机械制造装备课程设计-卧式机床主轴箱的结构设计.doc

机械制造装备课程设计 学 院 名 称： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机制084 姓 名： 学 号 指 导 教 师： 目 录1 设计目的32 运动设计42.1 卧式车床设计条件42.2 主轴各级标准转速确定42.3 驱动电机的选择42.4 主传动系统运动设计52.5 转速图绘制63 传动件设计93.1 机床带传动设计93.2 各传动件的计算转速103.3 各轴直径的确定123.4 齿轮模数计算133.5 齿轮齿宽确定154 传动件结构设计174.1 齿轮结构设计174.2 带轮结构设计184.3 主轴强度校核195传动件组件设计225.1 齿轮块设计225.2 轴承的选择225.3 密封装置设计245.4 主轴换向与制动机构设计245.5 其他结构问题256 设计总结26参考文献271 设计目的通过卧式机床主轴箱的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。课程设计属于机械装备制造课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计和机械装备制造的一般方法；培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力；培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力；提高技术总结及编制技术文件的能力。2 运动设计2.1卧式车床设计条件主轴转速范围：主轴最小转速nmin=42.5r/min给定公比：转速级数：z=10 最大加工直径：dmax=360mm2.2主轴各级标准转速确定 为使转速范围内的任意两个相邻转速之间相对转速损失均匀，取主轴转速数列为等比级数规律递变。机床采用有级变速n1=nmin, n2=nmin,., nz=nmin . 由以上公式可计算各级转速，并根据机械装备设计表3-2，圆整为标准转速，得该传动系统各级输出转速依次为：42.5r/min ,60r/min ,85r/min ,118r/min ,170r/min ,236r/min ,335r/min ,475r/min ,670r/min ,950r/min ,1320r/min ,1900r/min。主轴变速范围2.3驱动电机的选择 已知该卧式车床的最大回转直径d=360mm，则加工工件直径dmax=（0.5-0.6）d=160-192mmdmin=（0.2-0.25）dmax=64-80mm 车外圆时，工件以最高转速nmax=1900r/min,车削毛坯为d=64mm切削速度vc= 车刀进给速度vf=100mm/min进给量f=最大背吃刀量ap=3mm切削层公称横截面积ad=fap=0.0533=0.158mm2根据金属工艺学切削力经验公式fc=kcad根据金属工艺学表1-2，选取kc =1962mpa因此，有fc=kcad=19620.158=309.8n 切削功率pc=选取机床传动效率则机床电动机的功率根据机械设计课程设计表8-184选取y系列封闭式三相异步电动机y132m-8.额定功率为3.0kw，满载转速为710r/min2.4主传动系统运动设计（1） 确定变速组的个数和传动副数由于主轴转速为12级的变速系统，因此有两种选择：其一可用三个变速。其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组；其二可用两变组，即四联和三联滑移齿轮变速组。 实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： a12=34 b. 12=43 c.12=322 d12=232 e.12=223 方案a、b可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动 副的传动组，增大了该轴的轴向尺寸。如果采用两个双联换衣齿轮块，必须设计互锁机构，以防止两个滑移齿轮块同时啮合而出现干涉；若采用一个四联滑移齿轮块，不仅占用的轴向尺寸大，而且设计的难度比较大。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案c可取。（2） 结构网的确定在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图3-1所示。图2-4-1 传动系统结构网（3） 确定变速组扩大顺序传动副组合12=322，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式： a12=312326 b. 12=312623 c12 =322126 d. 12=342122 e12=322621 f. 12=342221根据级比指数分配应遵循“前疏后密”的原则，二者均应选用第一种方案。即12=312326 。这种方案与其他方案比较具有结构紧凑、尺寸小的特点。（4） 检查最后扩大组的变速范围 机床的传动系统，最后扩大组的变速范围必定最大，因此一般只要检查最后扩大组的变速范围不超过限制范围，则其余的变速组也不会超过。 结构式12=312326最后扩大组的变速范围为r1=x1(p1-1)=1.416=8，允许 因此，结构式方案确定为12=312326。由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组。2.5转速图绘制（1） 分配总降速传动比 因同步转速750r/min的总降速传动比 ,又电动机转速nd=710r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。（2） 确定各级转速并绘制转速图由,=1.41 , z = 12确定各级转速：42.5r/min ,60r/min ,85r/min ,118r/min ,170r/min ,236r/min ,335r/min ,475r/min ,670r/min ,950r/min ,1320r/min ,1900r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：首先确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一和可能：170、236、335、475、670、950r/min。确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取，轴的转速确定为：475 、670、950r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为950r/min。综上所述，可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=710/315下面画出转速图如图4-1所示（电动机转速与主轴最高转速相近）。图2-5-1 结构式12=312326的转速图（3） 确定各变速组传动副齿数传动组a: 查金属切削机床设计表2-1 ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b: 查金属切削机床设计表2-1，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c: 查金属切削机床设计表2-1,时：84、85、89、90、94、95时： 78、81、84、87、89、90、95可取 95.为降速传动，取轴齿轮齿数为19；为升速传动，取轴齿轮齿数为32。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为19，63；得轴两齿轮齿数分别为76，32。 综上所述，各变速组齿轮齿数表2-5-2所示变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和s728495齿数名zz1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11 z12z13z14齿数2448304236362262424219766332传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，检验z2-z3=48-42=64，因此所选齿轮的齿数符合设计要求的三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。3 传动件设计3.1机床带传动设计（1）初定轴i的转速 考虑i轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴ni=950r/min。（2）确定计算功率pca 由机械设计表8-7查得工作情况系数ka=1.1故 p ca=kap=1.13=3.3kw（3）选取v带型的带型根据计算功率pca和小带轮转速ni=315r/min，从机械设计图8-11选取a型v带。（4）确定带轮的基准直径dd并验算带速v1） 初选小带轮的基准直径dd1,有机械设计表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm2） 验算带速v。带速因为5m/sv（f0）min（10）计算压轴力fp压轴力的最小值为（fp）min=2z（fp）minsin =23180sin =1057.7n3.2各传动件的计算转速（1） 主轴的计算转速 由参考资料查得，主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，（2） 各传动轴的计算转速轴计算转速的确定：a. 轴共有6级实际工作转速56-315r/min。b.主轴在14r/min至630r/min之间的所有转速都能传递全部功率，此时轴若经齿轮副z11/z12传动主轴，只有160-315r/min的3级转速才能传递全部功率；若经齿轮副z13/z14传动主轴，则56-315r/min的6级转速都能传递全部功率；因此，轴具有的6级转速都能传递全部功率。c.其中，能够传递全部功率的最低转速n=56r/min即为轴的计算转速.其余依次类推，得各传动轴的计算转速为：ni=315r/min，n=160r/min.（3） 核算主轴转速误差所以合适。（4）传动系统图绘制传动系统图如图3-3所示图3-2卧式车床传动系统图（5） 各齿轮的计算转速1）齿轮z13的计算转速。 z13装在轴上，共有56-315r/min共六级转速；经z13/z14传动，主轴所得到的6级转速112-630r/min都能传递全部功率，故z13的这6级转速也能传递全部功率；其中最低转速56r/min即为z13的计算转速。2）齿轮z14的计算转速。z14装在轴上，共有112-630r/min共六级转速；它们都能传递全部功率；其中在最低转速160r/min即为z14的计算转速。3）齿轮z11的计算转速。z11装在轴上，共有56-315r/min 共六级转速；其中只有在160-315r/min的3级转速时，经z11/z12传动主轴所得到的40-80r/min这3级转速才能传递全部功率，而z11在56-112 r/min的3级转速时，经z11/z12传动主轴所得到的14-28r/min这3级转速都低于主轴的计算转速40r/min,故不能传递全部功率，因此z11只有在160-315r/min这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速160r/min即为z11的计算转速。4）齿轮z12的计算转速。z12装在轴上，共有14-80r/min这6级转速，其中只有40-80r/min这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速40r/min即为z12的计算转速。其余依次类推，各齿轮的计算转速见下表齿轮序号z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14nc（r/min）3151603152243153151605616016016040561603.3各轴直径的确定 由金属切削机床设计表3-11得主轴前轴颈直径d1 =75mm，后轴颈直径d2 = （0.70.8）d1，取d2 = 54 mm。1） 选择材料。材料选用45钢正货处理，有机械设计课程设计表8-17，材料抗拉强度，屈服强度硬度255hbs.许用弯曲应力2） 计算基本直径dmin 由机械设计表15-3，查得轴材料及载荷系数a0=105，许用扭转切应力。当轴端弯矩较小时，查机械设计课程设计表2-4取v带的传动效率为0.96，齿轮传动效率为0.97，滚动轴承传动效率为0.99，则piv=30.960.970.990.970.990.970.99=2.55kwi轴直径:，n1=315r/min,有一个键槽时，轴径增大5%7%，并圆整为22mm.ii轴直径:，n2=160r/min,有一个键槽时，轴径增大5%7%，并圆整为30mm.iii轴直径:，n3=56r/min,有一个键槽时，轴径增大5%7%，并圆整为40mm.iv轴直径:，n1=40r/min,主轴为空心轴,取=0.5，有一个键槽时，轴径增大5%7%，并圆整为50mm.主轴内孔直径div1=0.1dmax10 mm=3210 mm取主轴内孔为div1=30mm3.4齿轮模数计算 齿轮选用45钢正火处理按接触疲劳强度或者弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，因此先进行估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴变速箱中的齿轮采用12个模数，传动功率的齿数模数一般不小于2mm。 第一变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为z1。z1位于i轴，属于高速轴（1）按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。1） 选择载荷系数kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩t1=3） 由机械设计表10-7选取齿宽系数，由表10-6查取材料的弹性影响系数ze=189.8mpa1/2,由图10-21d按吃面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为；大齿轮的接触疲劳强度强度。4） 计算应力循环次数。n1=60n1jlh=603151（1530028）=1.36109n2=1.36109/2=6.81085） 由机械设计图10-19取khn1=0.95，khn2=1.02取失效概率的1%，安全系数s=1; 6） 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入中较小的值。圆周速度齿宽系数7） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数, 齿高h=2.25mt=5.85 mm,根据v=1.03 m/s ,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数kv=1.01，直齿轮,由表10-2查得使用系数ka=1，由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，kh=1.4220，由图10-13查得kf=1.28；故载荷系数k=8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得, 模数m=d1/z1=2.69 mm。（2）按齿根弯曲疲劳强度计算1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命;2） 计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则3） 计算载荷系数，由机械设计表10-5查得齿形系数yfa1=2.65,yfa2=2.332;应力校正系数ysa1=1.58,ysa2=1.692.模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.86并就近圆整为标准值m=2mm。由以上结论，按齿轮齿根弯曲疲劳弯曲强度验算第二变速组和第三变速组中的齿轮模数。第二变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为z7。z7位于ii轴 小齿轮传递的转矩t1= 2）计算应力循环次数n1=60n1jlh=601601（1530028）=6.9108n2=6.9109/2.8=2.451083）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命;4）计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则载荷系数k约为1.315由机械设计表10-5查得齿形系数yfa1=2.72,yfa2=2.272;应力校正系数ysa1=1.57,ysa2=1.734.模数第三变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为z11。z11位于iii轴1）小齿轮传递的转矩t1=2）计算应力循环次数n1=60n1jlh=601601（1530028）=6.9108n2=1.36109/4=3.41083）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命;4）计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则载荷系数k约为1.310由机械设计表10-5查得齿形系数yfa1=2.85,yfa2=2.228;应力校正系数ysa1=1.54,ysa2=1.762.模数为了使主轴变速箱中的齿轮采用12个模数，选取模数依次为2mm,3mm,3mm.3.5齿轮齿宽确定由公式得：第一变速组齿宽bi=（610）2=1220mm第二变速组齿宽bii=（610）3=1830mm第三变速组齿宽biii=（610）3=1830mm 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比小齿轮齿宽大综上所述，齿轮的基本参数如下表所示z1z2z3z4z5z6z7 z8z9z10z11z12z13z14齿数2448304236362262424219766332模数23 3分度圆直径489660847272661861261265722818996齿根高 hf2.53.75 3.75齿顶高ha23 3齿顶圆直径da52100648876767219213213263234195102齿根圆直径df43915579676758.5178.5118.5118.549.5220.5181.588.5中心距 72126142.5齿宽 20 30 304 传动件结构设计4.1齿轮结构设计当200da500mm时，可做成腹板式结构如图4-1-1所示，其余做成实心结构如图4-1-2所示，再考虑到加工问题，腹板式结构齿轮计算如下：图4-1-1腹板式结构齿轮图d11.6dhl=(1.2-1.5)bd1=da-10mnd0=0.5(d1+d1)d0=0.25(d1-d1)c=0.3bc1=(0.2-0.3)bn=0.5mnn1根据轴过渡圆角确定，r5mm实心式结构齿轮计算如下：当键槽上端面距齿根圆的距离2.5mn时用实心式结构齿轮，d11.6dhl=(1.2-1.5) bd1=da-10mnd0=0.5(d1+d1)d0=0.25(d1-d1)10 mm（d0较小时不钻孔）n=0.5mnn1根据轴过渡圆角确定,当键槽上端面距齿根圆的距离2.5mn时做成齿轮轴 图4-1-2实心式结构齿轮图4.2 带轮结构设计 机床带传动选用a型v带，其直径分别为 因此分别采用腹板式v带轮（结构图如图4-2-1所示）和轮辐式带轮（结构图如图4-2-2所示）。图4-2-1腹板式v带轮结构图图4-2-2轮辐式v带轮结构图dd=,da=320.5mm,d=30 mm,d1=(1.8-2)d=54-60mm,取=60 mml=(1.5-2)d=45-60mm,取l=45 mmb=(z-1)e+2f=(3-1)15+210=50mm,其中z为带的根数。h1=,其中，传递的功率p=30.96=2.88kw，带轮的转速n=315r/min,轮辐数za=4h2=0.8h1=30.4 mm,b1=0.4h1=15.2mm,b2=0.8b1=12.16mmf1=0.2h1=7.6 mm,f2=0.2h2=6.08 mm4.3 主轴强度校核由机械设计,齿轮传递扭距和力为主轴转距，齿轮受到的切向力 齿轮受到的径向力轴传递给主轴的功率为p=2.43kw由材料力学84页空心轴抗扭截面系数为,其中经过11-12齿轮传递时受力分析，大齿轮计算转速为40r/min,则主轴转矩t=9.55106p/n=9.551062.43/40=5.8105nmm=580nm齿轮受到的切向力ft=2t/d=25.8105/189=6138n齿轮受到的法向力fr=ftan=2234n法向载荷fn=ft/cos=6532n作轴的空间受力简图，如图 4-3-1所示图 4-3-1轴的空间受力简图fnha=181ft / (149+181)=3367n; fnhb=ft-fnva=2771nfnvb=149fr / (149+181)=1008n; fnva=1226nmh=181fnha=609.4nm; mv=181fnva=221.9nm做出水平面弯矩mh图，如图4-3-2所示；做出垂直面弯矩mv图，如图4-3-3所示图4-3-2水平面弯矩mh图图4-3-3垂直面弯矩mv图合成转矩m=648.5nm按弯矩合成应力校核轴的强度，校核截面由d=54mm，得轴的材料为45号钢正火，hbs200，故安全。5 传动件组件设计5.1齿轮块设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。 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：轴：623266 轴：626306 轴：8364075.2轴承的选择（1）主轴前轴承有两种常用的类型： 双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种： 600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。（2）轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。 轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的复杂程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 1)每个支撑点都要能承受径向力。 2)两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 3)径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。（3）轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。 普通精度级机床的主轴，前轴承的选c或d级，后轴承选d或e级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。 轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔的形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。（4）轴承间隙的调整 为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。 其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整螺母的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。为了方便安装，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，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用e级精度。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。5.3密封装置设计 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：（1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。（2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。因此，由于轴轴颈较小，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。 5.4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，轴以后的各轴停转。制动器安装在轴，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