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带入各参数值计算，圆整结果为3，即需用3根胶带。 6） 确定初拉力F0和对轴的压力Q：
查《机床课程设计指导书》表15知，A型胶带的初拉力 F0 的范围为100～150[N] ,此处确定为120 [N]。 作用在轴上的压力Q = 2 F0·z·sin
5． 结构设计：
（1） 带轮设计：
根据V带计算，选用3根A型V带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。
（2） 主轴换向与制动机构设计：
本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，
才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。
制动器安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计
采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。
?12=705.4[N]。
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（3） 齿轮块设计：
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。
从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。
各轴采用的花键分别为：Ⅰ轴：6×23×26×6 Ⅱ轴：6×26×30×6 Ⅲ轴：8×36×40×7
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b。
（4） 轴承的选择：
为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。
（5） 主轴组件：
本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。
前轴承为C级精度，后轴承为D级精度
（6） 润滑系统设计：
主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。
卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。
（7） 密封装置设计：
Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。 6． 传动件验算： （1）轴的强度验算
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由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： Rb =
M2?0.5T2≤[Rb] [MPa]
W [Rb] —— 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。 W —— 轴的危险断面的抗弯断面系数；
zb(D?d)(d?D)2 花键轴的抗弯断面系数W = +
32D32D 其中 d—— 花键轴内径； D—— 花键轴外径； b—— 花键轴键宽； z—— 花键轴的键数。 T —— 在危险断面上的最大扭矩 T = 955*10
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?d4N nj N—— 该轴传递的最大功率； nj —— 该轴的计算转速；
M —— 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。 齿轮的圆周力：Pt = 2T/D,D为齿轮节圆直径。 直齿圆柱齿轮的径向力 Pr = 0.5 Pt.
求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。
对于轴Ⅰ、Ⅱ，由表29得[Rb] = 70[MPa]； 对于轴Ⅲ ，[Rb] = 65[MPa] 由上述计算公式可计算出： 轴Ⅰ，Rb=53.6[MPa]≤[Rb]； 轴Ⅱ，Rb=48.3[MPa]≤[Rb]；
轴Ⅲ，Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。
故传动轴的强度校验符合设计要求 （2）验算花键键侧压应力
花键键侧工作表面的挤压应力为：
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?jy?8Tmax≤[?jy] [MPa] 22(D?d)lz? 式中：Tmax ——花键传递的最大扭矩； D、d —— 花键的外径和内径； z —— 花键的齿数；
? —— 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。
使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。 （3）滚动轴承验算：
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行
疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算： Lh=500(Cfn)?≥[T]
ffKsKlP 式中，Lh —— 额定寿命；
C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]； fn—— 速度系数， fn=
?100； 3nj ff —— 工作情况系数；由表36可取为1.1；
ε—— 寿命系数，对于球轴承：ε= 3 ；对于滚子轴承：ε=10/3； nj—— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
Ks —— 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：
Ks = KNKnKT；
KN —— 功率利用系数，查表为0.58； Kn —— 转速变化系数；查表37得0.82；
KT —— 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算； Kl —— 齿轮轮换工作系数，可由表38查得； P —— 当量动载荷[N ];
使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。
（4）直齿圆柱齿轮的强度计算：
在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿