MKZ84125軋輥磨床軸承箱體翻轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計【含CAD圖紙】

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Its grinding accuracy and efficiency directly affect the quality of steel rolling and its production efficiency. Its role is to grind the various properties of steel and sheet metals, it mainly used in steel, aluminum foil, paper industry and etc. However, during the process of grinding, the bearing boxes of both sides will interfere with the wheel frame, and loading and unloading the bearing boxes frequently will make the process more complicated, so I designed the box turnover mechanism, it can let the workpiece rotate 90 degrees. Designing the box turnover mechanism, it consists of its working principle, the composition of each part of machine tool, its operating requirements and methods and providing an overview of technical requirements of the box turnover mechanism. Whats more, I also designed the box turnover mechanism of MKZ84125 rolling grinder. It involves the choice of the Act, the determination of motors and the selection of worms, each shaft and gears. In addition, I draw the assembly chart of machine, the general assembly chart of the box turnover mechanism and the parts diagram of some important parts. The main features of designing process are adopting the three-phase asynchronous motor to drive the worms and using the two-stage gears to drive to reach the effect which let the workpiece rotate 90 degrees. It will convenient the process. The structure of the box turnover mechanism is simple and compact. It can operate simply, maintain easily and the workpiece is efficient. Key words: box turnover mechanism; three-phase asynchronous motor; worms; stage gears目 錄摘 要IIIABSTRACTIV目 錄V1 緒論11.1 立題依據(jù)11.2 翻箱機構(gòu)的研究現(xiàn)狀12 MKZ84125機床總體設(shè)計42.1 機床的技術(shù)參數(shù)42.2 機床總體布局設(shè)計42.2.1 布局方案的選擇42.2.2 各部件的布局52.3 機床各部件的方案介紹52.3.1 床身52.3.2 頭架62.3.3 尾架62.3.4 砂輪主軸系統(tǒng)72.3.5 砂輪架72.3.6 供油系統(tǒng)72.3.7 中心架82.3.8 CNC測量系統(tǒng)83 軸承箱體翻轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計93.1 設(shè)計的基本參數(shù)93.2 翻箱方案的選擇93.3 翻箱機構(gòu)的總體設(shè)計93.4 電動機的選擇103.4.1 選擇電動機類型103.4.2 選擇電動機的容量103.4.3 電動機轉(zhuǎn)速的確定113.5 總傳動比和分配各級傳動比的計算123.6 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算123.6.1 各軸轉(zhuǎn)速123.6.2 各軸功率123.6.3 各軸轉(zhuǎn)矩123.7 傳動零件的設(shè)計計算133.7.1 聯(lián)軸器的類型的選擇133.7.2 蝸桿傳動的設(shè)計133.7.3 第一級齒輪傳動的設(shè)計163.7.4 第二級齒輪傳動的設(shè)計193.8 翻箱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計213.8.1 軸1的結(jié)構(gòu)設(shè)計213.8.2 軸2的結(jié)構(gòu)設(shè)計223.8.3 軸3的結(jié)構(gòu)設(shè)計233.8.4 翻箱機構(gòu)其余部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計244 軸的校核264.1 軸1的校核264.2 軸2的校核284.3 軸3的校核305 結(jié)論與展望335.1 結(jié)論335.2 不足之處及未來展望33致謝34參考文獻35VMKZ84125軋輥磨床軸承箱體翻轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計1 緒論1.1 立題依據(jù)該課題來自于無錫上機磨床有限公司的生產(chǎn)實際。MKZ84125軋輥磨床它的磨削機理具有一般大型外圓磨床特點，但又不同于一般的外圓磨床的運動復(fù)雜得多，除砂輪與工件輥作相對回轉(zhuǎn)運動外，還要求砂輪、工件二者作相對縱向運動的同時，作一定的徑向相對位移，而且這個徑向位移是不同于磨削錐度的復(fù)合運動。因此，它的傳動機構(gòu)比較復(fù)雜，機床工作精度要求也較高。工作輥是在造紙廠和軋鋼廠的生產(chǎn)中用來軋制紙張和鋼板的重要部件。其工作情況如圖1.1所示。圖1.1 軋輥磨床工作輥工作示意圖由于工作輥在使用過程中磨損較快，平均兩到三個小時就要進行修整磨削，否則將達不到所要求的加工精度。自動數(shù)控軋輥磨床在磨削工作輥的過程中，兩端的軸承箱體會與砂輪架發(fā)生干涉，從而影響加工精度，而頻繁的裝卸軸承箱體則會使加工過程變得繁瑣?，F(xiàn)在有客戶提出希望上機磨床有限公司在設(shè)計軋輥磨床的同時能配上在線翻箱機構(gòu)，在磨削工作輥時將軸承箱體翻轉(zhuǎn)90，既避免了在加工過程中軸承箱體和砂輪架干涉，又保證了加工的效率。本課題在進行MKZ84125自動數(shù)控軋輥磨床整體設(shè)計的基礎(chǔ)上，根據(jù)上機磨床廠給定的關(guān)于機床的尺寸參數(shù)，翻箱動作的具體要求以及大連重工集團有限公司設(shè)計的待加工工作輥的相關(guān)資料，對在MKZ84125自動數(shù)控軋輥磨床上使用的翻箱機構(gòu)進行設(shè)計，解決上機磨床廠和其客戶在生產(chǎn)實際中的問題。1.2 翻箱機構(gòu)的研究現(xiàn)狀軋輥磨床上的翻箱機構(gòu)設(shè)計是一個較新的課題。目前國內(nèi)外關(guān)于這方面的研究均較少?，F(xiàn)在有兩種翻箱機構(gòu)，連桿翻箱機構(gòu)和齒輪翻箱機構(gòu)。連桿翻箱機構(gòu)的構(gòu)造如圖1.2所示輥軸軸承翻箱機構(gòu)。圖1.2 連桿翻箱機構(gòu)其特征包括機架1，擺動油缸2，油缸2的活塞桿連接擺桿3，擺桿3通過擺桿4的連接擺桿7，擺桿7連接托塊6，擺桿3通過擺桿4連接構(gòu)件9，構(gòu)件9連接構(gòu)件10,構(gòu)件10安裝于機架1，構(gòu)件9連接托塊6，構(gòu)件9、擺桿4、構(gòu)件10、機架1和擺桿4、擺桿7、托塊6、構(gòu)件9分別構(gòu)成四連桿。5為軸承箱，8為工件床身。其工作原理為油缸2活塞桿推動擺桿3旋轉(zhuǎn)，擺桿3以轉(zhuǎn)軸11為支點帶動擺桿4轉(zhuǎn)動，與此同時，與擺桿4連接的構(gòu)件9以及構(gòu)件7一起轉(zhuǎn)動，構(gòu)件9、擺桿4、油缸2、機架1構(gòu)成以機架以機架1為基體的四連桿，擺桿4、擺桿7、托塊6、構(gòu)件9構(gòu)成以構(gòu)件9為基體的四連桿，兩個四連桿同時運動，實現(xiàn)對托塊6以及安裝于托塊6上的軸承箱5的翻轉(zhuǎn)。通過該翻轉(zhuǎn)機構(gòu)可以方便、快捷的實現(xiàn)對軸承箱的翻轉(zhuǎn)，確保磨床對輥軸凸、凹工作面的磨削1。齒輪翻箱機構(gòu)的實例為如圖1.3所示的焊接變位機。圖1.3 焊接變位機焊接變位機作為焊接輔助設(shè)備，與焊接操作機、焊接滾輪架并稱為焊接輔助設(shè)備中三大機。目前我國的焊接變位機制造已經(jīng)日趨完善，使用范圍也變得很廣。然而由于現(xiàn)在焊接變位機的功能很完善，因此各企業(yè)和個人對其的發(fā)展非常看好。焊接變位機的構(gòu)成與應(yīng)用主要是通過工作臺的升降、回轉(zhuǎn)、翻轉(zhuǎn)等運動使工件處于最佳焊接位置，有側(cè)翻式、頭尾式、升降式及雙回轉(zhuǎn)等多種結(jié)構(gòu)形式?？膳c焊接操作架等配套組成自動焊接專機，還可與機器人等配套實現(xiàn)自動化焊接。同時可根據(jù)用戶的工件和工藝要求，設(shè)計定制各種特制焊接變位機。然而焊接變位機的結(jié)構(gòu)也有多種，一是單回轉(zhuǎn)式，使用比較廣，為了適應(yīng)不同工件裝夾需要，還有三種基本型式，立式、臥式和雙座式。雙座還分尾架固定和尾架移動兩種型式。還有一種是雙回轉(zhuǎn)式，這主要是為了適應(yīng)不同工件裝夾需要和考慮結(jié)構(gòu)受力合理，也設(shè)計有三種基本型式，L型、C型、H型。最后一種是傾翻-回轉(zhuǎn)式，其也有不同的結(jié)構(gòu)設(shè)計。關(guān)于焊接變位機的功能設(shè)計主要可從四個方面來解釋：（1）普通型：回轉(zhuǎn)運動為定速傳動；（2）調(diào)速型：至少有一個回轉(zhuǎn)運動設(shè)計為變速傳動；（3）聯(lián)控型：除具有調(diào)速功能外，采用PLC和微機控制，使多機和多自由度聯(lián)動工作；（4）機器人配套型：作為機器人外部軸使用或參加焊接；或僅做工位變換，不參加焊接。2 MKZ84125機床總體設(shè)計2.1 機床的技術(shù)參數(shù)最大磨削直徑：1250mm最大磨削長度：7500mm工件最大重量：25/35噸2.2 機床總體布局設(shè)計2.2.1 布局方案的選擇由于機床的總體布局關(guān)系著機床的性能，質(zhì)量和整體的合理性，所以決定機床的布局時應(yīng)注意以下幾個方面：（1）保證機床具有與所要求的加工精度相適應(yīng)的剛度和抗振性。支撐部件應(yīng)力求有足夠的剛度，運動部件在不影響本身剛度的條件下，應(yīng)盡可能的做到體積小，重量輕。（2）機床的布局應(yīng)盡量使傳動鏈較短，以簡化結(jié)構(gòu)，提高傳動精度和效率，減少功率損失和發(fā)熱量，降低制造成本。一般有兩種形式：臥式和立式。加工圓柱形工件的車床，內(nèi)外圓磨床、螺紋磨床以及各種專門化的磨床布局，大都是臥式的。行星式內(nèi)圓磨床，加工工件孔的鉆床等是立式的。由于軋輥磨床是加工圓柱形工件的專門化機床，所以選擇臥式的布局形式。（3）機床操作與調(diào)整要簡單，裝拆與維修要方便，排屑與冷卻要流暢，連鎖與防護要安全可靠。在考慮機床布局時必須重視減輕工人勞動強度，改善勞動條件和勞動環(huán)境，如操作手柄位置高低適當，盡量集中，應(yīng)考慮吸塵、冷卻液的過濾和調(diào)換方便等問題。（4）機床的外型輪廓應(yīng)美觀，協(xié)調(diào)大方。機床總體布局設(shè)計的一般步驟是，先根據(jù)工藝分析分配機床部件的運動，選擇傳動形式和支承形式，從磨床的運動布局來看，有以下兩種方案： 方案一：工件在工作臺上作縱向往復(fù)運動該方案對于重量較大的工件，作縱向往復(fù)運動容易使床身變形，降低動態(tài)剛度，直接影響了工件的加工精度。在這種方案下工件床身的長度為： （1.1）式（1.1）說明了往復(fù)運動時床身長度與頭架、尾架、工件之間的關(guān)系。對于所要加工長度較短工件的機床，按此種方案設(shè)計。方案二：砂輪架隨拖板作縱向往復(fù)運動。該方案中工件不需要做往復(fù)運動。工件床身的長度為： （1.2）式（1.2）說明了不做往復(fù)運動時床身長度與頭架、尾架、工件之間的關(guān)系。按此種方案設(shè)計，工件床身的長度可以比第一種方案短一個工件的長度，當工件越長，這個效果越顯著，能有效的減少機床長度。這種方案也存在一些缺點，由于砂輪床身面積加大，相應(yīng)的增加了床身的重量，縱向和橫向進給運動的關(guān)系也相對復(fù)雜了2。由于MKZ84125的最大磨削重量在25/35t，磨削工件最大長度為7500mm，是磨削工件重量較大，長度較長的情況，所以選方案二：砂輪架隨拖板作縱向往復(fù)運動。2.2.2 各部件的布局一臺數(shù)控自動化軋輥磨床一般由砂輪床身、工件床身、砂輪架、頭架、中心架、尾架、CNC測量系統(tǒng)、供油系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)等組成?，F(xiàn)對各部件的布局設(shè)計如下：本機床工件床身與砂輪架床身采用分體結(jié)構(gòu)，減少因工件重量引起的加工精度變化。砂輪主軸采用高精度動靜壓軸承（徑向和軸向），主軸精度高，剛度大。砂輪床身配備伸縮式不銹鋼防護罩，保證永不生銹。根據(jù)所需要磨削的工件的尺寸可確定砂輪架的行程和極限位置，同時結(jié)合砂輪架的尺寸，從而可確定砂輪床身的長度和防護罩的長度。根據(jù)砂輪需要實現(xiàn)的橫向進給，可確定出砂輪床身的寬度和防護罩的寬度。工件床身的長度確定，需要在磨床的最長磨削長度的前提下，考慮到工件床身上布置的頭架、尾架、中心架、軟著陸機構(gòu)、翻箱機構(gòu)等的尺寸和安裝位置，會比工件的最大磨削長度長一定的尺寸。砂輪架、頭架、中心架、尾架和翻箱機構(gòu)在床身上的布置位置如圖2.1所示。圖2.1 機床整體布局圖為方便進行操作和測量，CNC測量系統(tǒng)布置于砂輪架的上方，可沿導(dǎo)軌進行運動。托瓦潤滑油箱、磨頭潤滑油箱、動力油箱、油溫控制器和冷卻水箱等集中布置在床身的尾架側(cè)。為了機床整體布局的整潔美觀和使用方便，各根油管、水管均由床身下方的拖鏈集中連接到所需位置。機床整體布局的結(jié)構(gòu)如圖2.1所示，其中各個部分的名稱如下：1-尾架；2-翻箱機構(gòu)；3-砂輪架；4-中心架；5-頭架；6-防護罩；7-砂輪床身；8-冷卻水箱；9-潤滑油箱和油溫控制器；10-工件床身。2.3 機床各部件的方案介紹2.3.1 床身床身采用砂輪床身與工件床身分離的結(jié)構(gòu)。床身調(diào)整墊鐵間距短，剛性強，床身精度不易變化。砂輪床身配備的伸縮式不銹鋼防護罩保證永不生銹，安裝在砂輪床身內(nèi)的精密滾珠絲桿，用于驅(qū)動大拖板(Z軸）2。床身如圖2.2所示。圖2.2 床身2.3.2 頭架 頭架由直流電動機驅(qū)動，通過皮帶傳動，由偏心套及擺桿機構(gòu)調(diào)整皮帶松緊，由直流調(diào)速裝置無級調(diào)速。頭架潤滑系統(tǒng)選用了油脂泵，可實現(xiàn)自動定時給油。當磨削超過25噸重的工件時，頭架部份裝輔助啟動裝置，能保證迅速達到預(yù)定轉(zhuǎn)速。頭架如圖2.3所示。圖2.3 頭架2.3.3 尾架尾架采用二層結(jié)構(gòu)，整個部件剛度要高。其移動采用電動驅(qū)動方式，液壓自動鎖緊。尾架配備大行程液壓套筒，頂緊力可由傳感器測定后數(shù)碼顯示。尾架示意圖如圖2.4所示。圖2.4 尾架2.3.4 砂輪主軸系統(tǒng)砂輪主軸前后徑后軸承均采用高精度動靜壓軸承，主軸軸向采用高精度推力軸承。另外，在后軸承設(shè)計中增強了工作腔動靜壓軸承的靜態(tài)壓力效果，以克服較大皮帶拉力對軸瓦造成的損傷。主軸動靜壓軸承具有回轉(zhuǎn)精度高，穩(wěn)定性好，動態(tài)剛性強，不易振動等特點。2.3.5 砂輪架砂輪架采用大偏心套和動靜壓軸承結(jié)構(gòu)，導(dǎo)軌采用封閉式貼塑靜壓導(dǎo)軌，主軸為分體式氮化砂輪主軸，吸振能力強。砂輪主軸由直流電機驅(qū)動、數(shù)字式調(diào)速系統(tǒng)無級調(diào)速、帶傳動。主軸軸承采用動靜壓軸承，皮帶拉力和砂輪切削力均作用在軸承中心，使主軸產(chǎn)生最小的撓度，剛度特別強，可適合于重負荷，高效率粗磨和高精度、高光潔度精磨。磨頭主軸中間裝有砂輪自動平衡裝置，能自動平衡砂輪3。砂輪架示意圖如圖2.5所示圖2.5 砂輪架2.3.6 供油系統(tǒng)該系統(tǒng)由3個潤滑油箱和一個油溫控制箱組成。主要泵閥都選用德國力士樂公司的產(chǎn)品。供油系統(tǒng)示意圖如圖2.6所示。圖2.6 供油系統(tǒng)2.3.7 中心架中心架有頭架側(cè)中心架和尾架側(cè)中心架。中心架與自動測量裝置一起能校準工件軸線與床身導(dǎo)軌平行。托瓦伸縮有手動或自動調(diào)整兩種配置形式。中心架的示意圖如圖2.7所示。圖2.7 中心架2.3.8 CNC測量系統(tǒng)CNC測量系統(tǒng)用于測量工件圓度、同軸度、輥形誤差、工件直徑。與中心架配合，可用來校準工件軸線與砂輪床身導(dǎo)軌的平行度，測量可在磨前、磨后和磨削中進行，測量結(jié)果在顯示屏上顯示，可直接打印。CNC測量系統(tǒng)的示意圖如圖2.8所示圖2.8 CNC測量系統(tǒng)3 軸承箱體翻轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計3.1 設(shè)計的基本參數(shù)軸承箱體重量：1000kg軸承箱體重心偏離輥子回轉(zhuǎn)中心偏心距：0.7m滿足軸承箱體不干涉所需翻轉(zhuǎn)角度：90左右翻轉(zhuǎn)90所需時間：15s-20s工作時間：15年 每年工作300天：每天磨10根工作輥3.2 翻箱方案的選擇第一種方案：采用平面連桿機構(gòu)。連桿機構(gòu)的運動副一般均為低副，其運動副元素為面接觸、壓力較小、承載能力較大，潤滑好，磨損小，加工制造容易。連桿機構(gòu)可通過設(shè)計滿足不同的運動規(guī)律和不同形狀的運動軌跡，但設(shè)計過程比較繁瑣。連桿機構(gòu)的傳動路線較長，容易產(chǎn)生較大的累積誤差，同時也使機械效率降低。在連桿機構(gòu)的運動中，連桿和滑塊所產(chǎn)生慣性力難以用一般的平衡方法加以消除，因而連桿機構(gòu)不宜用于高速運動，如果在本課題的翻箱機構(gòu)中使用將需要選擇減速機或者進行減速器的設(shè)計4。第二種方案：采用齒輪機構(gòu)。齒輪機構(gòu)依靠齒輪齒廓直接接觸來傳遞空間兩軸間的運動和動力。傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小，工作可靠、壽命長，傳動比穩(wěn)定。但齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合5。本課題的翻箱機構(gòu)是安裝在機床工件床身的導(dǎo)軌上的，由于安裝尺寸的限制，翻箱機構(gòu)體積不宜過大，并且方案一已經(jīng)申請了專利，故此我們選擇第二種方案，采用齒輪機構(gòu)進行翻箱。3.3 翻箱機構(gòu)的總體設(shè)計在MKZ84125軋輥磨床磨削工件的過程以及該過程中翻箱機構(gòu)所實現(xiàn)的工作動作如下：工件床身上的軟著陸機構(gòu)升起，工件由起吊裝置放置于軟著陸機構(gòu)上，軟著陸機構(gòu)下降，翻箱機構(gòu)將軸承箱體翻轉(zhuǎn)90，托起軸承箱體的油缸升起，頭尾架各部分運動到預(yù)定位置，正式開始磨削工件，磨削停止后頭架尾架各部分退回到預(yù)定位置，托起軸承箱體的油缸下降到起始位置，翻箱機構(gòu)將軸承箱體回轉(zhuǎn)90，回到自然位置，工件被吊起。根據(jù)上述要求，翻箱機構(gòu)工作時開關(guān)控制如下：當按下正轉(zhuǎn)啟動按鈕，將軸承箱體由自然位置翻轉(zhuǎn)90，到位以后觸發(fā)行程開關(guān)，停止翻轉(zhuǎn)。當按下反轉(zhuǎn)的啟動按鈕，軸承箱體將被回轉(zhuǎn)到自然位置，到位后觸發(fā)行程開關(guān)，停止翻轉(zhuǎn)6。翻箱機構(gòu)采用電動機帶動齒輪傳動。由于在運動過程中需要滿足電動機停止運動則翻箱機構(gòu)也需停止運動，所以傳動需要滿足自鎖，故此處使用滿足自鎖條件的蝸輪蝸桿機構(gòu)。由于蝸桿傳動在高速級時傳動效率較高，因此此處設(shè)計為使用聯(lián)軸器聯(lián)接電動機和蝸輪蝸桿。根據(jù)給定的機床工件床身的寬度確定出翻箱機構(gòu)的寬度在1500mm左右，翻轉(zhuǎn)導(dǎo)軌的半徑在700mm750mm。初步確定傳動方按如圖3.1所示，蝸桿傳動中采用蝸桿下置的方式，蝸桿在圖中略去未畫：圖3.1 傳動方案 由于齒輪3上需要設(shè)置翻轉(zhuǎn)機架，且考慮到和工件的干涉等因素，齒輪3沒有安裝在軸上，而是依靠機架上的導(dǎo)軌進行轉(zhuǎn)動。由于齒輪1和齒輪3各自的半徑和它們之間的中心距需要同時滿足翻箱機構(gòu)的尺寸限定和與齒輪3固連的翻轉(zhuǎn)的機架的轉(zhuǎn)速限定，所以應(yīng)考慮設(shè)置齒輪2，齒輪2用于配湊齒輪1和齒輪3的中心距。3.4 電動機的選擇3.4.1 選擇電動機類型選擇電動機類型時，首先考慮的是由電動機的性能應(yīng)滿足翻箱機構(gòu)的負載要求，如啟動性能，正反運轉(zhuǎn)，調(diào)速性能，過載能力等。在這個條件下，優(yōu)先選擇結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、維護方便、價格便宜的電動機。在沒有特殊要的情況下，均應(yīng)選擇交流電動機。故此處選擇Y系列三相異步電動機。該電機適用于不易燃，不易爆、無腐蝕性氣體的場合，適用于無特殊要求的機械上，如機床、泵、風(fēng)機等7。3.4.2 選擇電動機的容量由于標準電動機的容量由額定功率表示，并且所選電機的功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的功率。翻箱機構(gòu)所需功率應(yīng)由其工作阻力和運動參數(shù)求得8，即： （3.1）式（3.1）說明了功率和阻力矩和轉(zhuǎn)速的關(guān)系。式中：T翻箱機構(gòu)的阻力矩（Nm）； 翻轉(zhuǎn)機架的轉(zhuǎn)速(r/min)； 翻轉(zhuǎn)機架的效率，取為0.98。 從軸承箱體自然位置翻轉(zhuǎn)到90的過程中，翻箱機構(gòu)的阻力矩不斷增大，翻轉(zhuǎn)到90位置時，阻力矩達到最大值， （3.2）式（3.2）說明了質(zhì)量和偏離距離的關(guān)系。式中：M軸承箱體的質(zhì)量(kg)； g重力加速度()； S軸承箱體偏心距(m)。取安全系數(shù)S=1.2時，則： 將翻轉(zhuǎn)90所需要的時間暫取為18s，則翻轉(zhuǎn)機架的轉(zhuǎn)速：因此：由于所需電動機功率為： (3.3)式（3.3）說明了功率和總效率之間的關(guān)系。式中：電動機至翻箱機架之間傳動裝置的總效率。查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 P3 表1-7，得到各機械傳動副效率的概略值如下9：彈性聯(lián)軸器滾動軸承（一對）單頭蝸桿圓柱齒輪傳動齒輪3與導(dǎo)軌間摩擦的效率?。嚎傂蕿椋?故：所以將電動機的額定功率取為P=1.5KW。3.4.3 電動機轉(zhuǎn)速的確定按照翻箱機構(gòu)轉(zhuǎn)速要求和傳動機構(gòu)的合理傳動比范圍，可以推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。對Y系列電動機，通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機，如無特殊需要，不選用低于750r/min的電動機。同時考慮到翻箱機構(gòu)需要安裝在機床的工件床身導(dǎo)軌上且有尺寸的限制，故電動機的重量和尺寸不宜太大10。此處選擇電動機的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。根據(jù)以上數(shù)據(jù)，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P155 表12-1，得到電機的選擇情況如下9：表3-1 電機參數(shù)電動機型號額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y90L-41.514002.22.2同步轉(zhuǎn)速1500r/min，4極，質(zhì)量27kg。3.5 總傳動比和分配各級傳動比的計算傳動裝置的總傳動比應(yīng)為： （3.4）式（3.4）說明了傳動比與轉(zhuǎn)速的關(guān)系。式中：電動機滿載轉(zhuǎn)速(r/min)。查機械設(shè)計P242 表11-2，按照蝸桿傳動滿足自鎖條件選取蝸桿傳動的傳動比為=628。初步確定的翻箱機構(gòu)的寬度尺寸和導(dǎo)軌部分的半徑范圍，取齒輪1和齒輪2之間的傳動按比=5.569，齒輪2和齒輪3之間的傳動比=4.682。在分配各級傳動比后計算此時的總傳動比：誤差在允許的范圍內(nèi)。3.6 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算從電動機到翻轉(zhuǎn)機架一共有3根軸，其轉(zhuǎn)速分別設(shè)為、和，齒輪3的轉(zhuǎn)速設(shè)為。3.6.1 各軸轉(zhuǎn)速3.6.2 各軸功率 3.6.3 各軸轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩：則各軸的輸入轉(zhuǎn)矩為：3.7 傳動零件的設(shè)計計算3.7.1 聯(lián)軸器的類型的選擇電動機軸與蝸桿軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小扎慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器，同時應(yīng)注意聯(lián)軸器軸孔的尺寸范圍是否與所連接軸的直徑大小相應(yīng)。此處選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，該聯(lián)軸器具有良好的綜合性能，廣泛適用于一般的中小功率傳動10。3.7.2 蝸桿傳動的設(shè)計（1）選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）（2）選擇材料 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼。因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用HT100制造5。（3）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 根據(jù)設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度，由機械設(shè)計P251 式（11-12），傳動中心距8： （3.5）式（3.5）說明了中心距和接觸應(yīng)力的的關(guān)系。1）確定載荷系數(shù) K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由機械設(shè)計 P250 表11-5選使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)8；則2）確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅和鋼蝸桿相配，故=160。3）確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從機械設(shè)計 P250 圖11-18中可查得=2.658。4）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度大于45HRC，查機械設(shè)計 P251 表11-7，得蝸輪的基本許用應(yīng)力8。壽命應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 壽命系數(shù)：則：5）計算中心距查機械設(shè)計P242表11-2，注意到滿足自鎖條件，取模數(shù)m=3.15，蝸桿分度圓直徑，由于此處的機體部分是自行設(shè)計的，對蝸桿傳動的中心距沒有具體的要求，所以在參照表11-2選取時將變位系數(shù)取為08，即這時。查機械設(shè)計P250 圖11-18得，有，驗算，此時應(yīng)該滿足8：易知以上結(jié)果可用。（5）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1）蝸桿分度圓導(dǎo)程角軸向齒距：直徑系數(shù)；齒頂圓直徑：蝸桿軸向齒厚：2）蝸輪蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)；驗算傳動比符合要求。蝸輪分度圓直徑：蝸輪喉圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸輪咽喉母圓半徑：（6）校核齒根彎曲疲勞強度： （3.6）式（3.6）為校核彎曲疲勞強度公式。當量齒數(shù)：根據(jù)，查機械設(shè)計P253 圖11-19得齒形系數(shù)為8，螺旋角系數(shù)：許用彎曲應(yīng)力：查機械設(shè)計P525 表11-8可得蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為8，壽命系數(shù)：則：故彎曲強度是滿足的。（7）精度等級公差的確定考慮到所是設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速裝置，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿蝸輪精度中選擇8級精度11。3.7.3 第一級齒輪傳動的設(shè)計按照傳動方案選用直尺圓柱齒輪傳動。查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P122表10-3，由于此處設(shè)計的齒輪傳動屬于機械制造業(yè)中不要求特別精度的齒輪，故選用8級精度9。選擇大小齒輪的材料均為40，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48-55HRC5。初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)為 為了使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)， 與一般應(yīng)為互質(zhì)數(shù)。故此處取。（1）按齒面接觸強度設(shè)計由機械設(shè)計P200 式（10-9）8 （3.7）式（3.7）說明了接觸強度與接觸疲勞許用應(yīng)力之間的關(guān)系。試選 載荷系數(shù)=1.3查機械設(shè)計P201 表10-7，由兩支承相對小齒輪做對稱布置，取齒寬系數(shù)8。查機械設(shè)計P198 表10-6得材料的彈性影響系數(shù) 8。查機械設(shè)計P207 圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =1100MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 8。由機械設(shè)計P202 式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為，小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：查機械設(shè)計P203 圖10-19 得接觸疲勞壽命系數(shù)8： 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則由機械設(shè)計P202 式10-12， 計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值： 計算圓周速度： 計算齒寬b：計算齒寬與齒高之比：計算載荷系數(shù) K，由，8級精度，查機械設(shè)計P192 圖10-8得動載系數(shù)。由直齒輪，假設(shè)，查機械設(shè)計P139 表10-3得：硬齒面齒輪，6級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，查機械設(shè)計P194 表10-4得，時：考慮此處設(shè)計的齒輪是8級精度，故取。由，查得。查機械設(shè)計P190 表10-2 ，由原動機為電動機，載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)得8。所以載荷系數(shù)： 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 計算模數(shù)：（2）按齒根彎曲強度設(shè)計 （3.8）式（3.7）說明了彎曲強度與彎曲疲勞許用應(yīng)力的關(guān)系。查機械設(shè)計P205 圖10-20d得齒輪的彎曲疲勞強度極限8。查機械設(shè)計P202 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；8。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則計算載荷系數(shù)：查取齒形系數(shù)，由機械設(shè)計P197 表10-5得齒形系數(shù)； 8。查機械設(shè)計P197 表10-5得應(yīng)力校正系數(shù)； 8。計算大、小齒輪的，并加以比較， 小齒輪的數(shù)值大。（3）設(shè)計計算由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)于齒數(shù)的乘積）有關(guān)，所以此處將模數(shù)圓整為m=3，此時有這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度。（4）幾何尺寸計算計算分度圓： 計算中心距： 計算齒輪寬度：為防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸象錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大齒輪的工作載荷，所以將小齒輪的齒寬在此基礎(chǔ)上加寬5mm，即取為，驗算：，合適3.7.4 第二級齒輪傳動的設(shè)計由漸開線直齒圓柱齒輪傳動的正確嚙合條件：兩齒輪的模數(shù)和壓力角必須分別相等。因為齒輪3是和齒輪2相嚙合的，故其模數(shù)m=3。精度等級同樣取為8級。為防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大齒輪的工作載荷，所以將齒輪3的齒寬在齒輪2的基礎(chǔ)上減小5mm,即取為這里將對齒輪2和齒輪3之間的齒輪傳動進行校核。由于齒輪3的尺寸較大，在齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計時將采用鑄造齒輪，所以材料選為ZG42SiMn，經(jīng)表面淬火，齒面硬度為45-53HRC5。由齒輪2齒數(shù)，則齒輪3的齒數(shù)為 將齒數(shù)圓整為。此時齒輪3的分度圓直徑，則導(dǎo)軌半徑的尺寸相比較之前的總體方按設(shè)計時較大?？紤]到設(shè)計所要求的翻轉(zhuǎn)支架翻轉(zhuǎn) 的時間可在一定的范圍內(nèi)調(diào)整，故可適當減小齒3的齒數(shù)。通過嘗試，取，此時齒輪3的分度圓直徑，相對之前整體方案設(shè)計時所確定的翻轉(zhuǎn)導(dǎo)軌的半徑在700mm750mm左右相適應(yīng)，且與為互質(zhì)數(shù)，可使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)。（1）按齒面接觸強度校核校核計算的公式為： （3.9）式（3.9）為接觸強度校核公式。其中，同上，取。計算：查機械設(shè)計P139 表10-3得：由硬齒面齒輪，6級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，查機械設(shè)計P194 表10-4得，時：考慮此處設(shè)計的齒輪是8級精度，故取。則：查機械設(shè)計P198 表10-6得材料的彈性影響系數(shù) ，則由機械設(shè)計P207 圖10-21e，按齒面硬度查得齒輪2的接觸疲勞強度極限，齒輪3 的接觸疲勞強度極限。由機械設(shè)計P202式10-13，計算應(yīng)力次數(shù)：查機械設(shè)計P203 圖10-19，得接觸疲勞壽命系數(shù) ：計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則由機械設(shè)計P202 式10-12， 取其中的較小值帶入校核計算公式知效驗滿足。 （2）按齒根彎曲疲勞強度進行校核：由，查機械設(shè)計P195 圖10-13得8，故：查取齒形系數(shù)，由機械設(shè)計P197 表10-5得齒形系數(shù) ；8。查機械設(shè)計P197 表10-5得應(yīng)力校正系數(shù)；8。查機械設(shè)計P205 圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；8。則：取彎曲疲勞安全系數(shù)；則 ；查機械設(shè)計P202 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；。所以：所以：故齒根彎曲疲勞強度效驗滿足。3.8 翻箱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計3.8.1 軸1的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于蝸桿螺旋部分的直徑不大，所以和軸設(shè)計成一個整體。根據(jù)已經(jīng)選定的蝸桿的材料，將軸的材料選為45鋼，調(diào)質(zhì)處理6。初步確定軸的最小直徑，查機械設(shè)計P362表15-13，取8，則 （3.10）式（3.10）說明了軸的最小直徑與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系。由于軸上開有兩個鍵槽，軸徑應(yīng)適當增加10%-15%，將取為13mm。查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P156表12-3，所選電動機的輸出軸直徑為9，根據(jù)已經(jīng)選定的聯(lián)軸器的類型，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P92表8-5，選擇聯(lián)軸器的型號為TL4彈性套柱銷聯(lián)軸器，聯(lián)軸器孔徑為,作為軸的最小直徑。由于軸1上的軸承需要同時承受軸向載荷和徑向載荷，此處選擇角接觸球軸承70000AC，極限轉(zhuǎn)速比高，能承受較大的軸向載荷。由于一個軸承只能承受單向的軸向力，所以選擇成對使用。為保證蝸桿部分有較好的剛度，這對角接觸球軸承采用面對面正裝。軸1如圖3.2所示位置放置時，從左到右依次主要布置的零件的定位方案為：聯(lián)軸器：軸向定位采用軸端擋圈和右側(cè)的軸肩，周向定位采用普通平鍵。軸承：軸向定位采用軸承端蓋和軸肩。風(fēng)扇：軸向定位采用軸端擋圈和左側(cè)的軸肩，周向定位采用普通平鍵。各軸段的長度和直徑根據(jù)其上選用的零件進行調(diào)整。軸1如圖3.2所示。 (a) (b)圖3.2 軸1的結(jié)構(gòu)3.8.2 軸2的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于齒輪1的直徑較小，所以和軸設(shè)計成一個整體。根據(jù)已經(jīng)選定的齒輪1的材料，將軸的材料選為40Cr5。初步確定軸的最小直徑，查機械設(shè)計P362表15-13，取=1108，則由于軸上開有1個鍵槽，軸徑應(yīng)適當增加5%-7%，將取為39.524mm。由于軸2上的軸承需要同時承受軸向載荷和徑向載荷，此處同樣選擇角接觸球軸承70000AC，極限轉(zhuǎn)速比高，能承受較大的軸向載荷。在設(shè)計齒輪傳動的過程中，為了配湊幾何尺寸等參數(shù)，將齒輪1的兩支承設(shè)計為對稱布置，故此處將一對角接觸球軸承對稱布置于齒輪1的兩側(cè)。同時為了保證蝸輪部分軸的剛度，在蝸輪的另一側(cè)布置一個深溝球軸承。根據(jù)裝配關(guān)系，該深溝球軸承的內(nèi)徑查手冊得出后作為軸2的最小直徑5。軸2如圖3.3所示位置放置時，從左到右依次主要布置的零件的定位方案為：深溝球軸承：軸向定位采用軸承端蓋和套筒。蝸輪：軸向定位采用套筒和右側(cè)的軸肩，周向定位采用普通平鍵。左側(cè)的角接觸球軸承：軸向定位采用箱體內(nèi)壁和右側(cè)的軸肩。右側(cè)的角接觸球軸承：軸向定位采用左側(cè)的軸肩和軸承端蓋。各軸段的長度和直徑根據(jù)其上選用的零件進行圓整。軸2如圖3.3所示。(a)(b)圖3.3 軸2的結(jié)構(gòu)3.8.3 軸3的結(jié)構(gòu)設(shè)計選軸3的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)。由于軸3上的齒輪是直齒圓柱齒輪，軸上的軸承基本只承受徑向載荷，此處同樣選擇深溝球軸承。深溝球軸承的內(nèi)徑查手冊得出后作為軸3的最小直徑。軸3如圖3.4所示位置放置時，從左到右依次主要布置的零件的定位方案為：左側(cè)的深溝球軸承：軸向定位采用軸承端蓋和套筒。齒輪2：軸向定位采用套筒和軸肩，周向定位采用普通平鍵。右側(cè)的深溝球軸承：軸向定位采用左側(cè)的軸肩和軸承端蓋。各軸段的長度和直徑根據(jù)其上選用的零件進行圓整，并在裝配圖設(shè)計環(huán)節(jié)中根據(jù)各軸的相互關(guān)系和尺寸調(diào)節(jié)。軸3的如圖3.4所示。(a)(b)圖3.4 軸3的結(jié)構(gòu)3.8.4 翻箱機構(gòu)其余部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計機體采用鑄造，由于有導(dǎo)軌要焊接于其上，故查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P24表2-5，機體的材料選擇為焊接性能好的ZG230-4509。為使整機的結(jié)構(gòu)緊湊，傳動部分沒有另外設(shè)置傳動箱體而是將各個部分都裝于統(tǒng)一的機體上。為方便齒輪3的安裝，在機體的圓弧側(cè)適當位置開槽。為方便蝸輪的裝配，在蝸輪上方的機體上開槽，再以蓋板密封，以上兩個結(jié)構(gòu)同時還有助于添加潤滑脂的操作。機體底座部分的結(jié)構(gòu)是根據(jù)工廠的機床工件床身導(dǎo)軌的尺寸和形式來設(shè)計的。機體與導(dǎo)軌的連接依靠T型槽螺母，故機體底座部分設(shè)置了4個T型槽螺栓孔。機體底座與導(dǎo)軌接觸部分受較大的集中載荷，此處設(shè)計了較厚的壁厚以保證局部剛度。其余部分采用間隔布置的肋板結(jié)構(gòu)，即有助于底座部分剛性的提高，同時又減輕了整體的重量，底座部分還設(shè)置了4個起吊螺栓孔。整個翻箱機構(gòu)在機床上的移動依靠底座上的一個齒輪和機床上導(dǎo)軌之間的齒條嚙合傳動來實現(xiàn)，擰動軸外伸的手柄可以實現(xiàn)該移動。翻轉(zhuǎn)機架部分是連接于齒輪3上的焊接部件。翻轉(zhuǎn)機架支撐部分沒有和其他的支撐板焊接，而是采用可拆的螺紋連接，目的是通過更換幾何尺寸不同的支撐部分，使所設(shè)計的翻箱機構(gòu)可以在適當?shù)姆秶鷥?nèi)實現(xiàn)對不同工件的翻轉(zhuǎn)。電動機的安裝是根據(jù)所選電動機的型號，蝸桿輸入軸的布置情況，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P156表12-3，得到電動機的各項具體安裝尺寸?？紤]到電動機如果安裝在機體的右側(cè)，可以使翻箱機構(gòu)的整體尺寸得到縮小，但是電動機在工作過程中會受到磨削液的影響，故單獨設(shè)置電動機支撐底板，將電動機安放在機體的左側(cè)。由于電動機輸出軸、蝸桿輸入軸及聯(lián)軸器均露在機體的外面，會導(dǎo)致不安全的情況，所以還需要在電動機外側(cè)加一個防護罩以起到保護的作用3。為方便安裝行程開關(guān)，在機體上設(shè)置了兩個行程開關(guān)座。行程開關(guān)座上有滑槽，可便于在一定范圍內(nèi)通過調(diào)節(jié)行程開關(guān)與機體的相對位置來調(diào)節(jié)翻轉(zhuǎn)機架工作過程中翻轉(zhuǎn)的角度。4 軸的校核4. 1 軸1的校核當不計摩擦力的影響時，蝸桿和蝸輪上各力的大小可按下列各式計算：式中：、蝸桿上所受的圓周力、徑向力和軸向力； 、蝸輪上所受的圓周力、徑向力和軸向力；其中，ZI蝸桿的法向壓力角為標準值，蝸輪的端面壓力角。軸1的受力分析如圖4.1所示。其中軸上角接觸球軸承的支反力作用點查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P70表6-6得9，從而根據(jù)設(shè)計的蝸桿軸的尺寸得到。圖4.1 軸1的校核在H面內(nèi)滿足： 由以上兩式解得：在V面內(nèi)滿足： 其中由以上四式解得： 從而可看出截面B是軸的危險截面。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，取=1，則軸的計算應(yīng)力當=1時，前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計P355表15-1 查得8。因此，故安全。4.2 軸2的校核由于在設(shè)計第一級傳動時為了使齒輪1和齒輪2的尺寸滿足翻箱機構(gòu)的整體要求，將齒輪1設(shè)置成了相對兩支承對稱布置，之后在結(jié)構(gòu)設(shè)計中為了保證蝸輪一端軸的剛度，再在蝸輪端增加了一個深溝球軸承，使軸2上布置有3個軸承，相當于一個靜不定梁。此處在進行軸2 的校核時將深溝球軸承的約束去掉，按照靜定梁的結(jié)構(gòu)進行校核。由材料力學(xué)的知識可知，靜不定結(jié)構(gòu)的內(nèi)力和變形都遠小于靜定結(jié)構(gòu)，故此處若按靜定結(jié)構(gòu)校核軸2滿足強度要求，則在靜不定結(jié)構(gòu)下軸2同樣滿足強度要求。其中軸上角接觸球軸承的支反力作用點查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P70表6-6得，從而根據(jù)設(shè)計的蝸桿軸的尺寸得到，。齒輪1上的受力分析，式中：、齒輪1上所受的圓周力和徑向力。根據(jù)設(shè)計出的軸2的結(jié)構(gòu)和軸2、軸3兩軸在空間中的布置位置，對軸2受力分析如圖4.2所示。圖4.2 軸2的校核在H面內(nèi)滿足：由此可以解出：=2256.003N則：在V面內(nèi)滿足：其中：由此可以解出：從而計算出：由H和V面內(nèi)的彎矩圖可知，截面C是危險截面。此時按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，取=1軸的計算應(yīng)力當時，前已選定軸的材料為40Cr， 由機械設(shè)計P355表15-1 查得8。因此，故安全。4.3 軸3的校核根據(jù)軸3的設(shè)計計算出，齒輪2上的受力分析：式中：、齒輪1上所受的圓周力和徑向力。、齒輪2上所受的圓周力和徑向力。若不計摩擦和傳動時的損耗，有式中：、齒輪3上所受的圓周力和徑向力。軸3的受力分析如圖4.3所示。圖4.3 軸3的校核