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中心高200mm的专用车床主轴箱部件设计【3kw 1500转 150 250 350 450】（全套含CAD图纸）
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购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163961课程设计实验报告课程名称:中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计实验（实践）编号 实验（实践）名称 实验（实践）学时 实验（实践）时间 购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163962设计任务书机械制造装备课程设计任务书姓名： 班级： 学号： 一、设计题目：中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计(七)原始数据：主要技术参数 题目主电动机功率 P/kW 3主电动机 n 电 /(r/min) 1500n1 150n2 250n3 350n4 450二、工艺要求：加工工件材料为棒料钢材，要求正反转。加工工件表面为外圆柱表面，加工直径为 100（加工零件图略） 。刀具采用硬质合金刀。工件装夹采用专用卡盘（不作设计内容） 。机床精度等级为普通级。三、设计内容：1）运动设计：根据给定的转速确定主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算） 。3）绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上） 。3 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。4）编写设计说明书 1 份四、设计要求：1）设计图样必须用计算机绘制，图样正确清晰，结构完整合理，尺寸标注、技术要求规范且符合生产实际。2）说明书条理清楚，内容充实，分析透彻，计算准确。3）说明书中引用的内容、公式、数据必须注明出处。五、设计期限： 六、答辩日期： 指导教师： 2014 年 7 月 8 日46目 录设计任务书.2机械制造装备课程设计任务书.2目 录.4第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明.6第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析.72.1 车床主参数和基本参数 .72.2 确定传动公比 .72.3 结构分析式 .7第 3 章 设计部分的运动设计.93.2 确定结构式 .93.3 确定结构网 .93.4 绘制转速图和传动系统图 .103.5 确定各变速组此论传动副齿数 .113.6 核算主轴转速误差 .13第 4 章 设计部分的动力计算.134.1 带传动设计 .134.2 选择带型 .144.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .144.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .154.5 确定带的根数 z.164.6 确定带轮的结构和尺寸 .164.7 确定带的张紧装置 .164.8 计算转速的计算 .184.9 齿轮模数计算及验算 .194.10 传动轴最小轴径的初定 .244.11 主轴合理跨距的计算 .244.12 轴承的选择 .2574.13 键的规格 .264.14 变速操纵机构的选择 .264.15 主轴合理跨距的计算 .264.16 轴承寿命校核 .27第 5 章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它.29第 6 章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见.32参考文献.3389101112第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。13第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1 车床主参数和基本参数主要技术参数 题目主电动机功率 P/kW 3主电动机 n 电 /(r/min) 1500n1 150n2 250n3 350n4 4502.2 确定传动公比 主电动机功率 P/kW=3 kW，主电动机 n 电 /(r/min)=1500 r/min，n 1=150 r/min，n 2=250 r/min， ， n3=350 r/min， n4=450 r/min2 341 23505050=1.67,=1.,=.287参考金属切削机床设计指导书确定根据【1】 表 3-5 标准公比 。这里我们取7P标准公比系列 =1.26, 转速级数 Z=4，2.3 结构分析式14图 2.1 结构网图因为 =1.26=1.064，根据【1】 表 3-6 标准数列。首先找到最大极限转速7P450，(从后往前推算的方法） ，再每跳过 3 个数取一个转速，即可得到公比为 1.26 的数列： 140,180,224，280，355，450.15第 3 章 设计部分的运动设计合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是 3KW，根据机械设计手册第 3 版，选 Y100L2-4，额定功率 3KW，满载转速 1420r/min，同步转速为 1500r/min (堵转转矩/额定转矩=2.2最大转矩/额定转矩=2.33.2 确定结构式a，b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮实现变速。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少41minu震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可2ax取 。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围5.2maxu。在设计时必须保证中间变速轴的变速)108(25.)(inR范围最小。3.3 确定结构网16图 结构网图因为 =1.26=1.064，根据【1】 表 3-6 标准数列。首先找到最大极限转速7P450，(从后往前推算的方法） ，再每跳过 3 个数取一个转速，即可得到公比为 1.26 的数列： 140,180,224，280，355，450.3.4 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：17（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3：1-2 轴最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-124,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-24,m 40轴之间为带传动，传动比为 ，其目的是为了防止中间变速组降速过快，120缩小齿轮径向尺寸。a 变速组为 轴之间传动； ；31u21a3au182321:aaub 变速组为轴之间传动；4121b2:bu图 2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1824,齿数和Sz100124，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组 第一扩大组传动比1:1.26 1:1.58 1:2 1:1.41 1:2.53代号 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5齿数 40 50 35 55 30 60 35 55 26 64193.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10( -1),即10( -1)=2.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 第 4 章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率 P=3kW,转速 n1=1420r/min,n2=710r/minedAdPK表 4 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间/h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（） ；离心式压缩机；7.5kW轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物） ，通风机（ ） ；发电机；旋7.5k转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.620木工机械；纺织机械载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等） ；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P 296表 4，取 KA1.1。即 1.3.kWdAedPK4.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图1311 选取。根据算出的 Pd3.3kW 及小带轮转速 n11420r/min ，查图得：d d=80100 可知应选取 A 型 V 带。4.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根据 P295表 13-4 查得）表 3 V 带带轮最小基准直径 mind21槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=,10=m7dd所 以 由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得 =200mm2d 误差验算传动比： （ 为弹性滑动率）210.4()(12%)di误 误差 符合要求1.04.%5i误 带速 112v=6.79/606dnms满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。234.7 确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8 计算压轴力由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0125.35N，上面已得到 =162.13，z=3，则1a 1a162.32sin=35.sinN=74.98ooFz对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 24第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。（a） （b） （c） （d）图 7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）4.8 计算转速的计算（1）主轴的计算转速n j，由公式 n =n 得，主轴的计算转速 nj=180r/min，jmi)13/(z取180 r/min。(2). 传动轴的计算转速 25轴2=450 r/min，轴1=710r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴上其中只有 180r/min 传递全功率，故Z5j=180 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3-2。表 3-2 齿轮副计算转速序号 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j710 450 450 180 1804.9 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=16338 可得各组的模数，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根据 和 计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齿轮的最低转速 r/min；N顶定的齿轮工作期限，中型机床推存： =1524T T转速变化系数； nk功率利用系数；N材料强化系数。 q轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 710 450 18026（寿命系数）的极值skmaxinssk，齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准顺环次数 C0工作情况系数。中等中级的主运动： 1动载荷系数；2k齿向载荷分布系数；3齿形系数； Y根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率 N= dwNk计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/minjn齿宽系数 ,mmb/8Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：大齿轮与小齿轮的齿数比， = ；（+）用于外啮合， （-）号用i i12Z于内啮合： 命系数； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T弯 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 弯 q接 qk弯=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 时，取 = ，当 时，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y27许用弯曲应力，接触应力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 级材料的直齿轮材料选；24 热处理 HRC59irTC31-2 轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.28mm，取 m=3.5mm321)(jjmnuzP2-3 轴由公式 mj=16338 可得 mj=2.85mm，取 m=3.5mm321)(jj由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：根据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取 m=3.5表 3-3 模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3齿数 40 50 35 55 30 60分度圆直径 140 175 122.5 192.5 105 210齿顶圆直径 147 182 129.5 199.5 112 217齿根圆直径 131.75 166.25 113.25 183.75 96.25 201.25齿宽 24 24 24 24 24 24按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB246HB，平均取260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB246HB ，平均取 240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算：组号 基本组 第一扩大组模数 mm 3.5 3.528接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为：wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率，N=5kW;-计算转速（r/min）. =710（r/min）;jnjm-初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）;B-齿宽（mm）;B=24（mm）;z-小齿轮齿数；z=30;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2;-寿命系数；sK=sTnNKq-工作期限系数；TmTC016T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速（ r/min）, =500（r/min）1n1n-基准循环次数，接触载荷取 = ，弯曲载荷取 =0C0C70C612m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6;-转速变化系数，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系数，查【5】2 上，取 =0.78N N29-材料强化系数，查【5】2 上， =0.60qKqK-工作状况系数，取 =1.13 3-动载荷系数，查【5】2 上，取 =12-齿向载荷分布系数，查 【5】2 上， =1 1K1KY-齿形系数，查 【5】2 上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；j j-许用弯曲应力（MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）第一扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5齿数 35 55 26 64分度圆直径 122.5 192.5 91 224齿顶圆直径 129.5 199.5 98 231齿根圆直径 113.25 183.75 82.25 215.25齿宽 24 24 24 24按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB246HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB246HB ，平均取 240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK330=1， =1，m=3.5， =355；2K1jn可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww4.10 传动轴最小轴径的初定由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-该轴传递的功率（KW）-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角， = 。01各轴最小轴径如表 3-3。表 3-3 最小轴径4.11 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=3kw，根据【1】表 3.24，前轴径应为 6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=124mm，主轴孔径为 30mm。轴 号 轴 轴最小轴径 mm 35 4031轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP904设该机床为车床的最大加工直径为 400mm。(床身上最常用的最大加工直径 200)，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 45%，即 180mm，故半径为 0.09m；切削力（沿 y 轴） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主轴端受力为 F=5272.65N。先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据 文献【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的刚度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】图 3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 =1242.0=240mml0 0l合理跨距为（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100mm，后轴径 d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.12 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承601232II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.13 键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.14 变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。4.15 主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=3kw，,主轴计算转速为180r/min。已选定的前后轴径为: 定悬伸量a=85mm。162dm1(0.785)dm轴承刚度，主轴最大输出转矩: 63.79.50=54N设该车床的最大加工直径 250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 45%，即 125mm切削力（沿 y 轴） F c=250.346/0.125=2781N33背向力（沿 x 轴） F p=0.5 Fc=1390N总作用力 F= =3109N2pC此力作用于工件上，主轴端受力为 F=3109N。先假设 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分别为RA=F =3109 Nla852415RB=F =3109 Nl036根据主轴箱设计得： =3.39 得前支承的刚度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93mmBA376.主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为I= =1.5510-6m440.756= = =0.383aKEA1632.5098查主轴箱设计图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距 =852.5=212.5mml0 0l合理跨距为（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=85mm，后轴径 d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.16 轴承寿命校核由 轴最小轴径可取轴承为 7008c 角接触球轴承,=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0 。对轴受力分析34得：前支承的径向力 Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h轴承寿命满足要求。35第 5 章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它1、为了减少车床磨损，延长使用寿命，保证工件加工精度，应对车床的所有摩擦部位进行润滑，并注意日常的维护保养。2、车床的润滑形式常用以下几种，（1）浇油润滑：常用于外露的滑动表面，如导轨面和滑板导轨面等。（2）溅油润滑：常用于密闭的箱体中。如车床的主轴箱中的传动齿轮将箱底的润滑油溅射到箱体上部的油槽中，然后经槽内油孔流到各润滑点进行润滑。（3）油绳导油润滑：常用于进给箱和溜板箱的油池中。利用毛线即吸油又渗油的特性，通过毛线把油引入润滑点，间断地滴油润滑。（4）弹子油杯注油润滑：常用于尾座、中滑板摇手柄及三杠（丝杠、光杠、开关杠）支架的轴承处。定期的用油枪端头油嘴压下油杯上的弹子，将油注入。油嘴撤去，弹子又回复原位，封住注油口，以防尘屑入内。（5）黄油杯润滑：常用于交换齿轮箱挂轮架的中间轴或不经常润滑处。事先在黄油杯中加满钙基润滑脂，需要润滑时，拧进油杯盖，则杯中的油脂就被挤压到润滑点中去。（6）油泵输油润滑：常用于转速高、需要大量润滑油连续强制润滑的场合。如主轴箱内许多润滑点就是采用这种方式。3、车床的润滑要求: （1）车床上一般都有润滑系统图，应严格按照润滑系统图进行润滑。（2）换油时，应先将废油放尽，然后用煤油把箱体内冲洗干净后，在注入新机油，注油时应用网过滤，且油面不得低于油标中心线。主轴箱内零件用油泵润滑或飞溅润滑。箱内润滑油一般三个月更换一次。主轴箱体上有一个油标，若发现油标内无油输出，说明油泵输油系统有故障，应立即停车检查断油的原因，并修复。36（3）进给箱上部油绳导油润滑的储油槽，每班应给该储油槽加一次油。（4）交换齿轮箱中间齿轮轴轴承是黄油杯润滑，每班一次，7 天加一次钙基脂。（5）弹子油杯润滑每班润滑一次。导轨工作前后擦净用油枪加油。5、车床日常保养要求：（1）每天工作后，切断电源，对车床各表面、各罩壳、导轨面、丝杠、光杠、各操纵手柄和操纵杆进行擦拭，做到无油污、无铁屑、车床外表整洁。（2）每周要求保养床身导轨面和中小滑板导轨面及转动部位的整洁、润滑。要求油眼畅通、油标清晰，清洗油绳和护床油毛毡，保持车床外表清洁和工作场地整洁。6、车床一级保养要求：车场运行 500 小时后，须进行一级保养。其保养以操作工人为主，在维修工人的配合下进行。保养时必须先切断电源，然后按下述顺序和要求进行。（1）主轴箱的保养：a、清洗滤油器、使其无杂物b、检查主轴锁紧螺母有无松动，紧定螺钉是否拧紧。c、调整制动器及离合器摩擦片间隙。（2）交换齿轮箱的保养：a、清洗齿轮、轴套，并在油杯中注入新油脂。b、调整齿轮啮合间隙。c、检查轴套有无晃动现象（3）滑板和刀架的保养：拆洗刀架和中、小滑板，洗净擦干后重新组装，并调整中、小滑板与镶条的间隙。（4）尾座的保养：摇出尾座套筒，并擦净涂油，以保证内外清洁。（5）润滑系统的保养a、清洗冷却泵、滤油器和成液盘。b、保证油路畅通，油孔、油绳、油毡清洁无铁屑c、检查油质，保持良好，油杯齐全，油槽清晰。（6）电器的保养：37a、清扫电动机、电气箱上的尘屑。b、电器装置固定整齐。（7）外表的保养：a、清洗车床外表及各罩盖，保持其内外整洁，无锈蚀、无油污。b、清洗三杠c、检查并补齐各螺钉、手柄球、手柄。（8）其他部件的润滑保养38第 6 章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见经过课程设计，使我和同伴对主轴箱设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。懂得了理论和实践同等重要的道理。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为以后的设计打下基础。 从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。体会到把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。在设计过程中，我们得到了老师们的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢！由于我们的经验尚浅，知识把握不熟练，设计中定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，希望老师多提宝贵意见。39参考文献1.段铁群.主轴箱设计 ，科学出版社；2.于惠力，向敬忠，张春宜.机械设计 ，科学出版社；3.潘承怡，苏相国. 机械设计课程设计 ，哈尔滨理工大学；4.戴署.金属切削机床设计 ，机械工业出版社；5.陈易新， 金属切削机床课程设计指导书 ； 1课程设计实验报告课程名称:中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计实验（实践）编号 实验（实践）名称 实验（实践）学时 实验（实践）时间 2设计任务书机械制造装备课程设计任务书姓名： 班级： 学号： 一、设计题目：中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计(七)原始数据：主要技术参数 题目主电动机功率 P/kW 3主电动机 n 电 /(r/min) 1500n1 150n2 250n3 350n4 450二、工艺要求：加工工件材料为棒料钢材，要求正反转。加工工件表面为外圆柱表面，加工直径为 100（加工零件图略） 。刀具采用硬质合金刀。工件装夹采用专用卡盘（不作设计内容） 。机床精度等级为普通级。三、设计内容：1）运动设计：根据给定的转速确定主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算） 。3）绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上） 。3 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。4）编写设计说明书 1 份四、设计要求：1）设计图样必须用计算机绘制，图样正确清晰，结构完整合理，尺寸标注、技术要求规范且符合生产实际。2）说明书条理清楚，内容充实，分析透彻，计算准确。3）说明书中引用的内容、公式、数据必须注明出处。五、设计期限： 六、答辩日期： 指导教师： 2014 年 7 月 8 日4目 录设计任务书.2机械制造装备课程设计任务书.2目 录.4第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明.6第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析.72.1 车床主参数和基本参数 .72.2 确定传动公比 .72.3 结构分析式 .7第 3 章 设计部分的运动设计.93.2 确定结构式 .93.3 确定结构网 .93.4 绘制转速图和传动系统图 .103.5 确定各变速组此论传动副齿数 .113.6 核算主轴转速误差 .13第 4 章 设计部分的动力计算.134.1 带传动设计 .134.2 选择带型 .144.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .144.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .154.5 确定带的根数 z.164.6 确定带轮的结构和尺寸 .164.7 确定带的张紧装置 .164.8 计算转速的计算 .184.9 齿轮模数计算及验算 .194.10 传动轴最小轴径的初定 .244.11 主轴合理跨距的计算 .244.12 轴承的选择 .2554.13 键的规格 .264.14 变速操纵机构的选择 .264.15 主轴合理跨距的计算 .264.16 轴承寿命校核 .27第 5 章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它.29第 6 章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见.32参考文献.336第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。7第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1 车床主参数和基本参数主要技术参数 题目主电动机功率 P/kW 3主电动机 n 电 /(r/min) 1500n1 150n2 250n3 350n4 4502.2 确定传动公比 主电动机功率 P/kW=3 kW，主电动机 n 电 /(r/min)=1500 r/min，n 1=150 r/min，n 2=250 r/min， ， n3=350 r/min， n4=450 r/min2 341 23505050=1.67,=1.,=.287参考金属切削机床设计指导书确定根据【1】 表 3-5 标准公比 。这里我们取7P标准公比系列 =1.26, 转速级数 Z=4，2.3 结构分析式8图 2.1 结构网图因为 =1.26=1.064，根据【1】 表 3-6 标准数列。首先找到最大极限转速7P450，(从后往前推算的方法） ，再每跳过 3 个数取一个转速，即可得到公比为 1.26 的数列： 140,180,224，280，355，450.9第 3 章 设计部分的运动设计合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是 3KW，根据机械设计手册第 3 版，选 Y100L2-4，额定功率 3KW，满载转速 1420r/min，同步转速为 1500r/min (堵转转矩/额定转矩=2.2最大转矩/额定转矩=2.33.2 确定结构式a，b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮实现变速。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少41minu震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可2ax取 。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围5.2maxu。在设计时必须保证中间变速轴的变速)108(25.)(inR范围最小。3.3 确定结构网10图 结构网图因为 =1.26=1.064，根据【1】 表 3-6 标准数列。首先找到最大极限转速7P450，(从后往前推算的方法） ，再每跳过 3 个数取一个转速，即可得到公比为 1.26 的数列： 140,180,224，280，355，450.3.4 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：11（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3：1-2 轴最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-124,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-24,m 40轴之间为带传动，传动比为 ，其目的是为了防止中间变速组降速过快，120缩小齿轮径向尺寸。a 变速组为 轴之间传动； ；31u21a3au122321:aaub 变速组为轴之间传动；4121b2:bu图 2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1824,齿数和Sz100124，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组 第一扩大组传动比1:1.26 1:1.58 1:2 1:1.41 1:2.53代号 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5齿数 40 50 35 55 30 60 35 55 26 64133.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10( -1),即10( -1)=2.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 第 4 章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率 P=3kW,转速 n1=1420r/min,n2=710r/minedAdPK表 4 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间/h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（） ；离心式压缩机；7.5kW轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物） ，通风机（ ） ；发电机；旋7.5k转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.614木工机械；纺织机械载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等） ；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P 296表 4，取 KA1.1。即 1.3.kWdAedPK4.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图1311 选取。根据算出的 Pd3.3kW 及小带轮转速 n11420r/min ，查图得：d d=80100 可知应选取 A 型 V 带。4.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根据 P295表 13-4 查得）表 3 V 带带轮最小基准直径 mind15槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=,10=m7dd所 以 由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得 =200mm2d 误差验算传动比： （ 为弹性滑动率）210.4()(12%)di误 误差 符合要求1.04.%5i误 带速 112v=6.79/606dnms满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。174.7 确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8 计算压轴力由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0125.35N，上面已得到 =162.13，z=3，则1a 1a162.32sin=35.sinN=74.98ooFz对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 18第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。（a） （b） （c） （d）图 7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）4.8 计算转速的计算（1）主轴的计算转速n j，由公式 n =n 得，主轴的计算转速n j=180r/min，jmi)13/(z取180 r/min。(2). 传动轴的计算转速 19轴2=450 r/min，轴1=710r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴上其中只有 180r/min 传递全功率，故Z5j=180 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3-2。表 3-2 齿轮副计算转速序号 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j710 450 450 180 1804.9 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=16338 可得各组的模数，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根据 和 计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齿轮的最低转速 r/min；N顶定的齿轮工作期限，中型机床推存： =1524T T转速变化系数； nk功率利用系数；N材料强化系数。 q轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 710 450 18020（寿命系数）的极值skmaxinssk，齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准顺环次数 C0工作情况系数。中等中级的主运动： 1动载荷系数；2k齿向载荷分布系数；3齿形系数； Y根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率 N= dwNk计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/minjn齿宽系数 ,mmb/8Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：大齿轮与小齿轮的齿数比， = ；（+）用于外啮合， （-）号用i i12Z于内啮合： 命系数； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T弯 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 弯 q接 qk弯=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 时，取 = ，当 时，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y21许用弯曲应力，接触应力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 级材料的直齿轮材料选；24 热处理 HRC59irTC31-2 轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.28mm，取 m=3.5mm321)(jjmnuzP2-3 轴由公式 mj=16338 可得 mj=2.85mm，取 m=3.5mm321)(jj由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：根据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取 m=3.5表 3-3 模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3齿数 40 50 35 55 30 60分度圆直径 140 175 122.5 192.5 105 210齿顶圆直径 147 182 129.5 199.5 112 217齿根圆直径 131.75 166.25 113.25 183.75 96.25 201.25齿宽 24 24 24 24 24 24按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB246HB，平均取260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB246HB ，平均取 240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算：组号 基本组 第一扩大组模数 mm 3.5 3.522接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为：wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率，N=5kW;-计算转速（ r/min）. =710（r/min）;jnjm-初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）;B-齿宽（mm）;B=24（mm）;z-小齿轮齿数；z=30;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2;-寿命系数；sK=sTnNKq-工作期限系数；TmTC016T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min）1n1n-基准循环次数，接触载荷取 = ，弯曲载荷取 =0C0C70C612m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6;-转速变化系数，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系数，查 【5】2 上，取 =0.78N N23-材料强化系数，查【5】2 上， =0.60qKqK-工作状况系数，取 =1.13 3-动载荷系数，查【5】2 上，取 =12-齿向载荷分布系数，查【5】2 上， =1 1K1KY-齿形系数，查 【5】2 上，Y=0.386；-许用接触应力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；j j-许用弯曲应力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）第一扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5齿数 35 55 26 64分度圆直径 122.5 192.5 91 224齿顶圆直径 129.5 199.5 98 231齿根圆直径 113.25 183.75 82.25 215.25齿宽 24 24 24 24按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB246HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB246HB ，平均取 240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK324=1， =1，m=3.5， =355；2K1jn可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww4.10 传动轴最小轴径的初定由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-该轴传递的功率（KW）-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角， = 。01各轴最小轴径如表 3-3。表 3-3 最小轴径4.11 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=3kw，根据【1】表 3.24，前轴径应为 6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=124mm，主轴孔径为 30mm。轴 号 轴 轴最小轴径 mm 35 4025轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP904设该机床为车床的最大加工直径为 400mm。(床身上最常用的最大加工直径 200)，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 45%，即 180mm，故半径为 0.09m；切削力（沿 y 轴） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主轴端受力为 F=5272.65N。先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据 文献【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的刚度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】图 3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 =1242.0=240mml0 0l合理跨距为（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100mm，后轴径 d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.12 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承601226II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.13 键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.14 变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。4.15 主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=3kw，,主轴计算转速为180r/min。已选定的前后轴径为: 定悬伸量a=85mm。162dm1(0.785)dm轴承刚度，主轴最大输出转矩: 63.79.50=54N设该车床的最大加工直径 250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 45%，即 125mm切削力（沿 y 轴） F c=250.346/0.125=2781N27背向力（沿 x 轴） F p=0.5 Fc=1390N总作用力 F= =3109N2pC此力作用于工件上，主轴端受力
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