普通车床的八级主轴箱部件设计车床8级变速主轴箱设计

1、普通车床的八级主轴箱部件设计1 辦殳i十31.1原始参数41.2机床运动参数的确定51.2.1确定主电机51.2.2主传动系统的拟定51.2.3确定齿轮的齿数61.2.4确定系统的传动系统图72 殳计82.1确定各轴转速82.2带传动设计82.3各传动齿轮模数的确定、校核和结构尺寸102.3.1模数的确定102.3.2校核轮齿弯度疲劳强度122.3.3滑移齿轮的结构尺寸132.4确定各轴的最小直径143结构设计153.1主轴组件的设计153.1.1主轴前后轴直径的选择153.1.2主轴内孔直径的确定153.1.3主轴前端仲长量a153.1.4主轴组件最佳跨距选择163.1.5轴的校核173.1

2、.6主轴组件的选择203.2操纵机构的设计213.2.1设计计算213.2.2结构设计233.3箱体设计234师骨244.1.1润滑剂的选择244.1.2润滑方式24懇：25x*®26运动设计1.1原始参数主电机的功率：3kw取大转速：1600r/min最低转速：315r/min 公比：1.26工件材料：钢铁材料道具材料：硬质合金1.2机床运动参数的确定1.2.1确定主电机电机功率：3kw电机型号：j02-32-4电机转速：l430r/min1.2.2主传动系统的拟定拟定传动方案，包括传动形式选择以及开停、制动、换向、操纵等整个传动系统的 确定。传动形式则指传动和变速的元件，机构以及

3、组成，安排不同特点的传动形式，变 速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确 定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。确定结构式：方案 a:8二2,x22x24方案 b: 8 = 4, x24 结构网如下所示：4oz-x=8阁1-18级结构网的两种方案主变速传动系从电动机道主轴，通常为降速传动，接近电动机的转速较高，传动的 转矩较小，尺寸小一些，反之靠近主轴的传动件转速较低，传动的转矩较大，尺寸就较 大。因此在拟定主变速传动系吋，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副 数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围

4、内工作，尺寸小一 些，以节省变速箱的造价，减少变速箱的外形尺寸;也就是满足传动副前多后少的原则，确定传动方案。通过验算最后扩大组的变速范围： r“=1.264x(2d)=2.52r/? = l= 4.00ra < rh所以方案a为优拟定转速图：传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速运动时，为防 止齿轮的直径过大而使其径向尺寸过大，常限制最小传动比，/min>-,升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比zmaxs2,斜齿轮比较平稳，可取zmax < 2.5 ,故变速组的最大变速范围为/?max=/max/zmins810。检査变速组的变速范围是否超过极

5、限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩 大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。由p = 1.26 = 1.064查表选取标准转速，其标准转速是：315, 400，500，630,800， 1250, 1600由此可以确定系统的转速图 8 = 2丨 x2, x24r _ "max i .160012501000800630500460315/(r/min)1.2.3确定齿轮的齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和52不应过大；齿轮的齿数和52过大会加大两轴之间的中心距，使 机床结构庞大，一般推荐100200。 最小

6、齿轮的齿数要尽可能少;但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数zmin218;受限制的最小齿轮齿数应大于1820;齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比 （转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿数所造成的转数所造成的 转速误差，一般不应超过±10%（识-1）%由系统结构图和转速图可知，系统采用双联滑移齿轮 = 1 5z =.60,62,64,66,68,70,72,74.i（l2 = sz =.50,52,54,66,68,70,72,741.26ia3 = sz =.44,52,54,60,62,70,

7、72,781.6i（l4 =-sz =.48,54,60,62,70,72,78由以上几行可以挑出，s2 =54和72是共同适用的。选取s、=72,则从表屮可以查 出小齿轮齿数分别是 36, 32, 28, 24,即匕=36/36,=32/40,=28/44,z,4 = 24/48 o1.2.4确定系统的传动系统由以上可以确定系统的传动系统图，为0125图1-3 8级传动系2动力设计2.1确定各轴转速(1) 确定主轴计算转速nlv = ninin3 =315x(1.26)3 = 460r / min(2) 各传动轴计算转速轴iii的可从主轴460r/min按hl.263的传动副找上去 轴iii

8、的计算转速630r/min 轴ii的计算转速1000r/min 轴i的计算转速1250r/min(3) 各齿轮的计算转速传动组c中24/48只计算z9 =24的齿轮，计算转速n# = 8oor/min ； 40/32只计算z9 = 32的齿轮，计算转速 = 630r/min；传动组b中主动齿轮z5=36、z6=28,计算转速为、=1000i7min; 传动组a中主动齿轮z, =32、z2 =36 ,计算转速为=1250r/min。(4) 核算主轴误差2n 125 1 1 1.26 /!屮=1430xx-x-x= 1575'人143 1 11= 1600r/minmx100%=|o=1.

9、56%<5%所以合适。2.2带传动设计v带传动中，轴间距a可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽之间会有打滑，宜 可缓和冲击和隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸较大，机床屮常用 作电机输出轴的定比传动。电动机转速，传递功率，传动比i = 0.847, 两班制一天运转16. 1小时，工作年数10年。(1) 确定计算功率由机械设计表2-10工作系数么查得h =1.3 由机械设计式(2.21)得pc=)tap0=1.3x3 = 3.9kw(2) 选取v带型根据小带轮的转速和计算功率，选a带型(3) 确定带轮直径和验算带速带轮的直径越小，带的弯曲应力越大。为提高带的使用寿命，小带轮的直径不应

10、过小， 即vt/inin = 75mm。査机械设计表2-4和表2-4取小带轮基准直径彳=125mm143则 d，=d'xi = 125x=142.5mm 21125直径系列值d，= 140mm实际传动比1十耑=0观传动比相对误差:故允许|zq-/| _ |0.874-0.892ivn -<74-=2%<5%验算带速7idxi60x10003.14x125x143060x1000二 9.35m/se故带速合适（4）确定传动中心距和带的基准长度带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定。一般可在下列范围内选取， 据机械设计经验公式（2-23）:设中心距为a。，则0.55(4

11、+2)-r/o -2(4 +2)于是145.75 <% <530初取中心距tz。= 400mm带长/0 = 2a（） + （/, + o + （ +"2） = 1216.2mm 24tz0由机械设计表（2-2）查取相近的基准长度心，ld = 1250mm按机械设计公式（2.24）计算实际中心距l, - £（）1250-1216.26z = 6zn + -=400 += 471mm2 2（5）验算小带轮的包角由机械设计公式（2.2）得6z-18o° -d2dx51.r =177.93° 120" a故合适（6）确定带的根数由机械设计公

12、式（12.27）得pc2.06 - 33.9(1.92 + 0.13)x0.99x0.93即取带数z=3（7）计算带的张紧力f。査机械设计表（2-1）， = 0.1kg/m由机械设计式（2-9）得fo=5oo-v.2.5-k+ gv2 =120.89n（8）计算作用在轴上的压轴力 根据机械设计式（2.29）得177.93fq = 2zf sin = 2x3xl20.89xsin2 2610.51n2.3各传动齿轮模数的确定、校核和结构尺寸2.3.1模数的确定a传动组：36齿齿轮的模数 齿轮接触疲劳强度计算(1) 计算工作转矩：7；=9.55x106x-nx9.55x106x2.85125022

13、9207v - mm536(2) 初步计算小齿轮直径:查表取=96，(pm= = 5,(pdmz,、f、r , 229201 + 1d, >96x3/7x= 84.5mm，1x550"1取 < =85mm，则齿宽 /? = 1 lmm(3) 按齿轮接触疲劳强度计算设计2zezhze"ktk，1.10,设计齿轮精度为7级，v = = 3.95m/s,1.1，也= 1.10,k4ft _lkat、ld' _ 1.10x2x22920z,bb55x19查表取 ka = 1.2， k = 1.10x1.1x1.10x1.2 = 1.60(4) 齿面接触应力31.

14、22,zh = 2.5 , ze = 189.8vmp1.88-3.21 x 1cos j3 = .694一么-/4 h69 -0.88(pd u"kt12.5mm2x1.60x22920 1 + 1189.8x2.5x0.88550='8xtxz,36-!()-则彳=州:里=3x36 = 108mm b =(pm m = 5x3 = 15mm同理32齿齿轮的模数:z.d'1.88-3.236 36= 1.702x1.60x22920t32xl.8x189.8 x 2.5 x 0.88 y 550>67.26mm取 < =70mm，m = 2 则 <

15、 =mz| =3x32 = 96mm b =(pm .m = 5x3 = 15mmb传动组：7；二9.55xlo6x- = f9.55xlo6x0.95x0.99"叫=26675.877v mm c28 i1000)2xl.60x266j75：87><1±.><p89.8x2.5x0.88550=74.78mm28取 t/3 = 75mm，m = = 2.68'z5取 m = 3,孔=a = 6，=& = mz, 36则 b =(pm - m = 6x3 = 18mmdy = m - z5 =3x28 = 84mm c传动组：32齿齿

16、轮的模数74=9.55xl06x- = | 9.55x106 x 0.95 x 0." x3 | = 41919.27v-mm"e321.88-3.21 丄x丄 llcos夕二6301.88-3.2=j=j4_h7()=0.882kta u + l"kt2xl.60x26675.87x2.25x取 = 90mm , m = = 2.8 ,z32取m = 3，(pm=- = s,(p(l= = - mz, 36则 < =zz?z32 = 3x32 = 96mm b =(pm m = 8x3 = 24mm 故都可以统一取m = 32.3.2校核轮齿弯度疲劳强度a

17、传动组：36齿齿轮校核：由图査的rfai =2.45 由图查的rsai =1.650 75因么=1.69，所以 1； =0.25 + = 0.694查图4.21-3得m/ =查表4-10，取心=1.60rmin由图 4.22 得' =0.884 查图4.23得& =1_ 2x1.60x22920 24x108x3600mpa由fiml(jasyx =33i.5mpa189.8x2.5x0.8855026a6mpa=88.62mm由 ctf| = 26.46mpa < <jfi j=331.5mpa故36齿齿轮弯曲疲劳强度满足要求同理可进行a传动组屮其他齿轮和b传动组

18、、c传动组齿轮的弯曲疲劳强度校核。经计算都满足耍求。2.3.3滑移齿轮的结构尺寸(1) a传动组双联滑移齿轮：总长 l = 2b + bk + 2k +其屮，齿轮宽度/? = % m = 5 x 3 = 15 mm插齿刀退刀槽的宽度么=6mm换位用拨叉槽的宽度4 =| = 7.5mm，取=12mm拨义槽边到齿轮端面的距离k= = 3mm 2拨叉槽深度= i =2轮毂直径根据花键轴根径，取£>,=42!得l = 2x15+ 6 + 2x3 +12 = 54mm(2) b传动组双联滑移齿轮：总长 l = 2b + bk + 2k +其屮，齿轮宽度/? = % m = 6x3 = 1

19、8mm插齿刀退刀槽的宽度么=6mm换位用拨叉槽的宽度4 =| = 7.5mm，取=12mm拨义槽边到齿轮端面的距离k= = 3mm 2拨义槽深度/i = & = 6mm 2轮毂直径根据花键轴根径，取£>,=3411101 得 l = 2x18 + 6 + 2x3 + 12 = 60mm(3) c传动组双联滑移齿轮：总长 l = 2b + bk + 2k +其中，齿轮宽度/?=识 - m = 8x3 = 24mm插齿刀退刀槽的宽度么二6mm换位用拨义槽的宽度4 二7.5mm，取=12mm拨叉槽边到齿轮端面的距离k = = 3mm 2拨叉槽深度/i = l = 6mm 2轮

20、毂直径根据花键轴根径，取£>,=34011得 l = 2x24 + 6 + 2x3 + 12 = 72mm图2-1 c传动组双联滑移齿轮示意图2.4确定各轴的最小直径当轴上由键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算值减小7%为 花键轴的小径；空心轴时，需乘以计算系数b，b值见机械设计手册表7-12。(1) i 轴的直径：7 = 0.95 ,=1250r/min轴自身材料选用45号钢，故c = 110由 v cj = 110x j3x0.95 _ i4 48mm7v 1250(2) ii 轴的直径：7 = 0.94 , n2 =1000r/min 轴自身材料选用45

21、号钢，故 = 110由 > cj = 110x 3)= 15.54mmn n2v 1000(3) iii轴的直径： =0.93,=630r/minc3p- = 1 10x3；3xq,93 = 18.07mm v riyv 630 iv轴的直径：z/4 =0.92, =460/min3x0.9246020.00mm3结构设计3.1主轴组件的设计主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，是机床上的一个重要部件。主轴部件由主 轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件、密封件等组成。主轴部件带动工件或刀具完成 工件表而的形成运动，传动运动和动力；主轴部件还是工件或刀具的支撑件，承受切削 力、进给力、驱动力和

22、工件或刀具的重量等，并保证工件（或刀具）与机床其他部分由 精确的相对位罝；保证其转轴心位罝准确、稳定，以达到预期的加工精度和表面粗糙 度。以上特点是主轴部件和普通传动轴驱动部件的主要区别。因为机床功能不同，主轴部件的结构也多种多样，但各种主轴部件都有其共同特 点：在使用上都要求它具有与该机床工作性能相一致的冋转精度、抗振性、耐磨性等， 还要求温升低，热变形小。在结构上要求能完善解决工件或刀具的定位装夹、主轴及其 轴承定位、轴承间隙的调整以及润滑、密封等问题，以适应主轴高速化、高精度的发展 方向并满足便于制造、装配、维修等共性问题。下面对主轴的重耍尺寸参数及主轴结构的设计做详细的说明3.1.1主

23、轴前后轴直径的选择主轴的外径尺、h关键是主轴前轴颈直径，一般按照机床类型，主轴传递的功率或 最大冋转直径，参考表3-7选取，最大冋转直径250mm的车床，查机械制造装备设 计表3-7,前轴颈应=70105，初选，后轴颈，屮间轴颈故选前轴承型号为32014 中间轴承型号为320113.1.2主轴内孔直径的确定主轴孔径过小，使从中通过的棒料或拉杆直径受到限制，而且深孔加工也较为闲 难。主轴孔径可减小主轴重量，提高固有频率。为了扩大机床的使用范围，主轴孔径也 应适当增大。但是，当主轴外径一定时，增大孔径受到结构和刚度要求的限制：孔径增大会减小主轴的壁厚，如果轴壁过薄，就要影响主轴正常工作。对于中型机

24、 床主轴后轴颈的直径与孔径之差不要小于2025mm，主轴尾端最薄处的直径差不要小 于10i5mm。同时，孔径的增大会削弱主轴的刚度，主轴端部的刚度与截面惯性矩成 正比。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于 定心是，锥度应取大些；若锥孔除用于定心外，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应 小些。木次设计车床的主轴的内孔直径是渐变的，前轴颈端为40mm,后轴颈端为 24mm3.1.3主轴前端伸长量a主轴悬伸量是指主轴前端至前支撑点的距离，它的大小对主轴组件的刚度和抗振性 有显著影响。悬伸量小，轴端位移就小，刚度得到提高。在主轴尺寸参数屮，主轴悬伸量对主轴组件静动态特性

25、的影响最大。主轴悬伸量的 大小往往受到结构限制，主要取决于主轴前端部的结构型式及尺寸、刀具或夹具的安装 方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构 要求的前提下，应最大限度地缩短主轴的悬仲量a.减小主轴前端伸长量对提高主轴组件的旋转精度、刚度和抗震性有显著效果，因此 在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴前端伸长量a,根据结 构，定悬伸量= 100mm3.1.4主轴组件最佳跨距选择支承跨距l是指主轴相邻两支承的支反力作用点之间的距离。合理确定主轴支承 跨距l是获得主轴部件的最大静刚度的重要条件之一。支承跨距l对主轴刚度的影响比较复杂。经分析计算

26、可知，对于两支承主轴跨 距，当主轴受切削力f作用时，主轴和支承部件都要变形并引起主轴轴端位移。它是 主轴本身弯曲在轴端的弯曲变形yi,和轴承变形所产生的端部位移y2的叠加。考虑到机械效率为0.9主轴最大的输出转矩：r = 9550 = 9550 = 56.o57v 460460床身最大加工直径约为最大回转直径的60%。取50%即为i25mm,故半径为 0. ii 25m切削力：fr= = 3610nc 0.1背向力：f/? =0.5 =0.5x3610 = 1805tv故总的作用力：f =+ f(2 = v36102+18052 = 4036n假设/tz = 3, / = 3xll7 = 35

27、1mm 前后支撑么，仏分别为：f=x220i8x351 + 117351= 2691/v4+2018 皆673"根据 kv = 3.39fr0-76z0-8(/z)0-9cos1.9仅f=26917v,f=673laa = 8.8mm，lah = 10.8mm，zb = 1 ,za=30 ja = , ir =2 ka = 3.39x2691°'x8.8°.8x(2x17)°9 cos1.9 = 16957v 么二 3.39x673。xl0.8°.8x(2x17)°9 cos1.9 = 1042/vk /kb= = 1.63

28、a b 1042j=190 + 702/2 = 541mm/=0.05x(0.0854 -0.0464) = 2.39x1 om4riel2.1xlollx2.39xlq-61659x0.0753x106=0.702主轴最佳跨距由图查/u/tz = 3 与原假设相符/ = 3xll7 = 351mm3.1.5轴的校核3.1.5.1轴的受力分析27；2x22920f= = = 852.8/v'd 53.75fr = fttana = 852.8xtan20° = 3072v先作出轴的受力计算简图（即力学模型） 由前面可知压轴力=610.51n3.1.5.2校核轴的强度如阁所示：

29、计算如下：(1) 水平面受力以a为基点:-60厂+16% - 219巧+心x491 = 0 以 c 为基点：272f, - 3227 + 431 fx491 = 0fxafxb + fxc-fa-ft2=°解得：fxa = 566nfxb=6s1n fxc= 752.67v(2) 垂直面受力以 a 为基点-60fr + 169f-219fr+ 491fyc=0 以 c 为基点：-491fva + 431fr| +322/-272/% =0fya + fyb + fyc fr - frl = 0解得：fya=55n f',，2172v fyc = 2427v(3) 弯矩图，求截

30、面c处的弯矩 水平面上的弯矩mhc=(么 x 132+fvfi x32) = 258000/v mm 垂直面上的弯矩 mvci = 47400/v mmmvc2 = 1847607v mm(4)合成弯矩mmc,mc2 =作弯矩图+2',q2hcam2vc2=7258002+474002 « 623187v mm =a/258002+1847602 « 317333w mm7；= 959000/v mmt2 = 645000tv mm(5)作当量弯矩阁因单向回转，视扭矩为脉动循环，-0.6,则截面c处的当量弯矩为：mt、=加 +(叫2 =扣23182+(0.6x959

31、000)2 -632373-mmme、=mei = 6323732v .mm按当量弯矩校核该轴的强度。截面c处当量弯矩最大，故应对此截面校核。截面 c 处的强度按= 632373 mpa = 18 a mpae w 0.1x703查表得，对于 45 钢，cr.i6 = 60mpa, ae<crd6。故轴的强度足够。(6)判断危险截面由于在截面c处当量弯矩最大，故危险截面是c处。(7)安仝系数法校核轴的强度 疲劳极限等效系数a. 对称循环疲劳极限c7oh = 0.44o-.1/? =(0.44x640)mprz = 2s2mpa r, = 0.30rb =(0.30x 64o)a1p =

32、192mpab. 脉动循环疲劳极限c7oh = 1 j6ab =(1.7x 282)mpa = 479.4燃y r() = 1.6r, =(1.6x192)mpa = 3q1.2mpac. 等效系数为： ab2x282-479.4479.40.182(7 ,-ct02x192-307.2(pr =-=t <7()307.2c截面上的应力：a.弯矩由线性插值得yw(.=0.25262318x79-3679mpa = 421s0.1mpanv： ri+t i、 life*a/142780.7ob. 弯曲他力幅 <7 =(7 =-=-mpa = 5.2mpaa w 0.1x653c. 平

33、均弯曲应力<j,=0d. 扭转切应力 r = = 959000 =1 la6mpawt 0.2 x653r 17 46e. .扭转切应力幅和平均扭转切应力r=r= - = mpa = s.13mpa 应力集中系数：a.有效应力集屮系数，因为该截面有轴径变化，过渡阏角半径r =则一 = 1.08，一 = 0.03，（jh = mqmpa,=1.715, a：z =1.3ddb. 表而状态系数：该截面表面粗糙度= 640mpa，p = 0.92c. 尺寸系数：2mm，么=0.78，= 0.74安全系数：<7-12821.71522.68r-10.92x0.78x5.2 + 0= 10.

34、1822.68x10.18=9.29 > 1.5 = sper权2 + sr2 初.682+10.182 所以c截面安全。3.1.6主轴组件的选择3.1.6.1轴承的选用i 轴：6007 （2 个）ii轴：6304、61907、6304 iii轴:6305 （2 个）iv轴:32014、32011、6208 前轴颈轴承：32014 中间轴颈轴承：320113.1.6.2轴承的校核轴i轴承：6007 （深沟球轴承）由手册查得：c,.=16.2x1037v coz. =10.5x103nfa/qr= 166/10500 = 0.047用线性插值法得e = 0.25fa / fr=66/807

35、 = 0.51e «0.25查表得 x=0.56, k = 1.78 考虑轴承工作屮有屮等冲击，查得/p=1.5 p = fp （xfr + ffj = 1.5x（l 0.56x 807 +1.78 +166） = 4768.27v 按寿命的校核：校核i轴轴承6007 （深沟球轴承）基本额定寿命：间（106 转）£寿命指数p当量动载荷，wl基本额定寿命，以106转为单位用表示轴承的转速（r/min），则以小时数表示的轴承基本额定寿命为:经过温度系数/修正后，基本额定寿命计算公式为:由于工作温度s120/°c，取=1)o/i=2327h106 pxl6.2xl03

36、丫 60x1250 2.88x103 ?因为 lloh = 2327h > 2000h 故选用轴承6007能满足工作耍求。3.2操纵机构的设计机床为了完成复杂的切削加工，需要保证各种运动能够协调有序地进行，必须设计 套完善可靠的操纵机构。本次设计采用的是手动单独操纵机构，设计计算和结构如下：3.2.1设计计算(l) a传动组的操纵机构 确定ho . a 2sin2其屮：5 = 2/?<!=215 + 2 = 3211101上是齿轮的宽度。一般要求6 60"90°,通常取6 60°,在此取汉=46% e<0.3l （l为滑块长度，即滑移齿轮长度l=

37、75mm）取c 20mm s32h=e 二20 = 27.05mm2sin£2sin202 检验es2 322 e =16h16x27.052.37 <0.3l（£ = 75mm） 确定r/? = h + e = 32 + 2.37 = 34.37 确定a0.465a s s32sin 2 2r 2（h + e） 2x34.37故a = 46()合适检验定值孔间距：根据定位装置的有关尺寸及摆杆摆角a,检验两相邻定位孔(坑)之间壁距不得小 于2mm。否则可适当减小h值，这是摆角将增大，但必须汉60()90设计中定位孔是分布在* 20mm的圆周上，并且6z = 46g,故

38、有lo = 2l, = 2xsinxl0 = 6.84mmlo =9.3mm2mm故定位孔的间距合适(2) b传动组的操纵机构 确定h2sin 2其中：s = 2z?=2xl8 + 2 = 38nim，b是齿轮的宽度。般要求汉s 60°90°，在此取汉=60° ,e < 0.3l (l为滑块长度，即滑移齿轮长度l=75mm)取e = 20mmcaoh=e =20 = 35.88mm2sin£2sin202 检验ec2ao2= 2.51<o.3a（£ = 75mm）16h16x35.88v 确定rr = he = 35.88 + 2.

39、51 二 38.31 确定a.a sin 0.496s s38zz2/?_ 2（/ + ） 2x38.31故a = 60()合适检验定值孔间距：根据定位装置的有关尺汴及摆杆摆角a,检验两相邻定位孔(坑)之间壁距不得小 于2mm。否则可适当减小h值，这是摆角将增大，但必须汉60°90°。设计中定位孔是分布在* 20mm的圆周上，并且6 = 60%故有lo =2l, = 2xsinxlo = 6.84mmlo = 10mm2mm故定位孔的间距合适(3) c传动组的操纵机构 确定h2sin-2其中：5 = 2/?祀=2x24 + 2 = 50mm，b是齿轮的宽度。一般要求60"90"，通常取660%在此取汉=42% e<0.3l (l为滑块长度，即滑移齿轮长度l=75mm)取e = 20mm2sin-20=53-5mm检验e确定r16h16x53.52.92 <0.3£（l = 75mm）r = h + e = 53.