普通车床的主轴箱部件设计课程设计

课课程程设设计计 普通车床的主轴箱部件设计 学生姓名 专业班级 机械设计 2012 级 1 班 指导教师 学 院 2015 年 12 月 东北林业大学课程设计 目录目录 1 总体设计总体设计 1 1 确定机床运动参数 1 1 1 1 原始参数 1 1 1 2 确定主电机 1 1 1 3 主传动系统方案的拟定 1 1 1 4 确定齿轮的齿数 3 1 1 5 确定系统的传动系统图 3 2 运动设计运动设计 5 2 1 确定各轴转速 5 2 1 1 确定主轴计算转速 5 2 1 2 各传动轴计算转速 5 2 1 3 各齿轮计算转速 5 2 1 4 核算主轴误差 5 2 2 带传动设计 5 2 2 1 确定计算功率 5 2 1 2 选取 V 带型 5 2 1 3 确定带轮直径和验算带速 5 2 1 4 确定传动中心距和带的基准长度 6 2 1 5 验算小带轮的包角 6 2 1 6 确定带的根数 6 2 1 7 计算带的张紧力 6 2 1 8 计算作用在轴上的压轴力 7 2 3 各传动齿轮模数的确定和校核 7 2 3 1 模数的确定 7 东北林业大学课程设计 2 3 2 齿轮的校核 8 2 4 确定各轴的最小直径 10 2 5 轴承的选择 11 2 5 1 初选轴承的型号 11 2 5 2 轴承寿命校核 11 2 6 轴的校核 12 2 7 操纵机构的设计 14 2 7 1 操纵机构类型的选择 14 2 7 2 操纵机构的参数计算 14 2 8 键的选择 14 2 8 1 键的类型选择 14 2 8 2 键的校核 16 3 主轴组件设计主轴组件设计 17 3 1 主轴内孔直径的确定 17 3 2 主轴外径的确定 17 3 3 主轴前段悬伸量 17 3 4 主轴组件最佳跨距选择 17 4 箱体结构设计箱体结构设计 19 5 变速箱的润滑变速箱的润滑 20 结论结论 21 东北林业大学课程设计 东北林业大学课程设计 东北林业大学课程设计 1 1 总体设计总体设计 1 1 确定机床运动参数确定机床运动参数 1 1 1 原始参数原始参数 本课程设计主要是针对有极变速装置进行的 因此 在设计前期通过查阅 机床设 计图册 的方式 对各类车床 铣床等主轴变速机构及进给机构的结构和变速方式进行 了充分的了解 明确了设计的内容 对车床的主轴箱进行设计 主电机的功率 主电机的功率 3kw 最大转速 2000r min 最低转速 400r min 公比 1 26 工件材料 钢铁材料 道具材料 硬质合金 1 1 2 确定主电机确定主电机 电机功率 3kw 电机型号 Y100L2 4 电机转速 1420r min 1 1 3 主传动系统方案的拟定主传动系统方案的拟定 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 421 2228 总体设计 2 方案 b 41 228 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时 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 52 2 26 1 r 1 24 a 00 4 26 1r 1 42 b 所以方案 a 为优 ba r r 设计结构网 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 升速传动时 为 4 1 min i 防止产生过大的振动和噪音 常限制最大传动比 斜齿轮比较平稳 可取2 max i 故变速组的最大变速范围为 检查变速组的变速范围5 2 max i10 8 minmaxmax iiR 是否超过极限值时 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 依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示 东北林业大学课程设计 3 由 查表选取标准转速 其标准转速是 4 06 1 26 1 400 500 630 800 1250 1600 2000 由此可以确定系统的转速图 421 2228 min max r n n n 总体设计 4 1 1 4 确定齿轮的齿数确定齿轮的齿数 确定齿轮齿数的原则和要求 齿轮的齿数和不应过大 齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距 使 z S z S 机床结构庞大 一般推荐 200 100 z S 最小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 18 min Z 受限制的最小齿轮齿数应大于 18 20 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 0 0 0 0 1 10 由系统结构图和转速图可知 系统采用双联滑移齿轮 Sz 6060 6262 6464 6666 6868 7070 7272 74 74 1 1 a i Sz 50 52 54 66 68 70 72 74 Sz 50 52 54 66 68 70 72 74 26 1 1 i 2 a Sz 44 52 54 60 62 70 72 78Sz 44 52 54 60 62 70 72 78 6 1 1 i 3 a 由以上几行可以挑出 7272 是共同适用的 选取是共同适用的 选取 则从表中可以查出小齿 则从表中可以查出小齿 z s72s z 东北林业大学课程设计 5 轮齿数分别是轮齿数分别是 3636 3232 2828 即 即 36 36ia1 40 32i 2a 44 28i 3 a 1 1 5 确定系统的传动系统图确定系统的传动系统图 由以上可以确定系统的传动系统图 为 总体设计 6 2 运动设计运动设计 2 1 确定各轴转速确定各轴转速 2 1 1 确定主轴计算转速确定主轴计算转速 min 630 1 26400 1 3 8 1 3 min rnn z IV 2 1 2 各传动轴计算转速各传动轴计算转速 轴 的可从主轴 630r min 按的传动副找上去 2 26 1 1 轴 的计算转速 630r min 轴 的计算转速 1000r min 轴 的计算转速 1250r min 2 1 3 各齿轮的计算转速各齿轮的计算转速 传动组 c 中 28 44 只计算的齿轮 计算转速 28z min 1000n 28z r jc 44 25 只计算的齿轮 计算转速 28z min 630n 28z r jc 传动组 b 中主动齿轮 z28 44 计算转速为 min 1000n 28 r jbz 传动组 a 中主动齿轮 z32 40 计算转速为 min 1250n 32 r jbz 2 1 4 核算主轴误差核算主轴误差 85 2012 1 26 1 1 1 1 1 140 125 1420n 2 实 min r2000n 标 0 0 0 0 0 0 564 0 2000 2000 2012 85 100 n n n 标 标实 所以合适 东北林业大学课程设计 7 2 2 带传动设计带传动设计 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 机床中常用 作电机输出轴的定比传动 电动机转速 传递功率 传动比1420r min n3kw p 三班班制一天运转 18 小时 工作年数 10 年 0 88 i 2 2 1 确定计算功率确定计算功率 由 机械设计 表 8 7 工作系数查得 156 P A k3 1k A 由 机械设计 8 21 得 156 P kwPP AC 9 333 1k 2 2 2 选取选取 v 带型带型 根据小带轮的转速和计算功率 选 A 带型 2 2 3 确定带轮直径和验算带速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 小带轮的直径不应过小 即 查 表 8 8 图 8 11 和由表 8 6 取小带轮基mmd75d min1 157 P 155 P 准直径mm125d1 则mmid 5 142 125 143 125d1 2 直径系列值mm140d2 实际传动比892 0 140 125 i 2 1 d d 传动比相对误差 0 0 0 0 0 0 53 1 88 0 892 088 0 i i i 故允许 验算带速 52 5 32 9 100060 142012514 3 100060 v 11 sm nd 故带速合适 总体设计 8 2 2 4 确定传动中心距和带的基准长度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 根 据 机械设计 经验公式 8 20 152 P 设中心距为 则 0 a 2121 d2ad55 0 dd 于是 53075 145 0 a 初取中心距mm400a0 带长 mm a dd dda 2 1216 42 2l 0 2 21 2100 由 机械设计 表 8 2 查取相近的基准长度 146 P d Lmm1250 d L 按 机械设计 公式 8 23 计算实际中心距 158 P mm LL a d 81 433 2 2 12161250 400 2 a 0 0 0 a 2 2 5 验算小带轮的包角验算小带轮的包角 由 机械设计 公式 8 25 得 158 P ooo a dd 12002 1783 57180 12 o 故合适 2 2 6 确定带的根数确定带的根数 由 机械设计 公式 8 26 得 158 P 3066 2 93 0 99 013 0 92 1 9 3 z 00 L c kkpp p 即取带数 z 3 东北林业大学课程设计 9 2 2 7 计算带的张紧力计算带的张紧力 0 F 查 机械设计 表 8 3 mkgq 1 0 由 机械设计 式 8 27 得 Nqv k k v p F z 81 177 5 2 500 2 c 0 2 2 8 计算作用在轴上的压轴力计算作用在轴上的压轴力 根据 机械设计 式 8 28 得 158 P NZFFQ97 922 2 02 178 sin81 17732 2 sin2 0 2 3 各传动齿轮模数的确定和校核各传动齿轮模数的确定和校核 2 3 1 模数的确定模数的确定 齿轮模数的选择应参考同类型机床的设计经验 如齿轮模数选择的过小 齿轮经不 起冲击 易磨损 如果选择的过大 齿数和将较小 使变速组内的最小齿数小于 17 产 生根切现象 并且最小齿轮还有可能无法套装到轴上 齿轮可套装在轴上的条件为齿轮 的齿槽到孔壁或键槽底部的壁厚应大于或等于 2m m 为齿轮模数 以保证齿轮具有足够 的强度 对于已选好模数的齿轮 还要进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度的计算 在模数相 同的传动组中 只需验算齿数最少的齿轮 根据计算出的 mw 和 mj 中的大值取相似的 标准模数 也可先判断出 mw 和 mj 中的大值再进行计算 齿轮材料可选用优质中碳钢 齿面高频淬火处理 提高齿轮的耐磨性和寿命 a 传动组 32 齿齿轮的模数 齿面接触疲劳强度计算 3 2 2 1 16020 uzn uKP m HPcm H 轮齿弯曲疲劳强度计算 总体设计 10 3430 zn KP m FPcm F 1250 c n25 1 u kwPP E 85 2 为齿宽系数取值为 5 10 取值为 8 m 查表得 MPa HimHP 5229 0 MPa Him 580 MPa FimFP 450 计算得 11 2 H m16 1 F m 传动组 a 的齿轮模数为 3 b 传动组 齿面接触疲劳强度计算 3 2 2 1 16020 uzn uKP m HPcm H 轮齿弯曲疲劳强度计算 3430 zn KP m FPcm F 1000 c n57 1 u kwPP E 82 2 为齿宽系数取值为 5 10 取值为 8 m 查表得 MPa HimHP 5229 0 MPa Him 580 MPa FimFP 450 计算得 64 2 H m36 1 F m 传动组 b 的齿轮模数为 3 C 传动组 东北林业大学课程设计 11 齿面接触疲劳强度计算 3 2 2 1 16020 uzn uKP m HPcm H 轮齿弯曲疲劳强度计算 3430 zn KP m FPcm F 1000 c n57 1 u kwPP E 61 2 为齿宽系数取值为 5 10 取值为 8 m 查表得 MPa HimHP 5229 0 MPa Him 580 MPa FimFP 450 计算得 61 2 H m1 1 F m 传动组 c 的齿轮模数为 3 传动组 a 的分度圆直径 36 齿 d mz 84mm 32 齿 d mz 96mm 40 齿 d mz 120mm 传动组 b 的分度圆直径 28 齿 d mz 84mm 44 齿 d mz 132mm 36 齿 d mz 108mm 传动组 c 的分度圆直径 28 齿 d mz 84mm 44 齿 d mz 132mm 齿宽 mmmb m 24 2 3 2 齿轮的校核齿轮的校核 a 传动组 总体设计 12 32 齿齿轮校核 由图查的5 2 1 a F Y 由图查的67 1 1 a S Y 因 所以6 1 719 0 75 0 25 0 Y mmN n P T 46 1 1029 2 1055 9 确定动载系数 sm dn 25 6 100060 齿轮精度为 7 级 15 1 v K 查表得 工况系数 35 1 A K 齿轮不对称分布 25 0 d 025 1 K N b dTK bFK A tA 84 26 2 1 2 1 K 91 1 K KKKK VA MPaYYY bdm KT SaFaF 66 12 2 查图 4 21 3 得MPa lF 450 lim 查表 4 10 取25 1 min F S 由图 4 22 得903 0 1 N Y 查图 4 23 得1 1 X Y 由 MPaYY S XN F lF F 08 325 111 min lim 由 MPaMP FF 08 325a66 12 11 东北林业大学课程设计 13 故 32 齿齿轮弯曲疲劳强度满足要求 b 传动组 28 齿齿轮校核 由图查的57 2 1 a F Y 由图查的62 1 1 a S Y 因 所以693 1 693 0 75 0 25 0 Y mmN n P T 46 1 10865 2 1055 9 确定动载系数 sm dn 4 4 100060 齿轮精度为 7 级 1 1 v K 查表得 工况系数 35 1 A K 齿轮不对称分布 28 0 d 02 1 K N b dTK bFK A tA 37 38 2 1 2 1 K 82 1 K KKKK VA MPaYYY bdm KT SaFaF 75 49 2 由 MPaMP FF 08 325a75 49 11 故 28 齿齿轮弯曲疲劳强度满足要求 c 传动组 28 齿齿轮校核 由图查的57 2 1 a F Y 总体设计 14 由图查的62 1 1 a S Y 因 所以693 1 693 0 75 0 25 0 Y mmN n P T 46 1 10865 2 1055 9 确定动载系数 sm dn 4 4 100060 齿轮精度为 7 级 1 1 v K 查表得 工况系数 35 1 A K 齿轮不对称分布 28 0 d 02 1 K N b dTK bFK A tA 37 38 2 1 2 1 K 82 1 K KKKK VA MPaYYY bdm KT SaFaF 75 49 2 由 MPaMP FF 08 325a75 49 11 故 28 齿齿轮弯曲疲劳强度满足要求 同理可进行 a 传动组中其他齿轮和 b 传动组 c 传动组齿轮的弯曲疲劳强度校核 经 计算都满足要求 2 4 确定各轴的最小直径确定各轴的最小直径 当轴上由键槽时 d 值应相应增大 4 5 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 东北林业大学课程设计 15 1 轴的直径 85 2 Pmin 1250 1 rn 1 轴自身材料选用 45 号钢 72 19914 c I n P d 2 轴的直径 82 2 Pmin 1000 2 rn 29 21914 c I n P d 3 轴的直径 79 2 Pmin 630 3 rn 82 23914 c I n P d 4 轴的直径 77 2 Pmin 630 3 rn 82 23914 c I n P d 2 5 轴承的选择轴承的选择 2 5 1 初选轴承型号初选轴承型号 I 轴的轴承型号为 7005C 角接触球轴承 II 轴的轴承型号为 7005C 角接触球轴承 III 轴的轴承型号为 7005C 角接触球轴承 IV 轴的轴承型号为 3021 圆锥滚子轴承轴承 IV 轴的轴承型号为 NN3000K 双列圆柱滚子轴承 2 5 2 轴承寿命校核轴承寿命校核 以 I 轴的轴承为例 7005C 角接触球轴承 由手册查得 NCr 3 10 2 16 总体设计 16 NC r 3 0 10 5 10 047 0 10500 166 ora CF 用线性插值法得25 0 e 25 051 0 807 166 eFF ra 查表得 56 0 X78 1 Y 考虑轴承工作中有中等冲击 查得5 1 p f NYFfP ap 2 476816678 1 80756 105 1 xFr 按寿命的校核 校核 轴轴承 7005C 角接触球轴承 基本额定寿命 转 6 10 10 P C L 寿命指数 NP 当量动载荷 转为单位 基本额定寿命 以 6 10 10L 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 V F n h L10 h P C n L h 60 106 10 经过温度系数修正后 基本额定寿命计算公式为 t f h P Cf n L t h 60 106 10 由于工作温度 取C o 120 1 t f hL h 2327 1088 2 102 161 125060 10 3 3 36 10 东北林业大学课程设计 17 因为 hhL h 20002327 10 故选用轴承 7005C 能满足工作要求 2 6 轴的校核轴的校核 III 轴受力情况复杂 故对此轴进行校核 I 轴对 II 轴的作用力 取齿数为 28 44 的传动副传动力 大齿轮传递的扭矩 mmN n P T 6 42747 630 82 2 1055 9 1055 9 6 2 2 6 1 圆周力N d T Ft69 647 132 6 4274722 1 1 1 径向力NFF tr 74 23520tan69 647tan 11 IV 轴对 III 轴的作用力 取齿数为 28 44 的传动副传动力 小齿轮传递的扭矩 mmN n P T 8 42292 630 79 2 1055 9 1055 9 6 2 2 6 1 圆周力N d T Ft97 1006 283 8 4229222 3 1 2 径向力NFF tr 4 36620tan97 1006tan 22 水平受力图 总体设计 18 NFH78 146169 647 302 157 97 1006 302 200 1 NFH07 38503 1815 300 102 32 738 302 127 2 水平弯矩图 mmNMH 11461 1 mmNMH 5 32902022578 1461 2 垂直受力图 东北林业大学课程设计 19 NFFF rrv 05 532 300 175 302 190 121 NFFF rrv 16 140 302 105 302 137 212 垂直弯矩图 mmNMv 2 10011819007 385 1 mmNMv 55 2502917507 385 2 总体设计 20 合成弯矩图 mmNMMM HV 9 109293 4 438532 100118 22 2 1 2 11 mmNMMM HV 5 329851 5 32890055 25029 22 2 2 2 22 mmNTT 1 65341 1 齿轮单向旋转6 0 当量弯矩 mmNTMM 84 331228 1 653416 0 5 328900 2 2 22 2 最大危险截面处唯一 MPa W M S 75 51 401 0 84 331228 3 45 号钢 MPa b 60 1 符合要求 MPaMPa b 6075 51 1 2 7 操纵机构的设计操纵机构的设计 2 7 1 操纵机构类型的选择操纵机构类型的选择 机床的操纵机构用于控制机床各执行件的启起动 停止 制动 变速 换向等 其 中 用来控制机床速度变换的机构成为变速操纵机构 例如 控制齿轮变速组中不同齿 轮的接合 脱开 以实现机床运动速度的变换 变速操纵机构可采用手动式机械操纵机 构或自动式液压操纵机构 机械操纵机构以采用分散操纵机构或中等复杂的集中操纵机 东北林业大学课程设计 21 构为宜 变速操纵机构中应有定位机构 要注意防止操纵机构发生干涉 操作要方便 省力 安全 可靠 手动操纵机构是由人直接操纵控制手柄 手轮等 靠机械传动来实现操纵要求 手 动操纵机构按照控制的执行件数量不同 可以分为单独操纵机构和集中操纵机构 单独 操纵机构又称为分散式操纵机构 是一个操纵件只控制一个执行件的操纵机构 其特点 是结构简单 动作可靠 制造维修方便 可灵活安排手柄位置 本设计中采用三组摆动 式单独操纵机构 2 7 2 操纵机构的计算操纵机构的计算 e S H 2 sin2 50 S 0 40 mme20 mme S H 5 5320 20sin2 50 2 sin2 mmLL H S e753 092 2 5 5316 50 16 22 5 73205 53 eHR 34 0 5 732 50 222 sin eH S R S 故合适 0 40 00 90 60 2 8 键的选择键的选择 2 8 1 键的类型选择键的类型选择 键的规格 总体设计 22 I 轴圆头平键 8 7 18 II 轴圆头平键 6 6 22 带轮圆头平键 8 7 20 IV 轴圆头平键 9 7 20 2 8 2 键的校核键的校核 以 I 轴为例校核键的强度 键 轴 轮毂的材料都是钢材 取许用挤压应力 MPa p 110 键的工作长度圆头平键 mmbLl10 键与轮毂的接触高度 mmhk5 35 0 MPa kdL T p 62 43 102 3 MPa p 110 所以该平键合适 其他轴的平键同理进行校核 东北林业大学课程设计 23 3 主轴组件设计主轴组件设计 3 1 主轴内孔直径的确定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困难 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 床主轴后轴颈的直径与孔径之差不要小于 20 25mm 主轴尾端最薄处的直径差不要小 于 10 15mm 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 主轴的孔径选为mmd35 3 2 主轴外径的确定主轴外径的确定 主轴外径的大小对主轴部件的性能有较大影响 增大主轴外径 D 可使主轴组件 的刚度和抗振性得到较大的提高 对于空心主轴 增大外径还能扩大机床的使用范围 因此 现代机床的主轴外径有增大的趋势 但是 增大主轴的外径尺寸 主轴上安装的元件尺寸也会相应增大 造成结构空间 的增大 要达到相同的公差 制造就更加困难 采用的轴承成本也较高 受到轴承允许 的速度参数限制 对于电机功率为 3kW 的车床 主轴前轴径可取 75mm 后轴颈 D2取 0 7 0 85 D1 取 D2 60mm 3 3 主轴前端伸长量主轴前端伸长量 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 在主轴尺寸参数中 主轴悬伸量对主轴组件静动态特性的影响最大 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伸量 a 在参考同类型机床的机构设计后 选取主轴悬伸量约为 50mm 总体设计 24 3 4 主轴组件最佳跨距选择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 主轴采用二支承结构 前支承对主轴组件的刚度和抗振性影响要比后支距的影响大 得多 因此可按主轴的最佳支距 L0来选取 前 后支距可根据结构情况适当确定 轴前支承采取圆锥孔双列圆柱滚子轴承 NN3000K 型 后支承采取圆锥滚子轴承 30211 型 初步设计时 主轴的当量直径 D 可取为前后轴径外径的平均值 即 cm DD D75 6 2 65 7 2 21 惯性矩 cm dD I89 93 64 5 375 6 64 4444 轴承的刚度通过查取 现代机床使用设计手册 图 4 1 17 获得 前轴承刚度 KA 1600N m 中轴承刚度 KA 1350N m 2 4 7 1 61 61 12101600 89 93101 266 cm K EI C A 2 4 7 2 01 215 1 1350 1600 12101600 89 93101 26 1 6 cm K K K EI C B A A 由平方根叠加法 2 1 0 0211 0 nLCCL nn 取带入式中得 cmCL56 1701 2152 12 1 20 0 cmL92 16 1 0 cmL81 15 2 0 结合主轴的结构 最终选取主轴前后支距为 300mm 东北林业大学课程设计 25 4 箱体结构设计箱体结构设计 变速箱箱体时变速箱的重要组成部分 它的主要作用时支持和固定轴系零件 保证 轴系零件的运转 润滑和密封 设计机体时应综合考虑传动质量 加工工艺及制造成本 等诸多要素 铸造机体一般常用灰铸铁制成 因灰铸铁有其优点 它铸造性能好