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。
增倍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：
ubj=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的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、12/7，由此拟定传动系统草图如（图1-2）附后。
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3.2 BL台车进给箱设计方案选择
进给箱按其轴的布置形式分，一般又塔轮结构式、两轴滑移式和三
轴滑移式。塔轮结构由于操纵比较复杂，功率消耗大，在当前机床进给箱中几乎都不再使用。普通车床如CA614型卧式车床的进给箱一般采用三轴滑移式结构。BL系列台式车床是一种小型车床，它的进给箱的内部空间较小，所用的齿轮数也比普通车床要少，操纵比较简单，传递的功率也不大，因此选用两轴滑移比较合适。
由于BL台式进给箱的尺寸较小，两轴传动的轴线在空间的距离不大，且要求传动比较准确，所以我们在进给箱内选用齿轮传动。又根据要求设计两轴线平行，所以我们使用的齿轮为圆柱齿轮。根据经验和传动要求，我们选取齿轮的材料为45钢。根据设计条件可知进给箱的丝杠和光杠各有9级转速。进给箱中传动轴转速的改变主要是通过不同齿数的齿轮啮合来实现的。有9级转速，也就意味着有9种不同的传动路线。如果我们选用二联齿轮，当使用3只时只有8（2×2×2）级转速，使用4只时，有16﹙2×2×2×2﹚级转速。都不能满足设计要求。故不宜采用二联齿轮。但是如果我们采用三联齿轮（3×3），则刚好满足9级转速这一要求。故在进给量变换中我们选用两只三联齿轮。另外，我们采用固定螺钉来进行固定螺钉来进行齿轮的轴向固定。
进给箱的传动轴应满足强度和刚度方面的要求。强度方面的要求是，保证轴在反复弯曲载荷和扭转载荷下不发生疲劳破坏。刚度方面的要求是，轴在弯曲和扭转载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，则装在轴中部的齿轮会因轴的，扰度过大而破坏它们的正常啮合关系，并产生振动；装在齿轮两端的齿轮和轴承，会因倾角过大而压强分布不均，产生不均匀的磨损和过大的噪音。如果扭转刚度不足，则产生扭振。 在进给箱的丝杠和光杠转换机构中，我们需要使用离合器来实现丝杠
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和光杠运动的转换，也即是走刀和螺纹的转换。离合器按其结合部分的特点，分为啮合式和摩擦式两大类，根据设计要求，我们选择啮合式离合器，因为该式离合器与摩擦式相比，有如下几个优点：（1）在相同尺寸条件下，啮合式离合器能传递的扭矩大于摩擦式；（2）啮合式离合器为刚性传动，无打滑现象，传动比准确；（3）啮合式离合器在结合过程中的磨损和发热均较小。离合器应满足下列要求：离、合要迅速、可靠，结合要平稳，断开要彻底；操纵轻松省力。另外，离合器应尽量放在高速轴上，以使传递的扭矩小些，则离合器的尺寸也就可以减小些。 该台车进给箱中的操纵机构用来控制变速、丝杠和光杠的转换。它虽不直接参与机床的工作运动，与机床的精度和刚度等也无直接影响，但它影响机床工作性能的发挥和工人的劳动强度。因此在机床进给箱的设计过程中，我们应该重视操纵机构的设计。操纵机构应达到轻松省力、操纵方便和便于记忆、安全可靠等几方面的要求。在该进给箱中，根据设计情况，我们选用了单独操纵机构，共使用三个手柄操纵三只滑移齿轮。操纵机构主要由操纵件（手柄）、传动装置 （摇杆、两啮合的扇形齿轮）、执行件（拨叉、销子）这三个部分组成。
参考相关设计资料，根据工程技术人员的经验，我觉得下列这种转速图与该台车的实际情况比较符合，故不妨认定其为该台车的转速图，以便于我们能更好的进行设计。
我们基本可以确定BL系列台车的运动简图如下图所示。
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3.3 齿轮的设计计算
选取BL30213和BL30202这两个相啮合的齿轮进行计算，BL30213齿
轮布置在进给箱输入轴上。根据主轴箱的设计计算，选取进给箱输入轴转速n=345r/min，传动比i=2，齿轮对称布置，使用寿命8年，每年以300工作日计，两班制，中等冲击齿轮单向回转。由于主电机的功率为1.5kw，根据经验我们取进给箱输入轴的功率p0=0.5KW。则齿轮传递功率为：
P=P0错误！未找到引用源。 =0.495KW
(其中：P0代表输入轴的功率，错误！未找到引用源。1代表轴承的传动效率) 解：（1）齿轮的材料、精度和齿数选择
因传递功率不大、转速不高、材料按表7-1选取，都选取45钢，铸造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均为软齿面。小齿轮硬度为240HBS，大齿轮硬度为200HBS。齿轮精度用7级，齿轮表面粗糙度为Ra3.2。软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，Z1=20，则Z2=iZ1=2×20=40 (2) 设计计算 1、设计准则
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按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
【10】
2、齿面接触疲劳强度设计 由式（7-9）得
由《机械设计》P100，查图7-6选取材料的接触疲劳强度极限应力为： σ
H1lim
=580Mpa σ
H2him
=560Mpa
由《机械设计》P101，查图7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为： σ
F1lim
=230Mpa σ
F2him
=210Mpa
【10】
应力循环次数N由式（7-3）计算得：
N1 =60n1at =60×345×﹙16×300×8﹚ =7.95×108
由《机械设计》P102，查图7-8，得接触疲劳寿命系数为： ZN1 =1 ZN2 =1.02
由《机械设计》P103，查图7-9，得弯曲疲劳寿命系数为： YN1 =1 YN2 =1
由《机械设计》P102，查表7-2，得接触疲劳安全系数为SHmin =1，弯曲疲劳安全系数SFmin =1.4，YST =2.0，KT =1.3由式（7-1﹚【10】和﹙7-2﹚【10】求许用接触应力和许用弯曲应力：
由式7-9【10】得
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