移齿齿数为：Z5=30、Z6=45、Z7=18；轴III与轴II配合齿齿数为Z8=60、Z9=45、Z10=72。（4） 第三组齿轮：传动比：，由金属切削机床表8-1，取。轴III上两联齿齿数为：Z11=73、Z12=22；轴IV齿轮齿数为Z13=37、Z14=88。（五）反转齿

13、轮：传动比, 2、 系统传动图如下：2.1.5核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过,即 已知。因此主轴转速误差符合要求。 2.2 传动零件的初步计算2.2.1求各轴的计算转速1、 主轴的计算转速中型机床主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即。 二、各传动轴的计算转速1、 轴III有6级转速，其最低转速125r/min，经传动副c使主轴获得两级转速：31.5 r/min和250 r/min。250 r/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴III的125 r/min转速也能传递全部功率，即。2、 轴II可按传动副b推得：3、 轴I可按传动副

14、a推得，3、 各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也中需要确定最小齿轮的计算转速。1、传动组c中的最小齿轮是Z=22，该齿轮使主轴获得6级转速31.5 r/min，45 r/min，63 r/min，90r/min，125r/min，180 r/min，主轴计算转速是90r/min，故该齿轮在355 r/min时应传递全部功率,是计算速度；2、同理传动组b中可得，轴IIIII间最小齿轮Z=18的计算转速为500 r/min。3、同理传动组a中可得，轴III间最小齿轮Z=35的计算转速为710 r/min。2.2.2 传动轴直径的初定 一、传动轴直径按扭转刚

15、度进行估算 式中 K键槽系数； A系数； P电动机额定功率(Kw)；P=5.5Kw 从电动机到计算轴的传动效率；（轴承上的效率不计） 传动轴的计算转速(r/min)。 一般传动轴的每米长允许扭转角取=(0.51.0)/m，要求高的轴取=(0.250.5)/m，要求较低的轴取=(12)/m。由金属切削机床课程设计指导书表1，得花键轴由表查 取K=1.07 ，A=92直齿传动效率取7级精度，取0.98；V带传动效率，取0.97。I轴： 取30mmII轴： 取35mmIII轴： 取45mm二、主轴尺寸计算1、主轴轴径：根据电动机功率为P=5.5Kw，最大加工直径为400 mm，由图3-12和表3-1

16、，初选主轴前轴颈直径D1=90mm主轴后轴颈直径 取普通车床孔径d，对于中型车床主轴，后轴颈直径与孔径差不小于2025mm,主轴尾端最薄处的直径差不小于1015mm，为了直径不过小，取d=50mm。主轴外径，取。2、 主轴前段悬伸量a 主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量a与前支承中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬伸量a，以利于提高主轴组件

17、的刚度。根据结构类型,定悬伸长度a=100mm。 2.2.3齿轮模数的初步计算一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算， (mm)式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 （mm） 驱动电动机功率 （Kw） 计算齿轮的计算转速 （r/min） 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 u1，外啮合取“+” 小齿轮齿数 齿宽系数，=（B为齿宽，m为模数），=610 许用接触应力 （）第一组齿轮和反转组齿轮材料选用40Cr，调质加表面淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，由式10-12和图10-21得 其它组齿轮材料选用20CrMnTi，渗碳淬火处理，工作年限为10

18、年，每天12小时，由式10-12和图10-21得f=HP=1325 Mpa（1）第一组齿轮中，取齿轮Z=35 mfI-II=16338*=2.34, 查表10-1圆整模数,mfI-II=3.0 （2）第二组齿轮中，取齿轮Z=18 mfII-III=16338*=2.44,圆整模数,取mfII-III=3.0 （3）第三组齿轮中，取齿轮Z=30 mfIII-IV=16338*=2.64, 圆整模数 ,取mfIII-IV=3.0（4）反转组齿轮中，取齿轮Z=22 mf反 =16338*=3.08, 圆整模数 ,取mf反=4.02.2.4计算各齿轮的参数1、由机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆

19、齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 2、 齿宽：B=(610)m，对于啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生的轴向错位时导致啮合齿轮减小而增大齿轮的载荷，设计时，应主动轮比从动轮宽（510）mm。轴I：主动轮B=8*3=24mm轴II：主动轮B=8*3=24mm轴III：主动轮B=8*3=24mm第一组：m=3.0ZDdadfB42 126 132118.52442126 132 118.5183510511197.52449147 153139.518第二组：m=3.0ZDdadfB18546046.52472216222208.51845135141127.52445135141127.51

20、830909682.52460180186172.518 第三组：m=3.0ZDdadfB73219225217.52437111117109.51822667258.52488264250256.518反转组：m=4.0ZDdadfB2392100823232128136118322.2.5确定各轴间距 a= aI-II=126mm aII-III=135mm aIII-IV=165mm af反= =184m2.2.6三角胶带传动的计算和选定 V带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，机床中多用于电机输出轴的定比

21、传动。1、确定计算功率由机械设计表8-7查得 ，故2、选择带型根据计算功率和小带轮转速，由机械设计表8-8查得 V带采用普通A型3、确定带轮基准直径并验算带速V1) 初选小动轮基准直径，由机械设计表8-6和表8-8，应使初选主动轮基准直径2）从动轮基准直径2) 验算带的速度 35 m/s，所以合适。3) 计算大带轮的基准直径 ，并根据机械设计表8-8，取。 4、确定中心距a和的带的基准长度1） 根据，则,初定中心距2） 带所需的基准长度 由机械设计表8-2选带的基准长度3）实际中心距：中心距范围：5、验算主动轮上的包角包角,主动轮上的包角合适。6计算带的根数Z1）计算V带的额定功率。由,查机械

22、设计表8-4a，得根据和A型V带 ，查机械设计表8-4b得查表8-5得，由机械设计表8-2得，于是2） 计算V带的根数Z。，取4根。7、计算单根V带的初拉力的最小值查机械设计表8-3得A型带单位长度质量，所以应使，对于运转的V带取8、计算压轴力压轴力9、 带轮结构设计常用的带材料为HT150或HT200。转速较高是可以采用铸钢或用钢板冲压焊接而成。V带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮时，采用实心式结构，当时，可采用腹板式；当，同时，可采用孔板式；当时，可采用轮辐式。由带轮采用腹板式结构。本设计中带轮与羊角处选用的是深沟球轴承6210，由机械设计课程设计表15-2，得：带轮宽度：由于2.2.7

23、多片摩擦离合器计算一、根据要求选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，根据机械设计手册（单行本）轴及其联接表5-3-20。1、 计算转矩：，根据表5-3-21，取金属切削机床摩擦工作储备系数需要传递的转矩：则2、 摩擦盘工作面的平均直径：3、 摩擦工作面的外径：4、 摩擦工作面的内径：5、 摩擦片宽度6、 摩擦面对数摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，因为安装在箱内所以为湿式摩擦离合器。查表5-3-17，得摩擦因数许用压强则圆整取m=6，则z=7，7、 摩擦片脱开是所需间隙因为采用湿式8、 许用传递转矩：摩擦面平均圆周速度，根据表5-3-22，得取摩擦片修正系数，圆周速度修正系数，结合次数修正系

24、数9、 压紧力：10、 摩擦压强： 二、反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率一般为额定功率的2040%，取，。计算反转静扭矩为，代入公式计算出圆整取偶数，。 2.3 传动零件的验算2.3.1直齿圆柱齿轮应力的校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是I轴齿数35，II轴齿数18，III轴齿数22这三个齿。 接触应力验算公式为： 弯曲应力验算公式为： N传递的额定功率（Kw）N=； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； 齿向载荷分布系数； -动载

25、荷系数；-工况系数；-寿命系数； Y齿形系数； Z小齿轮齿数； m初算的齿轮模数；B齿宽； 1、I轴齿数35的齿轮，模数为3，齿轮的应力： B=（68）m,取B=20由机械设计表10-4，图10-8，表10-3，表10-2，图10-19，图10-19；分别查得由金属切削机床课程设计指导书表2，取Y=0.462（1） 接触应力：（2） 弯曲应力：由机械设计表10-1，40Cr（渗碳）大齿轮小齿轮硬度为50HRC 由机械设计图10-21e，得接触疲劳强度极限；由图10-21d，得弯曲疲劳强度极限。，符合要求。2、轴II齿数为18的齿轮，模数为3 根据上一步骤分别查得（1） 接触应力：（2） 弯曲应

26、力：查机械设计表10-1,齿轮的材产选20CrMnTi，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC由机械设计图10-21e，得接触疲劳强度极限；由图10-21d，得弯曲疲劳强度极限。，符合要求。3、轴II齿数为22的齿轮，模数为3 根据上一步骤分别查得（3） 接触应力：（4） 弯曲应力：查机械设计表10-1,齿轮的材产选20CrMnTi，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC由机械设计图10-21e，得接触疲劳强度极限；由图10-21d，得弯曲疲劳强度极限。，符合要求。2.3.2主轴的弯曲刚度验算一、主轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿

27、圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角，齿面摩擦角时则： 式中 N 该齿轮传递的全功率（Kw） m、z 该齿轮的模数（mm）、齿数 n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min） 其中 Z=88,m=3, 故二、验算两支承主轴的弯曲变形一般最佳跨距L=（23）a=100300mm。考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距L大一些，再考虑到结构需要，这里取L=500mm。由机械设计手册（单行本）轴及其联接圆柱滚子轴承处偏转角 圆锥滚子轴承处偏转角在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为：式中 两支承间的跨距（mm） D 该轴的平均直径（mm）， 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm）由

28、展开图可知，=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=80.0mm 则 ，同时均小于, 即主轴设计满足要求2.3.3主轴组件的静刚度验算1、 求两支承主轴组件的最佳支承主轴前轴颈直径D1=90 mm,主轴前端悬伸量a=100 mm主轴前轴承取后轴承刚度取材料的弹性模量轴惯性矩则a= 1.564所以得：则,所以可知主轴跨距在合理的跨距范围内。2、 计算条件的确定1、切削力的确定 最大圆周切削力 式中 电动机额定功率（Kw）， 主轴的计算转速（r/min）， 计算直径，车床，为最大加工直径（mm） ，取 主传动系统总效率，则2、 切削力作用点设切削力P的作用点到主轴前支承的距

29、离为s，则 s=c+w (mm)式中 c 主轴前端的悬伸长度 w 对于普通车床 w=0.4H，H为车床中心高则 s=100+0.4200=180mm三、两支承主轴组件的静刚度验算 1、 计算主轴组件前端挠度（1）计算切削力P作用在s点引起主轴前端c点的挠度 = （2）计算力偶M作用在主轴前端c点产生的挠度 （3）计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=70mm = （4）求主轴前端c点的综合挠度切削合力P与水平坐标y轴的逆时夹角。驱动力Q与水平坐标y轴的逆时夹角主轴前端c点有力偶M作用下，变形后所在的象限角水平坐标y轴上的分量代数和为： 则： 垂

30、直坐标轴上的分量代数和为：则：综合挠度：综合挠度方向角：，故主轴设计符合要求。2.3.4滚动轴承的验算I轴选用的是角接触轴承7206 其基本额定负荷为C=23.0KN由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对I轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径：d=35*3mm=105mm 轴传递的转矩 ：齿轮受力： 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 ， 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表13-6，取载荷系数，则有：因为，所以按的受力大小计算： 故该轴承能满足要求。 第三章 结构设计及说明3.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主

31、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。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。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

32、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。3.2展开图及其布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。I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，负责齿轮无法加工。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

33、，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，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，是制动尺寸增大。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。3.3 I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的拉力（采用卸荷装置）。I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I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是

34、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。实现政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，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：(一) 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德两个自由度，起了定位作用。(二) 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。(三) 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。I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