轻卡右转向节机床设计.doc

机床设计说明书专业课程设计金属切削机床设计说明书学 院: 机械工程学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 09卓越班 姓 名: 学 号: 200900840164 指导教师: 完成时间: 2012.11.6 目录正文- 3 -一、机床的规格及用途- 3 -二、运动设计- 3 -1已知条件- 3 -2 选取电动机- 3 -3转速图的确定- 4 -三、动力计算- 8 -1计算转速的确定- 8 -2 带传动设计- 10 -3 传动轴的设计- 13 -4 齿轮传动设计- 14 -5 片式摩擦离合器的选择和计算- 22 -6 主轴设计- 23 -四、主传动系统的结构设计- 30 -1 齿轮的布置- 30 -2 轴的空间布置- 32 -3 主传动系统的开停装置- 35 -4 主传动系统的制动装置- 35 -5 传动系统的润滑- 36 -五、心得体会- 36 -参考文献- 37 -正文一、机床的规格及用途本文设计的是万能升降台铣床属于通用机床。主要适用于机械工厂中加工车间、工具车间和维修车间的成批生产、单件、小批生产。这种铣床可用圆柱铣刀、圆盘铣刀、角度铣刀、成型铣刀和端面铣刀加工各种平面、斜面、沟槽等。如果配以万能铣头、圆工作台、分度头等铣床附件，还可以扩大机床的加工范围。机床的设计一般应满足下面的几项要求：（1）机床的主轴须有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动的机床则为直线速度的变速范围和变速级数），以满足实际使用要求。（2）主电动机和全部机构要能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。（3）执行部件（如主轴组件）需有足够的精度、刚度、抗震性以及小于许可限度的热变形。（4）操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并便于调整和维修。（5）结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。二、运动设计1已知条件（1）转速范围：主轴最低转速。（2）公比： （3）转速级数：（4）工序参数2 选取电动机2.1计算切削力根据参考文献2其中切削速度v=1.96m/s,文献6表2-42.2 计算铣削功率铣削功率2.3计算主电动机功率选取的电机额定功率应大于功率根据参考文献3 表2-3，选取Y132S-4,其额定功率为5.5kW，额定满载转速为1440。表2-1-5 电机参数电动机型号额定功率/kW同步转速r/min满载转速/(r/min)质量/kgY132S-45.51500（4级）14402.22.3813转速图的确定3.1 确定各级转速根据参考文献1表6-1，由,确定各级转速，分别为1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5。3.2 变速组和传动副数的确定 变速组和传动副数可能的方案有:12=43 12=3412=322 12=232 12=223四联滑移齿轮增加轴向尺寸；如果用两个双联滑动齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。从电动机到主轴，一般为降速传动。传动副较多的变速组靠近电动机，转速高转矩小，许用强度小，可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，取12=322 的方案为好。3.3 结构式的确定在12=322 中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有六种方案: ， ， ， 在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。1）传动副的极限传动比和变速组的极限变速范围。若用齿轮传动，在降速时，常限制最小传动比imin1/4；升速时，最大传动比imax 2，如用斜齿轮传动，则 imax 2.5。因此，主传动链任一变速组的最大变速范围一般为 rmax= imax /imin =810。在检查变速组的变速范围时，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它小。方案(1)、(2)、(3)、(5)的第二扩大组 x2=6， p2=2，则，是可行的。方案(4)和(6)， x2=4， p2=3， ，是不可行的。2）基本组和扩大组的排列顺序在可行的四种方案(1) 、(2) 、(3) 、(5) 中，原则是选择中间传动轴(如轴、）变速范围最小的方案。因为如果各方案同一传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较四种方案的结构网，可以看出方案(1) 的中间传动轴变速范围较小，方案(5) 的较大，原因是(1) 方案的扩大顺序与传动顺序一致。 (5) 方案不一致。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。故方案(1) 最佳。3.4 绘制转速图1）传动轴轴数结构式三个变速组分别拟为a、b、c。变速机构共需4根轴，加上电动机轴共5 根轴，故转速图需5 条竖线。主轴共12 级转速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，故需12 条横线。2）配总降速传动比本例从电动机到主轴总的是降速趋势，按“前慢后快”的原则，首先分配最大降速路线上各传动副的传动比。3）确定各变速组传动副齿数对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从参考文献1表6-4中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据参考文献1表6-4a)传动组a:，iS1/257606366697275781/1.41586063656768707273771/158606264666870727476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。b)传动组b:，iS1/2.86972737677808184871/1707274767880828486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：42、62。c)传动组c:,iS1、484858990949527275788184878990可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。图3.4 转速图3.5绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：图2.2 传动系统结构三、动力计算1计算转速的确定机床主要传动件计算转速是主轴传递全部功率时的最低转速，计算转速在主轴范围中所处的位置因机床种类而异。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其它各传动件的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后端（靠近主轴）的传动件的计算转速，再顺次由后往前，即先定出位于传动链后端（靠近主轴）的传动件的计算转速。1.1确定主轴计算转速主轴的计算转速是第一个（低速）三分之一变速范围的最高一级转速，即nj=90r/min。1.2各传动轴的计算转速轴共有6级转速125-710r/min。轴若经齿轮副18/72 传动主轴，只有355-710r/min 的3 级转速才能传递全部功率；若经齿轮副60/30传动主轴，则125-710r/min的6转速都能传递全部功率；因此，轴具有6 级转速都能传递全部功率。其中，能够传递全部功率的最低转速为125r/min ，即为轴的计算转速。以此类推。表1.2 各轴计算转速轴序号I计算转速nj(r/min)710355125901.3各齿轮的计算转速传动组c中，Z=18的齿轮装在III轴上，共有125-710r/min 6 级转速，其中355-710r/min的3级转速能传递全部功率，而125-250r/min的3级转速不能传递全部功率，因此， Z=18 能够传递全部功率的3级转速为355r/min、500r/min、7l 0r/min。其中355r/min为计算转速。Z=72的齿轮装在轴上，共有31.5-180r/min 6级转速，其中只有90-180r/min 这3 级转速才能传递全部功率，最低转速90r/min 为计算转速。以此类推。表1.3各齿轮计算转速齿轮序号Z126Z256Z36Z36Z30Z42Z24Z48Z42Z42Z22Z62Z60Z30Z18Z72计算转速nj(r/min)1440710710710710500710355355355355125125250355901.4核算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算：式中 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，取0.02 ，初取带轮直径比。 实际转速转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：%其中为主轴标准转速。表1.4 转速误差主轴转速标准转速31.5456390125180实际转速30.8144.0161.6286.82124.03173.64转速误差%3.22.22.23.50.73.5主轴转速n7n8n9n10n11n12标准转速25035550071010001400实际转速246.46352.09492.92694.58992.251389.15转速误差%1.40.81.42.20.80.82 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW,两班制，一天运转16小时，工作年数10年。2.1确定计算功率根据参考文献4取1.1，则2.2选取V带型根据参考文献4图11.15，小带轮的转速n1=1440r/min，计算功率6.05kw，选A型普通V带。2.3确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。根据参考文献4表11.6，取主动轮基准直径=125。由公式 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。所以 ，根据参考文献4表11.4V带带轮基准直径的标准系列，取圆整为250mm。实际传动比 理论传动比传动比误差相对值 一般允许误差5%，所选大带轮直径可选。2.4确定带速度按公式 在525m/s之间，满足带速要求。2.5初定中心距带轮的中心距，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。根据参考文献4式（11.20） 取=500mm.2.6V带的计算基准长度 根据参考文献4式（11-2） 根据参考文献411.4，选取带轮的基准长度为。2.7确定实际中心距2.8验算小带轮包角，小带轮包角合适。2.9确定V带根数根据参考文献4式（11.22）根据参考文献4表11.8，= 1.91KW根据参考文献4表11.10，= 0.168KW,根据参考文献4表11.7，=0.958，根据参考文献4表11.12，=0.99 所以取根.2.10计算带的张紧力和压轴力根据参考文献4表11.4，q=0.1kg/m 单根带的张紧力 带轮轴的压轴力 2.11 带轮结构设计根据参考文献4表11.4，大带轮外径：大带轮宽度3 传动轴的设计3.1各传动轴传递功率滚动轴承的效率:；齿轮传动的效率:；V带传动的效率:。3.2估算各轴直径其中：P-各轴传递功率 K-键槽系数 A-系数-该传动轴的计算转速。根据参考文献1,I、II、III轴都是花键轴，；轴是单键轴，。（1）轴的直径： ，取30mm.（2）轴的直径： ，取35mm.（3）轴的直径： ,取40mm.（4）主轴的直径： ,取50mm.选取的各传动轴最小直径如下表：表3-2-1 各传动轴最小直径轴序号最小轴径（mm）303540503.3 花键轴的选取根据参考文献6花键轴的尺寸按下公式初算：查矩形花键（GB1144-87）花键轴的公称尺寸，选取如下：表3-2-2 各花键轴公称直径轴序号花键小径（mm）283642规格6283278364078424684 齿轮传动设计4.1模数初选（1）- 轴齿轮弯曲疲劳的计算：根据参考文献5, - 轴齿面点蚀的计算：根据参考文献5, 取A=90，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取（2） -齿轮弯曲疲劳的计算：根据参考文献5,-齿轮齿面点蚀的计算：根据参考文献5, 取A=90，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 ，所以取（3）- 齿轮弯曲疲劳的计算：根据参考文献5,- 齿轮齿面点蚀的计算：根据参考文献5,，取A=90，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取4.2模数校核根据参考文献5按接触疲劳强度计算齿轮模数：，按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 ，其中: 1）P是被验算齿轮传递的功率（KW），2）是工作状况系数，=1.6-1.8 ，主运动（中等冲击）=1.2-1.6 辅助运动（轻微冲击）=1-1.23）是动载荷系数（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响） 4）是齿向载荷分布系数，5）是寿命系数，的极限值、由表4-23查出，当时，取，当时，取6) 是工作期限系数，7)n是齿轮的最低转速（r/min）8）m是交变载荷下的疲劳曲线指数9）是基准循环次数10）T是预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T=15000-20000h11）是转速变化系数，查表4-2012) 是功率利用系数，查表4-2113）是材料强化系数，查表4-2214）Y是齿型系数，查表4-24（1）-轴按变速组内最小齿轮校核。齿轮选用40Cr，整体淬火处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 根据参考文献5表4-17，=1.2；根据参考文献5表4-18，=1.04；T取18000根据参考文献5表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得：则 按弯曲疲劳强度计算取0.46带入公式：m=3合适。（2）-轴按变速组内最小齿轮校核。齿轮选用40Cr，整体淬火处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 根据参考文献5表4-17，=1.3 ；根据参考文献5表4-18，=1.04；T取18000 根据参考文献5表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得： 则 按弯曲疲劳强度计算带入公式：取m=3合适。（3) -轴按变速组内最小齿轮校核。齿轮选用40Cr，整体淬火处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 根据参考文献5表4-17，=1.1；根据参考文献5表4-18，=1.1；T取18000根据参考文献5表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得： 则 按弯曲疲劳强度计算带入公式：取m=4合适。4.3齿轮尺寸根据参考文献4标准齿轮：从机械原理 表5-3查得以下公式：齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 表4.3 齿轮尺寸齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1363108114100.533.752363108114100.533.753243727864.533.754483144150136.533.755303909682.533.756423126132118.533.75742416817615845842416817615845922488967845106242482562384511604240248230451230412012811045131847280624514724288296278454.4齿宽确定由公式(610,m为模数)得：第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮 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，应使小齿轮比大齿轮齿宽度大。；。4.5齿轮结构设计 根据参考文献4，当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮11、14做成腹板式结构。其余做成实心结构。(1)齿轮11：；(2)齿轮14：；5 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。5.1确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即一般外摩擦片的内径可取：D1=1.5d=1.530=45mm;机床上采用的摩擦片值可在0.570.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径D2=75mm。5.2按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z其中T为离合器的扭矩； K安全系数，此处取为1.3； P摩擦片许用比压，取为1.2MPa； f摩擦系数，查得f=0.06； S内外片环行接触面积，S（D22 D12）=; 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则=30.625mm；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.08；结合次数修正系数，查表为1.5；摩擦结合面数修正系数， 查表取为1；将以上数据代入公式计算得Z9.1，圆整为整偶数10，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=11。5.3 计算摩擦离合器的轴向压力Q： 5.4摩擦片尺寸摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4）mm。根据JB/T9190-1999选用机械式多片双联离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。查表可得离合器参数H=2.5，模数m=2.5。查离合器手册表1.2.6选用编号为2的离合器.6 主轴设计6.1主轴的端部结构形状及技术参数铣床主轴端部结构形状：7：24锥孔作定位面，供安装铣刀或铣刀心轴的尾椎，再用拉杆从主轴后端拉紧，四个螺孔供安装端铣刀用，两个长槽供安装端面键以传递扭矩。本设计的主轴材料采用45钢，热处理方法是调质处理，在轴颈的前端安装刀具处应进行高频表面淬火，表面硬度为HRC2228。主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴设计的技术要求主要包括主轴各配合表面的尺寸公差、形位公差、表面粗糙度、表面硬度等内容，并应在主轴零件图上标注准确、合理。(1)前支承轴承轴颈的同轴度约5m左右。(2)轴承轴颈需按轴承内孔“实际尺寸”配磨，过盈量为15m。(3)锥孔与轴承轴颈的同轴度为35m，与锥面的接触面积不小于80%，且大端接触较好。(4) 装NN3000K 型调心圆柱滚子轴承的1:12锥面，与轴承内圈接触面积不小于85%。6.2主轴几何参数的选择(1) 主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径选定主轴，由文献6一般车、铣床主轴后轴颈的直径选取由下式确定： （4-3-1）当铣床功率为5.5KW时，主轴前轴颈直径选为90mm，后轴颈取。(2)主轴内孔直径d的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。铣床主轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径d可比刀具拉杆直径大510mm。根据经验公式： 此处取d=36mm, =0.4. 当小于0.3时，空心主轴的刚度几乎等于实心主轴的刚度，等于0.5时，空心主轴的刚度为实心主轴的90%，小于0.7时，空心主轴的刚度急剧下降，所以d=36mm是合适的。(3) 主轴前端悬伸量a的确定 主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。查文献7，对于通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求，a/D1=0.6-1.25。中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨床，用滚动轴承和滑动轴承支撑，适用于绝大部普通生产的要求，a/D1=1.25-2.5。此处选a为70mm.(4)主轴主要支承间跨距L的确定合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。通常，若实际跨距L实与最佳跨距不能相等时，可取合理跨距L=（0.75-1.5），主轴主要支承间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距。本文取实际跨距L为180mm。6.3主轴强度校核（1）受力分析由圆周力可知，当扭矩最大时，最大，所以只需对一个变速组内一个轴上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。由式可知，在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴的转速越小，所以只要校核齿轮分度圆直径最大的齿轮即可。对轴进行受力分析如下图所示：轴受力分析（2）轴上力的计算当轴上转速最低时，齿轮所受的扭矩最大，此时n=450r/min，P=5.07Kw轴上齿轮和分别与齿轮和啮合。所以只要在校核轴时使用和齿轮即可。1）扭矩计算：由公式可计算扭矩：=107.6N.mm2）齿轮上力的计算：对于齿轮： =1195tan20=435N对于齿轮： =1195tan20=435N因为和所在的轴所在的位置形成45，所以将齿轮上的力投影到齿轮所受力的方向上，得：3）支承力的计算 水平方向：0，0 0，0计算得： 垂直方向：0，0 0，0计算得： （3）计算弯矩1）水平方向：0xAC，方向与相反 x=1182x ACxAD, ，方向与相同 x-=152960-13x ADxAB，方向与相同 （-x）=418704-858x2）垂直方向：0xAC，方向与相反 x=430x ACxAD, ，方向与相同x-=55680-5x ADxAB，方向与相同（-x）=152744-313x（4）弯矩图由以上内容可画出弯矩图如下图所示其中总弯矩计算：=167.8 N.m=224.7N.m（5）扭矩的计算扭矩已在轴校核的最初已计算出来：T=107.6N（6）按弯扭合成应力校核轴的强度校核公式可由文献2式（15-5）计算可得：式中，W可由文献2表15-4查得计算公式：W=0.1=12500 可取0.3，由文献2表15-1查得60MPa代入公式计算得：=所以，可知轴的强度符合要求。四、主传动系统的结构设计1 齿轮的布置初步确定了转速图和齿轮齿数之后，合理地布置齿轮排列方式，是一个比较重要的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性等。1.1 滑移齿轮的轴向布置齿轮布置方式，直接影响到变速箱尺寸、变速操纵方便性以及结构实现的可能性。要根据具体要求，合理加以布置。尽量以较小的齿轮为滑移齿轮，使操纵省力。在同一个变速组内，必须保证当一对齿轮完全脱开之后，另一对齿轮才能开始进入啮合，即两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，其间隙为1-4mm。双联滑移齿轮传动组的轴向长度为B4b，三联滑移齿轮传动组的轴向长度为B7b。 图1.1 双联、三联滑移齿轮轴向排列 机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有：整体式及装配式，设计滑移齿轮结构，一般应考虑齿轮的工艺方法。为了保证齿轮的导向性良好，滑移齿轮的轮毂长度不应小于(1.21.5)d，d为轴的直径。1.2 缩小轴向尺寸的措施（1） 把三联齿轮一分为二，就能使轴向长度少一个b。但使操纵机构复杂了，两个滑移齿轮的操纵机构之间要互锁，以防止两对齿轮同时啮合，如下图图1.2 三联齿轮一分为二布置（2）把两个传动组统一安排。1.3 缩小径向尺寸的措施（1） 缩小轴间距离。在强度允许条件下，尽量选用较小齿数和，并使齿轮降速传动比大于1/4，避免采用过大的齿轮。 （2） 采用轴线相互重合方式。在相邻变速组的轴间距离相等的情况下，可将其中两根轴布置在同一轴线上，则可大大缩小径向尺寸，如下图4-1-3中的轴、两轴线重合。 图 1.3 轴线相互重合缩小轴间距离（3）相邻各轴在横剖面图上布置成三角形，可以缩小径向尺寸。 （4）在一个传动组内，若取最大传动比等于最小传动比的倒数，则传动件所占的径向空间将是最小的。2 轴的空间布置轴系布置的一般是先确定主轴在变速箱中的位置，再确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，再确定电动机轴或输入轴的位置，最后确定其他各传动轴的位置。 2.1主轴的空间位置图2 主轴的空间位置（1）垂直方向（高度） （2）水平方向 主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为了降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前，后导轨之间。 主轴中心越往后越好，但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后，这样，即便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上，如图4-2-1所示。2.2轴的位置1）轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排应便于调整。2）摩擦离合器工作时，考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要远一些，以减少摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3）轴的轴端装有皮带轮，而主轴尾架端外伸，布置轴位置时，必须保证两者不会相互碰撞。综合上述，卧式铣床轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。2.3 中间各传动轴的位置1) 装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。2）装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或 箱壁处。3）与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。2 轴承的设计2.1 设计原则轴承是主轴组件的重要组成部分，已经标准化，我们只须按使用要求选择即可。轴承的类型、配置、精度、安装、调整和润滑等都直接影响主轴组件的工作性能。主轴的旋转精度在很大程度上由其轴承决定，轴承的变形量约占主轴组件总变形量的30%50%，轴承的发热量占的比重也较大。故主轴轴承应具有：旋转精度高、刚度大、承载能力强、抗振性好、速度性能高、摩擦功耗小、噪声低和寿命长等特点，这些是对主轴轴承的基本要求。一般情况下主要支承比辅助支承的精度等级高一级，又因为前轴承内圈的偏心量对主轴端部精度的影响大，中轴承的影响较小。因此，前轴承的精度应当选得高些，通常比后轴承的精度高一级。2.2 主传动系统中各轴承的参数确定图2.2 传动系统结构表2.2 轴承确定名称型号主要尺寸数量安装尺寸位置编号精度等级角接触球轴承7206CJ3062161365611角接触球轴承7206CJ3062161365612角接触球轴承7207CJ3572171426513深沟球轴承60105080161567414角接触球轴承7207CJ3572171426515角接触球轴承7208CJ4080181477316角接触球轴承7208CJ4080181477317双列向心短圆柱滚子轴承NN301570150261108Dmin1.58P4级139圆柱滚子轴承N21575130251841201.59双向推力角接触球轴承234716B8012554196.5119110P5级双列向心短圆柱滚子轴承NN302080150371108Dmin1.511P4级1393 主传动系统的开停装置开停装置用来够制主运动执行件(如主轴)的启动与停止。可直接开停机床主传动系统的动力源(如电动机)或者用离合器接通、断开主运动执行间与动力源间的传动链。开停装置的基本要求是开停方便省力、操纵安全可靠，结构简单并能传递足够的扭矩。开停装置的类型包括以下几种。(1)直接开停电动机这种开停方式的优点是，操作方便、可简化机床的机械结构，因此得到广泛应用。但在电动机功率大、开停频繁的情况下，将导致电动机发热、烧坏，甚至因启动电流较大而影响车间电网正常供电。(2)采用离合器开停在不停止电动机运转的情况下，可用离合器实现主运动执行件(