CA6140型车床进给箱设计【含8张CAD图纸、说明书全稿】
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含8张CAD图纸、说明书全稿
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西安工业大学毕业设计（论文）摘要摘要CA6140 型卧式车床是普通精度级的万能机床，它的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹，包括切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能，要求进给传动链的变速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化。CA6140 型卧式车床进给箱固定在床身左前面，内有进给运动的变换装置及操纵机构，其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量。变换装置包括移换机构，用来实现倒数关系及特殊因子；基本螺距机构，用来实现车削出导程值按等差数列排列的螺纹；倍增机构，用来实现车削螺纹的导程值成倍数关系变化的螺纹。当 U倍 =1 时发现一条新的传动链，可以提高部分公制及模数螺纹的切削精度，并使传动路线大大缩短。关键词：关键词：进给箱；变换装置；移换机构；基本螺距机构；倍增机构西安工业大学毕业设计（论文）I 目录目录第一章第一章 绪论绪论-1第二章第二章 CA6140CA6140 进给箱传动方案设计进给箱传动方案设计-42.1 CA6140 普通车床简介-42.2 进给箱的传动机构-52.3 进给箱切螺纹机构设计-82.4 切螺纹系统及齿数比的确定-92.5 增倍机构设计以及移换机构设计-102.6 车制螺纹的工作过程-12第三章第三章 主要零件设计主要零件设计-21 3.1 齿式离合器的设计-213.2 各轴及轴上组件的设计验算-213.2.1 中心距 a 的确定-223.2.2 XII 轴上齿轮的设计验算-223.2.3 XIV 轴上齿轮的验算-253.2.4 XIV 轴的设计验算-303.2.5 XV 轴上齿轮的设计验算-353.2.6 XV 轴的设计验算-383.2.7 XVI 轴齿轮的设计验算-40第四章第四章 双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究-44444.1 新传动链车公制螺纹-444.2 新传动链车模数螺纹-454.3 新传动链的特点及适用范围-46结论结论-4848致谢致谢-4949西安工业大学毕业设计（论文）II参考文献参考文献-5050西安工业大学毕业设计（论文）0第一章第一章 绪绪 论论一、毕业设计的目的及意义毕业设计的目的及意义 毕业设计是本科生教学活动中最后的一个重要环节。通过这个教学环节要求达到下列几个目的： 1、通过毕业设计，把在本科阶段中所获得的知识在实际的设计工作中综合地加以运用。使这些知识得到巩固，加强和发展，并使理论知识和生产实践密切地结合起来。因此，毕业设计是大学学习阶段的总结性作业。 2、毕业设计是高等学校学生第一次进行的比较完整的设计过程。通过毕业设计，培养学生独立工作、发现问题和解决问题的能力；能根据设计课题查找有关的资料，了解本课题的前沿和发展方向；树立正确的设计思想，掌握设计的基本方法和步骤，为以后从事设计工作打下良好的基础。 3、使学生能够熟练地应用有关参考资料，计算图表、手册，图集，规范，并熟悉有关国家标准和部颁标准(如 GB，JB 等)，以完成一个工程技术人员在机械工程设计方面所必须具备的基本训练。二、毕业设计的内容毕业设计的内容 方案论证； 总体分析、设计、计算； 传动设计； 进给箱及部分组件、零件设计 相关资料检索、翻译。三、完成后应交的作业完成后应交的作业（包括各种说明书、图纸等）1.毕业设计全部资料光盘。2.毕业设计说明书。 （正文不少于 1.5 万字）3.总体装配图、进给箱装配图及部分组件、零件图。 （合计不少于 3 张 A0 图量）4.相关内容检索资料与翻译（原文不少于 15000 字符）四、设计步骤设计步骤(一)准备阶段 1、根据设计题目进行相关资料的查找与检索。了解本课题的前沿动态和发展方西安工业大学毕业设计（论文）1向。 2、进行设计前应先准备好有关的设计资料、手册、图册及工具等。 3、对设计任务书进行详细的研究和分析，明确设计要求和内容；分析原始数据和工作条件。4、拟定总的设计步骤和进度计划。5、毕业设计进度计划表:（见下页）(二)设计与计算CA6140普通车床的加工范围较广，可以用于加工轴类、套筒类和盘类的回转表面，如车削内外圆表面，它还常用于车削各种常用螺纹，且这次设计是根据加工螺纹的要求来进设计。主要工作是对进给箱的机构及其传动比进行设计，主要包括其基本组、增倍组等各齿轮的齿数选择以及内部结构(如轴的设计、齿轮的设计、轴上零件的固定方式、润滑、密封等)。五五、完成日期及进度完成日期及进度自 2009 年 03 月 16 日起至 2009 年 06 月 19 日止。进度安排：03.1603.20: 熟悉设计内容，准备相关资料。03.2103.29: 相关资料检索、阅读、分析，确定设计方案，完成开题报告。03.3006.01: 设计，绘图。06.0206.11: 编写毕业设计说明书。06.12: 提交毕业设计全部资料。06.1306.19: 总结及答辩。六、设计时应注意的事项六、设计时应注意的事项（1）发挥独立工作能力 设计中发现的问题，应该首先自己考虑，提出自己的看法和意见，与指导教师一同研究，不应向指导教师要答案，对设计中的错误和解决途径，可由教师指出，但具体答案也应该由自己去找。对给出的回转式破碎机结构图，仅供设计时参考，对结构图必须作仔细的研究和比较，以明确优、劣，正、误，取长补短，改进设计，切忌盲目照抄。（2）贯彻三边的设计方法西安工业大学毕业设计（论文）2设计时应贯彻边画、边算、边修改的设计方法。产品的设计总是经过多次的修改才能得到较高的设计质量，因此在设计时应该避免害怕返工或单纯追求图纸的表面美观，而不愿意修改已发现的不合理地方。（3）及时检查和整理计算结果设计开始时，就应准备一本稿本，把设计过程中所考虑的主要问题及一切计算写在稿本上，这样便于随时检查、修改，并容易保存，不要采用零散稿纸，以免散失而需重新演算，造成时间浪费。要向指导教师提出的问题和解决问题的方法，以及从其它参考书籍中摘录的资料和数据，也应及时记在稿本上，使各力面的问题都做到有根有据，理由充分，这样在最后编写计算说明书时，可以节省很多时间。 西安工业大学毕业设计（论文）3第二章第二章 CA6140CA6140 进给箱传动方案设计进给箱传动方案设计2.1 CA6140 普通车床简介普通车床简介 CA6140 型卧式车床是普通精度级的万能机床，它能完成多种加工工艺：轴类、套筒类和盘类的回转表面，如车削内外圆柱面、圆锥面、环槽及成型回转面，车削端面及各种常用螺纹，还可以进行扩孔、钻孔、绞孔、和滚花等工作。CA6140 型普通车床的加工范围较广，由于它的结构复杂，而且自动化程度低，所以适用于单件、小批生产及修配车间，它的结构主要部件组成有：（1）主轴箱：主轴箱内装有主轴，以及主轴变速和变向的传动齿轮。通过卡盘等夹具装夹工件，使主轴带动工件按需要的转速旋转，以实现主运动；（2）刀装部件：主要由床鞍（大拖板） 、横拖板、小拖板和四方刀架等组成，用于装夹车刀，并使车刀作纵向、横向或斜向的运动；（3）尾架：主要用其后顶尖支撑工件，也可安装钻头、绞刀导孔加工刀具，以进行孔加工，还可适当调整，实现加工长锥形的工件；（4）进给箱：进给箱内有进给运动的变速装置及操纵机构，其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量；（5）溜板箱：溜板箱的功能是把进给箱的运动传递给刀架，使刀架事项纵向进给、横向进给，快速移动或车螺纹；（6）床身：床身是车床的基本支撑件，为机床各部件的安装基准，使机床各部件在工作过程中保持准确的相对位置；（7）光杠和丝杠：光杠用于一般车削，丝杠用于车削螺纹。CA6140 普通车床的主要技术性能如下：主要参数及要求：主要参数及要求： 工件最大回转直径 400mm，工件最大长度 1000mm； 主轴转速：正转（24 级）10-1400 r/min，反转（12 级）14-1580 r/min； 加工螺纹：公制螺纹导程 1-192 mm，英制螺纹 2-24 牙/英寸，模数螺纹 m=0.25-48mm，径节螺纹 1-96 牙/英寸； 进给范围：纵向（64 级）0.023-25.4mm/r，横向（64 级）0.011-12.6mm/r； 电机功率：主电机 7.5KW。刀架纵向快速速度： 4 米/分。车削螺纹范围： 公制螺纹 44 种 S=1192mm。西安工业大学毕业设计（论文）4英制螺纹 20 种 =224 牙/英寸。模数螺纹 39 种 m=0.2548mm。径节螺纹 37 种 DP=196 牙/英寸。主电动机： 7.5 千瓦，1450 转/分。 2.22.2 进给箱的传动机构进给箱的传动机构CA6140 型卧式车床进给箱又叫走刀箱，它固定在床身左前面，内装有进给变速机构，用来变换进给量和各种螺纹的导程，进给运动链使刀架实现纵向或横向的进给运动及变速换向。进给链从主轴起经换向机构、挂轮、进给箱，再经光杠或丝杠，溜板箱最后至纵溜板或横溜板。普通车床的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹，要求进给传动链的变速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化。所以普通车床进给传动链的变速机构（包括挂轮和进给箱的变速机构）主要是依据各种螺纹的标准螺距数列的有要求，同时兼顾到以便车削的进给量范围来设计的。传动链中的螺纹进给传动链是主轴一转，刀架移动 S 毫米（导程 S=kP,其中 k为实数，P 为螺距） 。13U0UxP丝=S-(1.2-1)其中 U0为主轴至丝杠之间全部定比传动机构的固定传动比，是一个常数Ux为主轴至丝杠之间换置机构的可变传动比P丝为机床丝杠的螺距，CA6140 机床的 P丝=12mmS 为被加工螺纹的导程2.3 进给箱切螺纹机构设计进给箱切螺纹机构设计CA6140 型车床具有切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能，机床的纵向丝杠螺纹用公制，螺距 P=12(mm)代入式(1.2-1)得主轴每转一下，刀架移动量为 S 毫米，这即为车削螺纹的导程值。对于单头螺纹是螺距值，因此当螺纹的基本参数不是用螺距表示时必须将其加以换算，然后代入式（1.2-1） 。具体方法如下：公制螺纹：其基本参数为螺距 P(mm),因而 S=P(mm)；英制螺纹：基本参数 l 为每一英寸长度内包含的牙数 a 即 a（牙/英寸）因而，西安工业大学毕业设计（论文）5英制螺纹的螺距为 Sa=24.5/a 毫米；模数螺纹：公制螺杆上的螺纹称模数螺纹，它的基本参数是以螺杆相啮合的蜗轮模数 m（mm）来表示，因而，模数螺纹的螺距 Tm应等于蜗杆的周节长度，即Pm=m，Sm =kPm=km；径节螺纹：英制蜗杆上的螺纹称为径节螺纹，它的基本参数是以与螺杆相啮合的蜗轮参数径节 DP 来表示，径节的 DP=Z/D（牙/英寸）其中 Z 和 D 分别为蜗轮的齿数和分度圆直径（英寸） ，即蜗轮或齿轮折算到每英寸分度圆直径上的齿数。因而径节螺纹的导程为：PDP=/DP（in）25.4/DP，SDP=k PDP=25.4k/DP螺纹种类螺纹公称参数螺纹种类参数代号单位螺距 S（mm）公制螺纹螺距PMmS=kP英制螺纹每英寸牙数a牙/英寸Sa=kPa=25.4R/a模数螺纹模数mmmSm=kPm=km径节螺纹径节DP英寸SDP=kPDP=25.4k/DP表 1.3-1 各种螺纹的公称参数及螺距一、米制螺纹一、米制螺纹将常用的米制螺纹标准数据 t 的数列1、1.25、1.5、1.75、2、2.5、3、3.5、4、5、5.5、6、7、8、9、10、11、12 排列成下表 1.3-1 所示：11.251.51.7522.252.533.544.555.56789101112表 1.3-2 标准米制螺纹导程由表中可以看出各横行的螺距数列是等差数列，而纵列是等比数列即1、2、4、8 的公比数是 2，根据这些特点，在进给箱中可用一个变速组来变换得到西安工业大学毕业设计（论文）6某一横行的等差数列，这个变速组的传动比应是等差数列，通常称为基本组。以此为基础，再串联一个扩大组，把基本组得到的螺距按 1：2：4：8 关系增大或缩小，而得到全部螺距数列，此扩大组通常称“增倍组” 。根据进给传动降速机构在后的原则，取 ib=1、1/2、1/4、1/8。机床所能加工的其他三种螺纹中，径节螺纹较少用，这三种螺纹的公称参数列在表中。公制和英制螺纹及模数和径节螺纹之间的倒数关系和特殊因子为 25.4；公制和模数螺纹及英寸和径节螺纹之间特殊因子为 。上述倒数关系和特殊因子 25.4 及 的关系都要在设计切螺纹系统时给予解决。现将车床上这四种螺纹所能加工的螺距 T 及其和公制螺纹的关系列于表 1.3-3 和表1.3-4。从表中可以看出这四种螺纹的基本参数有一个共同的变化特点，即在横行上是等差数列，而在纵行上按 2 倍的关系扩大或缩小，我们可以考虑到用车公制螺纹的基本组和扩大组来加工另外三种螺纹。二、模数螺纹二、模数螺纹我们只需改变公制螺纹传动链中的某个传动比，使平衡式左边产生一个特殊因子 ，以便在运动中与螺距 Pm=m 的因子 消去，从而变换基本组和增倍组的传动比，就可以像公制螺纹那样，得到分段等差数列的模数系列。倍比关系公制及模数螺纹（P 及 m）1/320.251/160.50.751/811.251.51/41.7522.252.532.751/23.544.5565.51789101211表 1.3-3CA6140 车床加工螺纹基本参数的排列规律注： 内数值为模数螺纹所独有。三、英制螺纹三、英制螺纹西安工业大学毕业设计（论文）7它和公制螺纹螺距数列有两点区别：a、英制螺纹每英寸牙数 a 换算成螺距 Ta=25.4/a(mm)后，a 在分母上如果将上述公制螺纹的基本组的主动与从动关系颠倒过来，即基本组的传动比变为 1/ij，那么就可以利用具有等差数列的传动比 ij来得到参数 a 的等差数列； b、英制螺纹的螺距数值中有一个数字因子 25.4，因需要改变其中的某些传动比，使平衡式左边能产生一个因子 25.4，以便与英制平衡式 25.4 相抵消。此外，当英制螺纹要车制 a 分别为 3.25 和 19 时，公制螺纹的基本组少两个传动比，故在表 1.3-3 上加上 19 和 3.25 两个模数，它们仅仅为了与英寸与径节螺纹统一而列入的。故表 1.3-3 变为如下表 1.3-4 所示：倍比关系公制及模数螺纹2n-5_0.5_2n-4_1_1.25_1.5_2n-31.7522.25_2.52.7533.252n-23.544.5_55.56_2n-1789_101112_2n_19_表 1.3-4 扩大螺纹参数的排列规律四、径节螺纹四、径节螺纹径节螺纹的螺距 TDP=25.4/DP（mm） ，其中 DP 也是在分母上螺距中也有一个数字银子 25.4，这些和英制螺纹相似，故可采用英制螺纹的传动路线。另外，还有一个因子 ，可以和模数螺纹一样用挂轮来解决。倍比数英制及径节螺纹8(56)(64)(72)(80)(88)(96)42832364044482141618192022241789101112西安工业大学毕业设计（论文）81/244.5561/422.533.5表 1.3-5CA6140 车床加工英制及径节螺纹的基本参数排列注：（）内数值为径节螺纹独有。2.4 切螺纹系统及齿数比的确定切螺纹系统及齿数比的确定普通车床中的切螺纹系统有双轴滑移齿轮结构、摆移塔齿轮结构和三轴滑移齿轮结构。我们选用双轴滑移齿轮结构，并且让基本组和扩大组的传动中心距相等，这样有利于减小进给箱的尺寸。基本螺纹机构：用来实现表 1.3-3 中横行所代表的等差数列；倍增机构：用来实现表 1.3-3，表 1.3-4 中各纵行之间的 2n 关系即 ud通常取2、1、1/2、1/4、1/8；扩大螺距机构：传动比为 Ue，用来进一步扩大螺距，Ue通常取 4、8、16、32 等；定比传动副：传动比 Uf； 左右螺纹换向机构：传动比 Ur；交换齿轮装置：传动比为 U；螺纹种类变换机构：传动比 Uk；移换机构：传动比为 Ui，用来实现倒数关系及特殊因子。上述各组成部分传统的分布顺序如下：扩大螺距结构一般放在主传动变速系统内，具体情况在 CA6140 主轴箱内由扩大螺纹导程结构的传动齿轮是主运动的传动齿轮。只有在主轴上的离合器 M2 合上，主轴处于离速状态时才用扩大螺纹导程。它的扩大倍数分别是 1、4、16。定比传动一般放在主轴或扩大螺距换向结构之前在主轴箱中换向结构 Ur在交换齿轮之前也在床头箱中，交换齿轮设置在床头箱与进给箱之间的交换齿轮上，移换结构一般放在基本螺距结构前后二处。基本螺距结构一般放在第一个移换结构之后，变换结构既可放在基本螺距结构之前，也可放在基本螺距结构之后。倍增结构的传统布局是放在基本螺距之后。现在，从表 1-3 排定的螺纹表中，取公制螺纹数列中的 6.5、7、8、9、9.5、10、11、12 为基准数列则：西安工业大学毕业设计（论文）9Ubj=Sj/G=Sjmin,Sj2,Sj3,Sjmax/G。由 6.5、7、8、9、9.5、10、11、12 这个要求滑移齿轮能实现的基本螺纹参数查的机构方案编号 411，为了使轴向尺寸较小选中心距为 63mm，同时，由双轴滑移齿轮结构推荐方案表查得 G=7（由机床设计手册 P1402 查得） 。所以 Ub=6.5/7、7/7、8/7、9/7、10/7、11/7、12/72.5 倍增机构设计以及移换机构设计倍增机构设计以及移换机构设计一一 、增倍机构设计考虑原则：、增倍机构设计考虑原则：（1）根据和基本组的同中心距取 a=63；（2）选用最常用的四速机构：三轴机构。根据倍数关系由机床设计手册 7.3-45 查得，选用方案 15，可得各齿轮的参数。Z13=18，Z14=45，Z15=28，Z16=35，Z17=15，Z18=48，Z19=28. Z20=18，m=2。二二 、移换机构齿轮齿数确定、移换机构齿轮齿数确定 移换机构主要用于和交换齿轮（一般放于交换齿轮之前）配合来实现特殊因子传动比 Us都是为了用于实现倒数关系以及特殊因子 25.4 和 ，以解决各种螺纹种类变换问题。一般来说，用的最多的方案就是用移换机构（Ui）来解决倒数关系和特殊因子 25.4。而用交换齿轮（Uc）来解决特殊因子 这样可以简化调整即加工常用的公制和英制螺距时，不需要改变交换齿轮，只有在加工不常用的模数和径节螺纹时才改变交换齿轮。当螺纹种类变换机构的传动比为 Uk，则特因传动比 Us为 Us=UfUtUjUk-（1.5-1）西安工业大学毕业设计（论文）10由此可列出螺纹系数的运动平衡式： 1主轴UsUbUdUe=S（mm）-（1.5-2）其中 P 为丝杠导程，S 为工作导程，所以，Us=S/（UbUdUeP）-（1.5-3）令 Ub=1，Ud=1，Ue=1 时的螺纹参数分别为 t0、m0、n0、p0，则：Ust=t0/P=1/ktUsm=m0/P=/kmUsn=25.4/（p0P）=25.4/kn-（1.5-4）Usp=25.4/（p0P）=25.4/kpkt，km，kn，kp为各种螺纹相应的因特系数且kt=P/t0，km=Pm0，kn=Pn0，kp=Pp0。脚标 t，m，n，p 分别表示用于加工公制模数、英制、径节、螺纹，设加工公制和英制螺纹时的交换齿轮传动比为 Uctn，加工模数螺纹时的移换机构传动比为Ucmp，加工英制和径节螺纹时移换机构的传动比 Uinp，加工公制和模数螺纹时的移换机构传动比 Uitm，则：加工公制螺纹时的特因传动比：Ust=UfUrUctnUitm-(1.5-5)加工英制螺纹时的特因传动比：Usn=UfUrUctnUinp -(1.5-6)两式相除得：Usn/Ust=Uinp/Uitm -(1.5-7)将式（1.5-7）中的 Usn及 Ust代入上式中得：Uinp/Uitm=25.4/（t0n0） -(1.5-8)在绝大多数机床中 Uinp和 Uitm都按以下两种方案分配：(a)当 uinp=1/uitm时,Unp/Uitm=UinpxUinp=25.4/(n0xt0)故 Uitm=sqrt(n0t0/25.4)-(1.5-9)西安工业大学毕业设计（论文）11 Uinp=sqrt(25.4/(n0t0)-(1.5-10) (b)当 Uitm=1 时,Uinp/Uitm=Uinp=25.4/(n0t0)本车床中从两轴滑移传动齿数比设计及表 1.3-3 和表 1.3-4 可知：t0=7mm,m0=1.75,n0=1.25t/in,p0=7由式（1-13）Uinp=sqrt25.4/(n0t0)=sqrt(25.44/49)由机床设计手册P1435 表 7.3-46 查取 25.4/36 由平方因子组成的近似值，即：25.4=（3272）/54 ，n=+0.063所以 25.4=（3272）/5436=（32722232）/54代入公式（1.5-10）得 Uimp=sqrt（2234722）/（5472）=36/25 Uitm=25/36根据 Uitm的值查表，公制螺纹经过三对齿轮传动：Uitm=25/3625/3636/25=25/36=Z9/Z10Z20/Z12Z12/Z11Uinp=36/25=Z21/Z11。三、交换齿轮齿数求法三、交换齿轮齿数求法在双轴滑移齿轮机构中往往取 Ufxut=1 由式（1.5-5）和（1.5-6）可得 Uctn=Ust/ Uitm=rsn/ Uinp-（1.5-11）Ucmp= Usm/ Uitm=rsp/ Uinp-（1.5-12）当 Uinp=1/ Uitm时，将 Uinp=sqrt=25.4/(n0t0)和 Usm=25.4/(n0P)代入（1.5-11）式得：Uctn= Usn/Uinp=25.4/(n0P)sqrt(25.4/(n0t0) =sqrt(25.4t0)/n0P2)由式（1.5-12）得：Ucmp= Usm/ Uitm=(m0/P)/Ust/Uctn) =(m0/P)/(t0/P)Uctn=m0/t0Uctn又因为 Uitm=25/36,Uinp=36/25 将其代入式（1.5-5）及（1.5-6）得：Uctn=(7/12)/(25/36)=21/25西安工业大学毕业设计（论文）12Ucncp=25/(712)25.4/36已知： Usm=7/48=UcmpUitm=25/36uc/tUst=7/12=UitmUctn=36/25uctpUsn=25.4/21=UinpUctn=25/36uctnUsp=25.4/84=UinpUcmp=36/25ucmp得出： Ucmt=7/4836/25Uctp=7/1225/36Uctn=25.4/2125/36Ucmp=25.4/8425/36 由机床设计手册查表 /4 近似因子值及相对误差 表，取齿轮变位量较小的近似因子组：u=25/9721/25=100/9764/10036/25而 u=63/7525/36=100/7563/10025/36.所以交换齿轮 Z=63,Z=64,Z=100,Z=75,Z=97,至此整个进给箱齿轮传动设计全部完毕。2.62.6 车制螺纹的工作过程车制螺纹的工作过程一、一、车削公制螺纹时车削公制螺纹时车削公制螺纹时，进给箱中的齿式离合器 M3、M4脱开，M5接合，运动由主轴VI 经齿轮副 58/58、换向机构 33/33（车左螺纹时经 33/2525/33） 、挂轮63/100100/75 传到进给箱中，然后由移换机构的齿轮副 25/36 传至轴 XVI 再经过28/28、36/28、32/28 传至轴 XV 然后由移换机构的齿轮副组滑移变速机构，最后经离合器 M5 传至丝杠 XIX。当溜板箱中的开合螺母与丝杠相啮合时就可带动刀架车削米制螺纹，其螺距与齿轮搭配情况见表（1.6-1） ，其运动式为：S=158/5833/3363/100100/7525/36U基25/3636/25U倍12。式中：U基 从轴 XIV 传到 XV 的齿轮副传动比 U倍 从轴 XVI 传到 XVII 的齿轮副传动比将上式化简得西安工业大学毕业设计（论文）13S=7 U基 U倍由式可知，如适当的选择 U基 及 U倍 的值，就可以得到各种 S 值。在轴 XIV 到 XV 之间共有 8 种不同传动比U基1 =26/28=6.5/7 U基 2 =28/28=7/7U基 3 =32/28=8/7 U基 4 =36/28=9/7U基 5 =19/14=9.5/7 U基 6 =20/14=10/7U基 7 =33/21=11/7 U基 8 =36/21=12/7在轴 XVI 到 XVII 中有 4 中不同的传动比 U倍 1=18/4515/48=1/8 U倍 2=28/3515/48=1/4U倍 3 =18/4535/28=1/2 U倍 4 =28/3535/28=1由上可知，利用基本组和倍增组可得到常用的、按等分等差数列排列的公制标准螺距。表 1.6-1 CA6140 型普通车床的公制螺纹表从表中可以看到，能够车削的最大导程为 12mm，当机床需加工大于 12mm 的螺纹时就得使用扩大机构。正常螺距时 =58/58=1正IXVIU扩大螺距时西安工业大学毕业设计（论文）14 轴 IX 到 III 之间齿轮副 80/20 时U扩 1=58/2680/2080/2044/4426/58=16 轴 IX 到 III 之间齿轮副 50/50 时U扩 2=58/2680/2050/5044/4426/58=4所以扩大螺距机构的功用是将螺距扩大至 4 到 16 倍 二、二、车削模数螺纹时车削模数螺纹时车削模数螺纹的传动路线与公制螺纹的基本相同，唯一的差别是挂轮需换为64/100100/97，其螺距Sm=158/5833/3364/100100/9725/36U基25/3636/25U倍12=7U基U倍/4由此式可以看出，利用车削公制螺纹的那一套 U基U倍 ，可以车削出按分段等差数列排列的各种模数螺纹。表 1.6-2 是 CA6140 型普通车床的模数螺纹表。表 1.6-2 CA6140 型普通车床的模数螺纹表三、三、车削英制螺纹时车削英制螺纹时为了实现特殊因子 25.4，将 M3和 M5离合器接合，M4脱开，同时轴 XVI 左端的滑移齿轮 Z25移至左面位置，与固定的轴 XIV 上的齿轮 Z36相啮合，则运动由轴西安工业大学毕业设计（论文）15XIII 经 M3先传到轴 XV，然后传到轴 XIV，再经齿轮副 36/25 传至轴 XVI，其余部分的传动路线与车削公制螺纹时的基本相同，其传动路线运动平衡式为：Sa=1r(主轴) 58/5833/3363/100100/751/ U基36/25U倍12 =4/725.4 U基/ U倍其中 63/100 100/7536/25=63/7536/25=25.4/21，Sa=kTi=25.4/a= 4/725.4U基/U倍，从而得 a=7/4 U基/ U倍k（扣/英寸） 。由上式可知，只要改变基本组中的主动轴和被动轴以及改变传动链中的部分传动比使其包含特殊因子 25.4，就可以车削出按分段等差数列的各种 a 值的英制螺纹。表 1.6-3 CA6140 型普通车床的英制螺纹表四、四、车削径节螺纹时车削径节螺纹时由于径节螺纹导程系列的规律与英制螺纹一样，只是含有特殊因子 25.4，所以其传动路线与车削英制螺纹完全相同，只是挂轮需换为 64/100100/97。车削径节螺纹的运动平衡式：SDP=158/5833/3364/1001/ U基36/25U倍12 =25.4 U倍/7 U基由上式可知，只要改变 U基U倍的值就可以车削出导程 SDP成分段调和数列的径节螺纹。西安工业大学毕业设计（论文）16五五车削非标准螺纹时车削非标准螺纹时当需要车削非标准螺纹而用进行变换机构无法得到所要求的导程时，须将离合器 M3、M4 和 M5 全部啮合，把轴 XIII、XV、XVIII 和丝杠联成一体，使运动由挂轮直接传至丝杠，被加工螺纹的导程 S 依靠调整挂轮架的传动比 U 来实现，此时运动平衡式为：S=1r(主轴) 58/5833/33U挂12，将上式简化后得到挂轮的换置公式：U挂=a/bc/d=S/12。应用此换置公式，适当的选择挂轮 a、b、c 及 d 的齿数就可以车削出所需的导程 S。五、五、机动进给机动进给车削外圆或内圆表面时，可使用机动进给的纵向进给。车削端面时，可使用机动的横向进给。(1) 传动路线机动进给运动是由光杠经溜板箱传动的，经齿轮副 36/32、32/56、超越离合器及安全离合器 M8、轴 XXIV、蜗杆涡轮副 4/29 传至 XXIII。当运动有轴 XXIII 经齿轮副 40/48 或 40/30、30/48、双向离合器 M6、轴 XXIV、齿轮副 28/80、轴 XXV 传至小齿轮 Z11时，由于小齿轮 Z12与固定在创身上的齿条相啮合，小齿轮转动时就使刀架作机动的纵向进给。当运动由轴 XXIII 经齿轮副 40/48 或 40/30、30/48、双向离合器 M7、轴 XXVIII 及齿轮副 48/48、59/18 传至横向进给丝杠 XXX 后，就使横刀架作机动横向进给。(2) 纵向机动进给量的计算机床的 64 种纵向进给量由 4 种传动路线来传动。A 正常进给量 机床共有正常的纵向进给量 32 种，0.081.22mm/转,这时，运动有主轴经正常螺距及公制螺纹传动路线传动。B 较大进给量 当需要较大的进给量时，使运动由主轴经正常螺距及英制螺纹传动路线传动。可得从 0.861.59mm/转，8 种较大的纵向进给量。C 加大进给量 当主轴处于较低的 12 级转速时，如运动有主轴经扩大螺距机构及英制路线传动，可将进给量扩大 4 到 16 倍。西安工业大学毕业设计（论文）17D 细进给量 当主轴以高转速(4501400 转/分)运转时，如运动由主轴经扩大螺距机构、公制螺纹传动路线及倍增组中的齿轮副 18/4515/48 传动，可得到0.0280.054mm/转 8 种进给量。(3) 横向机动进给量正常进给量时横向机动进给的运动平衡式为：S横=158/5833/3363/100100/7525/36U基25/3636/25U倍28/5636/3232/564/2940/4848/4859/185将上式与 S纵的运动平衡式做比较，得S横/S纵=1/2故 S横=0.5S纵由此可知，当主轴箱及进给箱中的传动路线相同时，所得到的横向进给量是纵向进给量的一半，横向进给量的级数与纵向进给量同为 64 种。西安工业大学毕业设计（论文）18CA6140 传动系统图西安工业大学毕业设计（论文）19西安工业大学毕业设计（论文）20 西安工业大学毕业设计（论文）21第三章第三章 主要零件设计主要零件设计3.1 齿式离合器的设计齿式离合器的设计（1）齿式离合器的结构）齿式离合器的结构齿式离合器是由一对内外齿轮组成嵌合副，其特点是齿轮的加工比端面牙容易，而且强度高，在传递相同转矩条件下，其外形尺寸较其他离合器小，故结构紧凑、简单，有时还可以脱开后的外齿轮兼作齿轮传动用。为了提高齿的强度并使接合方便，可将外齿制成短齿。齿式离合器只能在静止后者低转速差下进行接合。齿式离合器的材料和齿轮传动所用材料相同。（2）齿式离合器的强度计算）齿式离合器的强度计算齿式离合器传递转矩的能力主要由齿面压强条件确定p=2/1.5DzbmcT式中 离合器的计算转矩cT D齿轮的分度圆直径 z参与啮合的实际齿数 m齿轮模数 载荷分布不均匀系数，可取 0.70.8P齿轮材料工作表面的许用压强，对未经热处理的齿面，可取 2540MPa，对经过热处理的齿面可取 4770 MPa。b内齿轮的齿宽，可取 b=（0.10.2）D3.2 各轴及轴上组件的设计验算各轴及轴上组件的设计验算以下所用公式全部根据机械设计 （邱宣怀主编）3.2.13.2.1 中心距中心距 a a 的确定的确定初步选择中心距为 a=63且 a=（Z1+ Z2）m/2则由此可算出各齿轮的模数如下：XII 轴上 Z25的模数为 2XIII 轴上 Z36的模数为 2， Z19 Z20 的模数为 3.75，Z36 Z33 的模数为 2.25Z26 Z28 的西安工业大学毕业设计（论文）22模数为 2.25， Z36 Z32 Z36 的模数为 2XIV 轴上 Z14的模数为 3.75，Z21、Z28的模数为 2.25，Z28、Z25的模数为 2XV 轴上的 Z25、Z28 、Z18的模数为 2XVI 轴上的 Z35 、Z15、 Z45的模数为 2，Z56的模数为 1.5XVII 轴上的双联滑移齿轮 Z28Z48的模数为 2，Z28的模数为 1.5。综上可知各齿轮的齿数、模数及分度圆直径。3.2.23.2.2 XIIXII 轴上齿轮的设计验算轴上齿轮的设计验算由前面设计可知齿轮的齿数 Z1=25，模数 m=2，Z2=36，则可知 d1=50mm，d2 =72mm齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度验算转速 n1 n1 =1450 130/2300.9851/4363/5064/97=378r/min功率 P1 P1=P=7.50.960.97 0.98 0.99 =5.05kw568转矩 T1 T1 =9.55 P1/ n1610 =9.555.05/378=127600N mm610接触疲劳极限Hlim 由图 12.17c 得，Hlim1 =1250MPaHlim2 =1150MPa圆周速度 v v=d1 n1 /601000=0.99m/s齿宽系数d 由表 12.13，取d =1齿宽 b= dd1 =150=50mm精度等级 选 8 级载荷系数 K K= KA KV KHKH （式 12.5）使用系数 KA 由表 12.9，KA =1.5动载系数 KV 由图 12.9，KV =1.2齿间载荷分配系数 KH 由表 12.10，先求 Ft =2 T1/d1 =7580 KA Ft/b=227100=1.88-3.2(1/ Z1 +1/ Z2 )cos =1.66西安工业大学毕业设计（论文）23 Z=)/34( =0.88由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数 KH 由表 12.11 KH =A+B (b/d) +Cb2310 =1.36由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.36 =2.69弹性系数 ZE 由表 12.12，ZE =189.8节点区域系数 ZH 由图 12.16，ZH =2.5接触最小安全系数 SHmin 由表 12.14，SHmin=1.05总工作时间 th th =1030080.2 =4800h应力循环次数 NL 由表 12.15，估计 NL, 则指数 m=8.78710910 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式ni 1m12.13） =2710原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.41710接触寿命系数 ZN 由图 12.18，NN1 =1.25 NN2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NN1 / SHmin （式12.11） =7101.25/1.05 =845MPa西安工业大学毕业设计（论文）24 H2 =Hlim2 NN2/ SHmin =5801.35/1.05 =746MPa验算H H =ZE ZH Z （式 12.8）u1)/bd(u2KT211 =189.82.50.883/4)505050/(12760069. 22 =1130MPa 100西安工业大学毕业设计（论文）26=1.88-3.2(1/ Z3 +1/ Z4 )cos =1.78 Z=)/34( =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数 KH 由表 12.11 KH =A+B (b/d) +Cb2310 =1.36由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.36 =2.69弹性系数 ZE 由表 12.12，ZE =189.8节点区域系数 ZH 由图 12.16，ZH =2.5接触最小安全系数 SHmin 由表 12.14，SHmin=1.05总工作时间 th th =1030080.2 =4800h应力循环次数 NL 由表 12.15，估计 NL, 则指数 m=8.78710910 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式ni 1m12.13） =2.6710原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.82710接触寿命系数 ZN 由图 12.18，NN1 =1.3 NN2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NN1 / SHmin （式 12.11） =1547MPa西安工业大学毕业设计（论文）27 H2 =Hlim2 NN2/ SHmin =1479MPa验算H H =ZE ZH Z （式 12.8）u1)/bd(u2KT232 =189.82.50.863/4)5 .525 .525 .52/(9880069. 22 =903MPa 100 =1.88-3.2(1/ Z5 +1/ Z6 )cos =1.76 Z=)/34( =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数 KH 由表 12.11 KH =A+B (b/d) +Cb2310 =1.17+0.16+0.611047.253西安工业大学毕业设计（论文）29 =1.36由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.36 =2.69弹性系数 ZE 由表 12.12，ZE =189.8节点区域系数 ZH 由图 12.16，ZH =2.5接触最小安全系数 SHmin 由表 12.14，SHmin=1.05总工作时间 th th =1030080.2 =4800h应力循环次数 NL 由表 12.15，估计 NL, 则指数 m=8.78710910 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式ni 1m12.13） =2.6710原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.65710接触寿命系数 ZN 由图 12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式 12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1479MPa验算H H =ZE ZH Z （式 12.8）u1)/bd(u2KT252 =189.82.50.86u)25.4725.471)/(47.25(u880092.692 =1058MPa H2西安工业大学毕业设计（论文）30计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 Y Y=0.25+075/ =0.68齿间载荷分配系数 KF 由表 12.10，KF=1/ Y=1.48齿向载荷分配系数 KF 由图 12.14，KF=1.38载荷系数 K K= KA KV KFKF =3.68齿形系数 YF 由图 12.21， YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数 YS 由图 12.22，YS1=1.65 YS2=1.8弯曲疲劳极限Flim 由图 12.23c，Flim1 =920MPa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数 SFlim 由表 12.14，SFlim =1.25弯曲寿命系数 YN 由图 12.24，YN1 =0.95 YN2 =0.97尺寸系数 Yx 由图 12.25，Yx =1许用弯曲应力F F1 =Flim1YN1 Yx / SFlim =669MPa F2 =Flim2YN2Yx/ SFlim =659MPa验算F1 F1 =2KT1YF1YS1Y/bd1m =587MPa F2 =F1 YF2YS2 / YF1 YS1 =570MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求3.2.43.2.4 XIVXIV 轴的设计验算轴的设计验算西安工业大学毕业设计（论文）31由上可知， Ft1 =2 T2/d5=4182N，Fr1= Ft1tan=1522N Ft2 =2 T2/d11=3952N，Fr2= Ft2tan=1438N计算支反力计算支反力 水平面 R1=(1522170+143820)/250=1150NF R2=1522+1438-1150 =1810NF垂直面 R1=(4182170+395220)/250 =2528NF R2=2528+3952-4182=2298NF 受力图见图 14.1图 14.1合成弯矩图见图 14.2 M=zMyM22xx =222182 N mm西安工业大学毕业设计（论文）32图 14.2许用应力值 查表 16.3，ob=150 -1b=90应力校正系数 =-1b /ob=90/150=0.6当量弯矩图见图 14.3 MD=22T)(M =229954 N mm图 14.3校核轴径校核轴径齿根圆直径 df1 = d1 -2(ha +c) mn=mm轴径 = d 1 . 0/31bM =29.4mm41.625mm =d 1 . 0/31bM =21.2mm28mm所以轴径满足要求。由前面设计可知齿轮的齿数 Z7=28，模数 m=2.25，Z8=28，则可知 d7=63mm，d8 =63mm齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度验算圆周速度 v v=d7 n2/601000=1.48m/s齿宽系数d 由表 12.13，取d =1齿宽 b= dd7 =163=63mm精度等级 选 8 级载荷系数 K K= KA KV KHKH （式 12.5）西安工业大学毕业设计（论文）33使用系数 KA 由表 12.9，KA =1.5动载系数 KV 由图 12.9，KV =1.2齿间载荷分配系数 KH 由表 12.10，先求 Ft =2 T2/d7 =3136 KA Ft/b=74.7100 =1.88-3.2(1/ Z7 +1/ Z8)cos =1.78 Z=)/34( =0.86由此得 KH=1/ Z=1.352齿向载荷分配系数 KH 由表 12.11 KH =A+B (b/d) +Cb2310 =1.37由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.351.37 =3.33弹性系数 ZE 由表 12.12，ZE =189.8节点区域系数 ZH 由图 12.16，ZH =2.5接触最小安全系数 SHmin 由表 12.14，SHmin=1.05总工作时间 th th =1030080.2 =4800h应力循环次数 NL 由表 12.15，估计 NL, 则指数 m=8.78710910 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式ni 1m12.13） =2.6710西安工业大学毕业设计（论文）34原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=2.6710接触寿命系数 ZN 由图 12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1478MPa验算H H =ZE ZH Z （式 12.8）u1)/bd(u2KT274 =189.82.50.863/4)636363/(9880033. 32 =764MPa 100 =1.88-3.2(1/ Z11 +1/ Z12 )cos =1.76 Z=)/34( =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数 KH 由表 12.11 KH =A+B (b/d) +Cb2310 =1.35由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.35 =2.67弹性系数 ZE 由表 12.12，ZE =189.8节点区域系数 ZH 由图 12.16，ZH =2.5接触最小安全系数 SHmin 由表 12.14，SHmin=1.05总工作时间 th th =1030080.2 =4800h应力循环次数 NL 由表 12.15，估计 NL, 则指数 m=8.78710910 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式ni 1m12.13） =2.6710西安工业大学毕业设计（论文）37原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.04710接触寿命系数 ZN 由图 12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式 12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1478Mpa验算H H =ZE ZH Z （式 12.8）u1)/bd(u2KT2116 =189.82.50.863/4)363636/(8935067. 22 =1406 H2计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 Y Y=0.25+075/ =0.68齿间载荷分配系数 KF 由表 12.10，KF=1/ Y=1.47齿向载荷分配系数 KF 由图 12.14，KF=1.38载荷系数 K K= KA KV KFKF =3.65齿形系数 YF 由图 12.21， YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数 YS 由图 12.22，YS1=1.65 YS2=1.8弯曲疲劳极限Flim 由图 12.23c，Flim1 =920Mpa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数 SFlim 由表 12.14，SFlim =1.25西安工业大学毕业设计（论文）38弯曲寿命系数 YN 由图 12.24，YN1 =0.95 YN2 =0.97尺寸系数 Yx 由图 12.25，Yx =1许用弯曲应力F F1 =Flim1YN1 Yx / SFlim =669MPa F2 =Flim2YN2Yx/ SFlim =659MPa验算F1 F1 =2KT1YF1YS1Y/bd11m =594MPa F2 =F1 YF2YS2 / YF1 YS1 =574MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求3.2.63.2.6 XVXV 轴的设计验算轴的设计验算由上可知， Ft1 =2 T3/d9=3574N，Fr1= Ft1tan=1300N Ft2 =2 T3/d11=5489N，Fr2= Ft2tan=1996N计算支反力计算支反力 水平面 R1=(3574205+548960)/300=3540NF R2= 3574+5489-3540=5523NF垂直面 R1=(199660+1300205)/300 =1287NF R2=1300+1996-1287=2009NF 受力图见图 15.1图 15.1合成弯矩图见图 15.2 M=zMyM22xx = 357836N mm西安工业大学毕业设计（论文）39图 15.2许用应力值 查表 16.3，ob=150 -1b=90应力校正系数 =-1b /ob=90/150=0.6当量弯矩图见图 14.3 MD =22T)(M =361830 Nmm西安工业大学毕业设计（论文）40图 15.3校核轴径校核轴径齿根圆直径 df1 = d1 -2(ha +c) mn=45mm轴径 = d 1 . 0/31bM =34.3mm45mm =d 1 . 0/31bM =27mm100 =1.88-3.2(1/ Z1 +1/ Z2 )cos =1.74 Z=)/34( =0.87由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数 KH 由表 12.11 KH =A+B (b/d) +Cb2310 =1.35由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.35 =2.67弹性系数 ZE 由表 12.12，ZE =189.8节点区域系数 ZH 由图 12.16，ZH =2.5接触最小安全系数 SHmin 由表 12.14，SHmin=1.05总工作时间 th th =1030080.2 =4800h应力循环次数 NL 由表 12.15，估计 NL, 则指数 m=8.78710910 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式ni 1m西安工业大学毕业设计（论文）4212.13） =2.6107原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=0.81107接触寿命系数 ZN 由图 12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式 12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1478MPa验算H H =ZE ZH Z （式 12.8）u1)/bd12KT1(u2 =189.82.50.87 3/4)303030/(8410067. 22=1444MPa H2计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 Y Y=0.25+075/ =0.68齿间载荷分配系数 KF 由表 12.10，KF=1/ Y=1.47齿向载荷分配系数 KF 由图 12.14，KF=1.38载荷系数 K K= KA KV KFKF =3.65 齿形系数 YF 由图 12.21， YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数 YS 由图 12.22，YS1=1.65 YS2=1.8弯曲疲劳极限Flim 由图 12.23c，Flim1 =920MPa Flim2 =850MPa西安工业大学毕业设计（论文）43弯曲最小安全系数 SFlim 由表 12.14，SFlim =1.25弯曲寿命系数 YN 由图 12.24，YN1 =0.95 YN2 =0.97尺寸系数 Yx 由图 12.25，Yx =1许用弯曲应力F F1 =Flim1YN1 Yx / SFlim =669MPa F2 =Flim2YN2Yx/ SFlim =659MPa验算F1 F1 =2KT4YF1YS1Y/bd13m =641Mpa F2 =F1 YF2YS2 / YF1 YS1 =622MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求西安工业大学毕业设计（论文）44第四章第四章 双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究通过对进给箱传动系统的研究，发现了一条新的传动路线，当 U倍 =1 时可以减少车削公制螺纹及模数螺纹传动链中的传动齿轮 6 个，使传动链大大缩短，并且提高了被加工螺纹的精度。4.14.1 新传动链车公制螺纹新传动链车公制螺纹当 U倍 =1 时，新的车公制螺纹传动路线已有的传动路线：新的传动链调整十分简单, 只须将进给箱中的离合器M4改为接合, 就可断开已有传动链而调整出U倍的新的传动链。即车削U倍=1的公制螺纹时, 进给箱中的离合器M3脱开、M5接合（M3 、M5保持原状不变）；而离合器M4由原来脱开调整为接合。M4接合, 即XVII轴左边Z28滑移外齿轮滑进离合器M4的Z28内齿轮, 既保持轴与XIV与XVII联成一轴，其传动比UXVIIXVII=1，与U倍 =1等效；（因在老传动链中， UXVIIXVII=(25/36)(36/25) U倍 ） ；同时又自动断开了U倍 =1时已有的传动链（U基-XIV-25/36-36/25-XV- U倍 XVII）的传动。换言之，新老传动链不可能同时传动使XVII转动，这样可以避免新老传动链运动之间的相互干扰。M4接合后，运动有主轴VI经齿轮副58/58,轴IX至XI间的换向机构，挂轮(63/100)(100/75),传至进给箱XII，然后再经齿轮副25/36，轴XIII-XIV间的滑移齿轮变速机构（基本螺距组） ，经离合器M4直接传至X
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