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主轴箱剖视图和展开图,主轴,剖视图,展开
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xxxxx 大学毕业设计（论文）I普通车床主轴箱传动设计普通车床主轴箱传动设计摘摘 要要本文基于普通中型车床主传动箱设计，了解了这个设计过程。通过此课题的研究和学习，了解并掌握 CAD 绘图。此次设计分别从参数拟定、传动设计、传动件的估算和验算、各部件结构设计和主轴组件的验算 5 个部分来进行设计的。以齿轮、带轮、皮带轮、轴承、箱体等的参数设计为重点。关键词关键词: 主传动箱；参数拟定；结构设计；主轴组件xxx：普通车床主轴箱传动设计IIAbstract This article is based on ordinary medium-sized lathe main gearbox design, understanding of the design process. Through research and study of the subject, to understand and master the CAD drawing.The design parameters drawn from transmission design, estimating and checking of the transmission parts, components structural design and spindle assembly checking five parts to design. Focus on gear, pulley, pulleys, bearings, housing and other design parameters.Key Words: main gearbox；Parameter formulation；Structural design；Spindle assemblyxxxxx 大学毕业设计（论文）III目录目录引 言.- 1 -第 1 章 绪论.- 2 -1.1 普通车床发展状况与前景.- 2 -1.2 CAD/CAE 技术特点及发展趋势.- 3 -第 2 章 运动设计.- 4 -2.1 设计参数.- 4 -2.2 主传动链转速图的拟定.- 4 -2.3 变速组齿轮传动副的齿数的确定.- 6 -2.4 主轴转速误差.- 8 -第 3 章 传动零件的初步计算.- 9 -3.1 各轴的计算转速.- 9 -3.2 传动轴直径的初定.- 9 -3.4 齿轮模数的初步计算.- 10 -3.5 各齿轮参数的确定.- 11 -3.6 齿轮结构设计.- 12 -3.7 其他尺寸的确定.- 12 -第 4 章 强度计算和结构草图设计.- 16 -4.1 直齿圆柱齿轮的强度验算.- 16 -4.2 主轴的弯曲刚度验算.- 19 -4.3 主轴组件的静刚度验算.- 20 -4.4 两支承主轴组件的静刚度验算.- 21 -4.5滚动轴承的验算.- 23 -第 5 章 结构设计.- 24 -5.1 结构设计的内容、技术要求和方案.- 24 -5.2 展开图及其布置.- 24 -5.3 传动轴的设计.- 24 -5.4 主轴组件设计.- 25 -5.5 主轴轴承.- 26 -5.6 润滑与密封.- 27 -第 6 章 工程图技术要求的制定.- 28 -6.1 装配技术要求制定.- 28 -6.2 零件标注及技术制定.- 29 -结论与展望.- 31 -致 谢.- 32 -参考文献.- 33 -xxx：普通车床主轴箱传动设计IV插图清单插图清单图 1-2 各种形态的水上自行车.- 3 -表 2.1 主要设计参数.- 4 -表 2.2.1 12 级转速表.- 4 -表 2.2.2 传动副的组合.- 4 -图 2.2.2.1 正转转速图.- 6 -图 2.2.2.2 正转转速图.- 6 -图 2.3.1 正转转速图.- 6 -表 2.3.1 齿数统计.- 8 -表 3.1 轴转速列表.- 9 -图 4.4.1 主轴组件计算简图.- 6 -图 6.1 滑移齿轮工程图结论与展望结论与展望.- 3 -结论与展望结论与展望.- 4 -xxxxx 大学毕业设计（论文）V表格清单表格清单表 3-3 部分特征参数.- 10 -表 3-5-1 人体模板关节角的调节范围 .- 11 -表 4-2 特征参数.- 16 -表 4-3 水的动力粘度.- 18 -表 4-4-2 零部件的参数 .- 22 -xxxxx 大学毕业设计（论文）- 1 -引引 言言目前，世界其他国家包括国际组织并没有提出“装备制造业”这个概念。 “装备制造业”的概念可以说是中国所独有。它的正式出现，见诸于 1998 年中央经济工作会议明确提出的“要大力发展装备制造业” 。装备制造业发展水平是一个国家综合国力的重要体现，国家重大装备制造更是事关国家经济安全、国防安全的战略性产业。中国是工程机械设备的制造大国，几大龙头企业也在国际市场上打出了一片天下。但是，风光背后，中国工程机械行业却有着困扰多年的隐痛关键零部件一直受制于人1。而生产关键部件又离不开装备。这也就陷入了一种没有好的装备生产不出好的零件，没有好的零件制造不出好的装备，最终陷入了一种鸡生蛋还是蛋生鸡的怪圈之中。而车床在所有装备占有是十分重要的地位。车床又称机床,主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，以圆柱体为主,是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。对于机床主传动系统因机床的类型、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。本文设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，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，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。xxx：普通车床主轴箱传动设计- 2 -第第 1 章章 绪论绪论1.1 普通车床发展状况车床的发展源于古代。古代的车床是靠手拉或脚踏，通过绳索使工件旋转，并手持刀具而进行切削的。1797 年，英国机械发明家莫兹利创制了用丝杠传动刀架的现代车床，并于 1800 年采用交换齿轮，可改变进给速度和被加工螺纹的螺距。1817 年，另一位英国人罗伯茨采用了四级带轮和背轮机构来改变主轴转速。为了提高机械化自动化程度，1845 年，美国的菲奇发明转塔车床。1848 年，美国又出现回轮车床，1873 年，美国的斯潘塞制成一台单轴自动车床，不久他又制成三轴自动车床 20 世纪初出现了由单独电机驱动的带有齿轮变速箱的车床。第一次世界大战后，由于军火、汽车和其他机械工业的需要，各种高效自动车床和专门化车床迅速发展。为了提高小批量工件的生产率，40 年代末，带液压仿形装置的车床得到推广，与此同时，多刀车床也得到发展。50年代中，发展了带穿孔卡、插销板和拨码盘等的程序控制车床。数控技术于 60 年代开始用于车床，70 年代后得到迅速发展。普通车床主要组成部件有：主轴箱、交换齿轮箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠、床身、床脚和冷却装置如图 1.1 所示。图 1.1 普通车床1.2 车床发展趋势机床是人类进行生产劳动的重要工具，也是社会生产力发展水平的重要标志。 普通机床经历了近两百年的历史。随着电子技术、计算机技术及自动化，精密机械与测量等技术的发展与综合应用，生产了机电一体化的新型机床一一数控机床。数控机床一经使用就显示出了它独特的优越性和强大生命力，使原来不能解决的许多问题，找到了科学解决的途径。 数控机床是一种通过数字信息，控制机床按给定的运动轨迹，进行自动加工的机电一体化的加工装备，经过半个世纪的发展，数控机床已是现代制造业的重要标志之一，在我国制造业中，数控机床的应用也越来越广泛，是一个企业综合实力的体现。xxxxx 大学毕业设计（论文）- 3 -第第 2 章章 运动设计运动设计2.1 设计参数设计一中型普通车床有级变速主轴箱，设计参数见下表 2.1表 2.1 主要设计参数2.2 主传动链转速图的拟定2.2.1 结构式确定由表 2-1 得到主轴最大转速 nmax=1600 r/min，公比 =1.41，转速级数 Z=12 级。参考文献1表 7-1，得 12 级转速如表 2-2-1 所示。表 2.2.1 12 级转速表16001120800560400280200140100715033.5从表 2-2-1 可知，主轴最低转速 nmin=33.5 r/min。根据转速调整范围 Rn=(1)minmaxnn代入已知量 nmax=1600 r/min，nmin=33.5 r/min 得Rn=36.6160043.7minr根据主轴转速级数 Z=（2）1lglgRn考虑到因两轴间变速组的传动副数多采用 2 或 3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为 Z=3m2n的形式，m、n 为正整数。12 级转速存在的传动副的组合主要有如下几种，见表 2.2.2。表 2.2.2 传动副的组合序号传动副的组合1Z=3x2x22Z=2x3x23Z=2x2x3一般传动副都遵循“前多后少”的原则，但在此次设计是不同的。由于车床主轴变速箱的 I 轴（输入轴）上装有摩擦片式离合器（见展开图） ，I 轴造成组件装配缩小轴向尺寸，减少 I 轴的齿轮数，使 I 轴上的零件外径尺寸向右递减排列，以便 I 轴以组件形式能够后装先拆。参数设计分组工件最大回转直径dmax(mm)正转最高转速nmax(r/min)电机功率N(kW)公比转速级数Z反转632016005.51.4112级数 Z反=Z正/2n反 max1.1n正 maxxxx：普通车床主轴箱传动设计- 4 - 因此，最终传动副的组合选择 2x3x2。由于普通车床的变速一般遵循变速组的变速要前慢后快，中间轴的转速不宜超过电动机的转速。故车床结构式选 Z=12=21*32*26。齿轮传动最小传动比 Umin1/4,最大传动比 Umax2 ,决定了一个传动组的最大变速范围 rmax=umax/umin8。验算结构式中的最末扩大组（按扩大顺序的最末、非传动顺序的最末）的调整范围 rnr3=1.416*(2-1)=7.88 因此所选结构式比较合理。2.2.2 转速图绘制合理的确定电机功率 N，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。查2附录 2，选用 Y132S-4 的电动机，此电动机高效，节能。起动转矩大，噪声低，振动小，运动安全可靠，其安装尺寸见2附录 3，其同步转速为 1500 r/min。总降速传动比 un=（3）dnnmin将 nmin=33.5 r/min，nd=1500 r/min 代入（3）式得un=0.0237min/1500min/5 .35rr将总降速传动比按着“先缓后急”的递减原则分配结合串联的各变速组中的最小传动比。传动轴是用于对传动件进行支撑的，此次设计中传动轴数=变速组数+定比传动副数+1 即：传动轴数=变速组数+定比传动副数+1 =3+0+1=4先按传动轴数及主轴转速级数求格数，画出网格，用以绘制转速图，在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上 u(kk+1)min。再按结构式级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。由（3）得到 un=0.0237 结构式 Z=12=21*32*26分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。1）决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =1.41，1.414=4，因此从 轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴的最小传动比。2）决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取umin=1/4，即从轴向上 4 格，同理，轴-间取 u=1/4，连接各线。xxxxx 大学毕业设计（论文）- 5 -3）第一扩大组的级比指数 x1=1，第二扩大组的级比指数 x3=2。由 n反max1.1n正 max=1.1*1600=1760 r/min 可在 I、II 轴之间加入一组三个的齿轮传动，实现反转。最终得到正反转转速图如图 2.2.2.1 与 2.2.2.2图 2.2.2.1 正转转速图图 2.2.2.2 正转转速图2.3 变速组齿轮传动副的齿数的确定由以上的分析可绘制传动系统简图如图 2.3.1 所示。图 2.3.1 正转转速图变速组齿轮传动副的齿数的确定应遵循以下几个条件：1500 1500xxx：普通车床主轴箱传动设计- 6 - 受齿轮最小齿数 Zmin 的限制，机床主传动系统一般只取 Zmin1820，以避免产生根切现象； 套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚（如图 2.3.2） ，以防断裂，则其最小齿数 Zmin应为Zmin1.03D/m +5.6（4）式中 D齿轮花键孔的外径（mm）,单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍; m齿轮模数（mm）;图 2.3.2 齿轮的壁厚 Smin还受最小传动比 umin和允许的最大齿数和 Szmax的约束，机床主传动的最小极限传动比取 umin1/4。中型机床一般取 Sz=70100，SZmax=120； Sz的选取不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，在等长的多轴变速系统中，还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴相碰，即 k 轴上前一个变速组中的最大被动齿轮 Zmax的齿顶圆与（k+1）轴的外径 dk+1相碰，或（k+1）轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮 Zmax的齿顶圆与 k 轴外径 dk相碰；在同一变速组内，尽量选用模数相同的齿轮。当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。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表 3-6（机械制造装备设计）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。第一组齿轮：传动比：, 1011u2111.41u查机械制造装备设计表 3-9，齿数和取 84zS=42，=42，=35，=49；Z2Z3Z4Zxxxxx 大学毕业设计（论文）- 7 -第二组齿轮：传动比：,，1011u22112u24114u齿数和取 90：zS=18，=72，=45，=45，=30，=60；5Z6Z7Z8Z9Z10Z第三组齿轮：传动比：,2121u24114u齿数和取 104：zS=39，=35，=21，=8311Z12Z13Z14Z反转齿轮：传动比：，112n80016n 125025u 22212502590018nun取，得1535Z1615116352325ZZu 1716225233218ZZu所有齿轮齿数见表 2.3.1表 2.3.1 齿数统计变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和8490104齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数42423549187245453060393521832.4 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)%（5）nnn标准转速标准转速实际转速 主轴各级实际转速值用下式计算： n = nE*(1-)u1*u2*u3（6）21dd式中 u1，u2，u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，滑移系数 取0.05。xxx：普通车床主轴箱传动设计- 8 -得=1800r/minmaxn=1760r/minmaxn|=|=2.2% =4.1%maxmaxmaxnnn1800 1760176010 1.41 1 %因此主轴转速误差符合要求。xxxxx 大学毕业设计（论文）- 9 -第第 3 章章 传动零件的初步计算传动零件的初步计算3.1 各轴的计算转速3.1.1 轴的计算转速由1表 3-7 可知，主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即 nj 主=100 r/min。轴 III 有 6 级转速，其最低转速 140r/min，通过双联齿轮使主轴获得两级转速：33.5 r/min 和 280 r/min。280 r/min 比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴 III 的140 r/min 转速也能传递全部功率，即 njIII=140 r/min，同理 njII=560 r/min，njI=800 r/min。具体请见表 3.1表 3.1 轴转速列表轴号转速r/min主100III140II560I800各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也中需要确定最小齿轮的计算转速。轴 IIIIV 间变速组的最小齿轮是 Z=21，该齿轮使主轴获得 6 级转速 33.5 r/min，50 r/min，71 r/min，100r/min，140r/min，200 r/min，主轴计算转速是140r/min，故该齿轮在 560 r/min 时应传递功率；同理轴 IIIII 间 Z=18 的计算转速为560 r/min，轴 III 间 Z=30 的计算转速为 800 r/min。3.2 传动轴直径的初定传动轴直径按扭转刚度进行估算 dKA（7）4jnP式中 K键槽系数； A系数； P电动机额定功率(kW)；从电动机到计算轴的传动效率； nj传动轴的计算转速(r/min)一般传动轴的每米长允许扭转角 =(0.51.0)/m，要求高的轴=(0.250.5)/m，要求较低的轴取=(12)/m。 表 3.2 估算轴径时系数 A、K 值xxx：普通车床主轴箱传动设计- 10 -由表 3.2 查取 A=92 K=1.07传动效率 =1n2m3k 1直齿传动效率 7 级取 0.98 2V 带传动效率 取 0.97 3轴承传动效率 取 0.98I 轴：dI 1.06*77*=22.03 mm 取 23mm45.5 0.855 0.99 0.95800II 轴：dII=24.05 mm 取 25mm45.5 0.855 0.99 0.98 0.98 0.951.06 77560III 轴：dIII =33.72 mm 45.5 0.855 0.99 0.98 0.98 0.95 0.981.06 77140取 34mm根据电动机功率为 5.5，最大加工直径为 320 mm，由3图 3-10 和表 3-11，初选主轴前轴颈直径 D1=85 mm而主轴后轴颈直径 D2（0.70.8）D1 取 D2=65 mm普通车床内孔直径 d（0.550.6）D1 取 d=50 mm由3表 3-13，得主轴前端悬伸量 a（0.61.5）D1 取 a=100 mm主轴平均直径D=80 mm221DD 3.4 齿轮模数的初步计算一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算， mf = (mm)（8）3221) 1(16338ffmdnuzNu式中 mf 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 （mm） Nd 驱动电动机功率 （kW） nf 计算齿轮的计算转速 （r/min）/()m-10.250.51.01.52.0A130110928377无键单键双键花键K101041.051.071.11.051.09xxxxx 大学毕业设计（论文）- 11 - u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 u1，外啮合取“+” Z1 小齿轮齿数 m 齿宽系数，=（B 为齿宽，m 为模数） ，=610mmBm f 许用接触应力 （Mpa）第一组齿轮和反转组齿轮材料选用 40Cr，调质加表面淬火处理，工作年限为 10 年，每天 12 小时，由4式 10-12 和表 10-21 得 f=HP=1350 MpaHXWNHSZZZlim25. 11*2 . 1*92. 0*730其它组齿轮材料选用 20CrMnTi，渗碳淬火处理，工作年限为 10 年，每天 12 小时，由4式 10-12 和表 10-21 得f=HP=1325 MpaHXWNHSZZZlim25. 11*2 . 1*92. 0*1500第一组齿轮中，取齿轮 Z=30mfI-II= = =1.42163383221(1)mffuNdZ un322(1.41 1) 5.5163388 3.51.4 1350800圆整模数 取 mfI-II=3 （查5表 10-1）第二组齿轮中，取齿轮 Z=18mfII-III= =2.25322(4 1) 5.5163388 184 1350560 圆整模数 取 mfII-III=3第三组齿轮中，取齿轮 Z=21mfIII-IV= =3.22322(3.95 1) 5.5163388 213.95 1350140圆整模数 取 mfIII-IV=3.5反转组齿轮中，取齿轮 Z=30mf 反 = =1.94216338322825*650*5 . 1*38*85 . 5*) 15 . 1 (圆整模数 取 mf 反=3 3.5 各齿轮参数的确定根据机械原理中关于齿轮相关参数计算公式，得到本设计中各齿轮参数如表 3.5所示。xxx：普通车床主轴箱传动设计- 12 -表 3.5 各齿轮参数齿轮齿数 z模数 m分度圆 d齿顶ad齿根fd齿顶ah齿根高fh1423126132118.533.752423126132118.533.75335310511197.533.754493147153139.533.755183546046.533.756723216222198.533.757453135141127.533.758453135141127.533.759303909682.533.7510603180186172.533.7511693.5241.5248.5232.753.54.37512353.5122.5129.5113.753.54.37513213.573.580.564.753.54.37514833.5290.5297.5281.753.54.375xxxxx 大学毕业设计（论文）- 13 -齿轮的齿宽由公式：（9）mBm式中=（610） ，m 为模数。m则：第一套啮合齿轮mmBI)3018(3)106(第二套啮合齿轮mmBII)3521(5 . 3)106(第三套啮合齿轮mmBIII)3521(5 . 3)106(反转啮合齿轮mmBI)3521(5 . 3)106(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，应主动轮比小齿轮齿宽大。所以，1220,20Bmm Bmm320Bmm418Bmm，567891025,20,25,20,25,20Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm1112131426,21,26,21Bmm Bmm Bmm Bmm15161718,20,18Bmm Bmm Bmm3.6 齿轮结构设计当时，可做成腹板结构，160500ammdmm(10 14)297.5 12 3.5255.5panDdm2 . 4212 . 0) 3 . 02 . 0(Bc43871.6 87139.2DmmDmm 10.5 3.51.75n 5rmmmmDDDmmD89.34)2 .1395 .255(3 . 0)(35. 025. 0(35.1972/ )2 .1395 .255(30213.7 其他尺寸的确定3.7.1 确定各轴间距两轴之间的间距公式：xxx：普通车床主轴箱传动设计- 14 - a= 2)(21ZZm（10） aI-II= mm 3 841262aII-III= mm 3 901352aIII-IV= mm3.5 10418223.7.2 带轮的选择由4表 8-6 查得 KA=1.1 ，故 Pca=KAP=1.1 5.5=6.05 kW根据 Pca、n1，由4图 8-8 查得 V 带采用普通 A 型，初选主动轮基准直径dd1=125mm，则从动轮基准直径 dd2=i* dd1= =222.03 mm ，根据41450125 (1 0.02)800表 8-7，取 dd2=224mm。带的速度 v= =9.49 m/s 35 m/s，带的速度合适。1000*6011ndd3.14 125 1450600 1000根据 0.7(dd1+ dd2)a0120,主动轮上的包角合适。adddd120170.9V 带根数 z=，由 n1=1500r/min,dd1=125mm,i=1.8,查4表 8-5a 和LcaKKPPP)(00表 8-5b ，得 P0=1.93kW P0=0.15kW ,查表 8-8 得 K=0.98,查表 8-2 得 KL=1.01,则z= =2.93 6.05(1.930.15) 0.98 1.01取 z=4 根。查4表 8-4 得 q=0.1kg/mxxxxx 大学毕业设计（论文）- 15 -预紧力 F0= =171.76N2) 15 . 2(500qvKvzPca26.052.5500(1)0.1 9.499.49 3 0.98压轴力 Fp=2zF0sin=2*6*123.9*sin1476.8N。2127 .166o3.7.3 片式摩擦离合器的计算为保证 II 轴上的第二个变速组中的最大主动齿轮外径不碰 I 轴上的离合器外径D，AI-IImin(Zmax*m+2m+D)/2, AI-II=130mm，Zmax=51，m=3可得：D KAP2222221*8 .189*05. 11*1*1*1500*96. 0*044. 0*21. 0*18接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按 Z=21 m=3.5mm n1=400r/min，由7图 9.1-14 得，CF1=5按重合度 =1.7 ，由7图 9.1-15 得，CF2=1.45xxx：普通车床主轴箱传动设计- 18 -CF3=0.008213310dCH235 .73044. 0*10由7图 9.1-18 和图 9.1-16 得，CF4=1*1*1=1 ，寿命系数 YNT=1按 Z1=21 Z2=83 ，由7图 9.1-18 得，YFs=4.47PFP=lim4321FFsVNTFEFFFFSYKYCCCC =7.06 kW KAP4 . 1*47. 4*05. 11*800*1*008. 0*45. 1*5弯曲疲劳强度校验通过。4.1.2 第二组齿轮强度校验 取齿轮 Z=18 精度 7 级Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P=4.25 kW传递扭矩 T1=9549*=9549 =101.46N.m1nP4.25400分度圆切向力 Ft= N112000dT2000 101.464509.2545由7表 9.1-26 查得，使用系数 KA=1.25则 KAP=6.4 kW由4表 10-8 查得，动载系数 KV=1.05按 u=2.8，n1=400r/min，查7图 9.1-3，得 CH1=20根据直齿齿轮，2 由H7图 9.1-4，得 CH2=0.21按 b=25mm，d=0.5，KH=1.1，由7图 9.1-6，得 CH3=0.1因为= KAP2222221*8 .189*05. 11*1*1*1500*96. 0*077. 0*21. 0*20接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按 Z=18 m=3mm n1=400r/min，由7图 9.1-14 得，CF1=5按重合度 =1.7 ，由7图 9.1-15 得，CF2=1.45CF3= 213310dCH32100.0770.02654由7图 9.1-18 和图 9.1-16 得，CF4=1*1*1=1 ，寿命系数 YNT=1按 Z1=18 Z2=72 ，由7图 9.1-18 得，YFs=4.32PFP=lim4321FFsVNTFEFFFFSYKYCCCC = kW KAP5 1.45 0.026 1 800 123.751.05 4.32 1.4 弯曲疲劳强度校验通过。4.1.3 第一组齿轮强度校验 取齿轮 Z=35 精度 7 级Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE=640Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P=4.42 kW传递扭矩 T1=9549*=9549 =57.76 N.m1nP4.42800分度圆切向力 Ft= N112000dT2000 57.761004.92105由7表 9.1-26 查得，使用系数 KA=1.25则 KAP=6.54 kW由4表 10-8 查得，动载系数 KV=1.05按 u=2，n1=800r/min，查7图 9.1-3，得 CH1=30根据直齿齿轮，2 由H7图 9.1-4，得 CH2=0.21按 b=20mm，d=0.5，KH=1.1，由7图 9.1-6，得 CH3=0.22因为= KAP2222221*8 .189*05. 11*1*1*800*96. 0*154. 0*21. 0*30接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按 Z=35 m=3mm n1=800r/min，由7图 9.1-14 得，CF1=8按重合度 =1.7 ，由7图 9.1-15 得，CF2=1.45CF3= 213310dCH32100.1540.014105由7图 9.1-18 和图 9.1-16 得，CF4=1*1*1=1 ，寿命系数 YNT=1按 Z1=35 Z2=69 ，由7图 9.1-18 得，YFs=4.02PFP=lim4321FFsVNTFEFFFFSYKYCCCC = kW KAP8 1.45 0.014 1 640 117.591.05 4.02 1.4 弯曲疲劳强度校验通过。4.2 主轴的弯曲刚度验算4.2.1 主轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力 Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力 Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角 =20，齿面摩擦角 5.72时则： Qa (或 Qb)=2.12*107 (N)mznN（11）式中 N 该齿轮传递的全功率（kW） m、z 该齿轮的模数（mm） 、齿数 n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min） Z=83 的 Qa1= (N)73.9182.12 102859.263.5 83 100Z=35 的 Qa2= (N)73.9182.12 106780.543.5 35 1004.2.2 验算两支承传动轴的弯曲变形 机床齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴承的xxxxx 大学毕业设计（论文）- 21 -正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内、外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安装处的倾角的验算。由8表 6-1-42 查得，主轴y0.0002l=0.0002*500=0.1 (mm) 0.001(rad) 圆柱滚子轴承处 0.0025(rad) 向心球轴承处0.005(rad)在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为： ya=8.08*10-6Qa433)75. 0(Dxxl（12）式中 l 两支承间的跨距（mm）D 该轴的平均直径（mm）x=ai/l，ai 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm）由展开图可知，l=430mm , a1=70mm , a2=132mm , D=75mm则 ya1= =0.007 mm336470704300.75()4304308.08 102859.2675ya2= =0.029 mm33641321324300.75()4304308.08 106780.5475ya y ，即主轴设计满足要求。4.3 主轴组件的静刚度验算4.3.1 求两支承主轴组件的最佳支承距最大加工直径为 320 mm，主轴前轴颈直径 D1=85 mm主轴后轴颈直径 D2 =65 mm普通车床内孔直径 d=50 mm主轴前端悬伸量 a=80 mm主轴平均直径 D=75 mm221DD 由3表 3-14 查得，前支承刚度：KA=170*D11.4= N/mm48.543 10取后支承刚度：xxx：普通车床主轴箱传动设计- 22 -KB= N/mm1.4KA448.543 106.102 101.4取材料的弹性模量 E=2*105 N/mm轴惯性矩：I= mm4)(6444dD 4463.14(7550 )1.25 1064综合变量：= 3aKEIA56432 101.25 105.728.543 1080由3图 3-34 得=6.0aL0则 L0=6.0*80=480 mm，L合理=(0.751.5)L0=450900 mm主轴跨距在合理的跨距范围内。4.3.2 切削力的确定切削力计算公式： Pz= （N）jjdnDN410*955*2（13）式中 Nd 电动机额定功率（kW） nj 主轴的计算转速（r/min） Dj 计算直径，车床 Dj=(0.50.6)Dmax，Dmax为最大加工直径 主传动系统总效率则：Pz= （N）42 955 103.9184677.110.5 320 100径向切削力：Py0.5Pz=2338.56 （N）合成：P=5228.82 （N）22yzPP对切削力作用点求解：设切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为 s，则 s=c+w (mm)（14）式中：c 主轴前端的悬伸长度xxxxx 大学毕业设计（论文）- 23 - w 对于普通车床 w=0.4H，H 为车床中心高则： s=800+0.4*200=160mm4.4 两支承主轴组件的静刚度验算主轴的计算见图如图 4.4.1 所示。图 4.4.1 主轴组件计算简图4.4.1 计算主轴组件前端挠度 yc切削合力 P 与水平坐标 y 轴的逆时夹角：P=tg-1yzPP（15）将已知量代入（15）得：P =63.43驱动力 Q 与水平坐标 y 轴的逆时夹角：Q=+90+=135.7主轴前端 c 点有力偶 M 作用下，变形后所在的象限角：M=1804.4.2 计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端 c 点的挠度 ycspycsp= (mm)(3632232lCsclCclslEIlscEIcscPAAC（16）将已知量代入式 16 中得：xxx：普通车床主轴箱传动设计- 24 -ycsp= 23566542423 160 8080430 160 806 2 101.25 103 1.25 102 105228.82(430 180) (43080)160 808.543 104308.543 10430 =0.0147mm4.4.3 计算力偶 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度 ycsMM=Pw=5228.82*80=418270N.mycsM= (mm)32(222lCclCclEIlcEIcMABc（17）将已知量代入公式 17 中得：ycsM= 25656424280430 804308080418720 ()2 102 1.25 103 2 101.25 106.102 104308.543 10430 =0.0448 mm4.4.4 计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 c 点的挠度 ycmQycmQ=)(6)(2(22lCbclCblclEIlblblbcQAB（18）将已知量代入式 18 中得： ycmQ = 56424270 80(2 43070)(43070)6 2 101.25 104302859.26(43080)(43070)70 806.102 104308.543 10430 =0.0384 mm4.4.5 求主轴前端 c 点的综合挠度 yc将各载荷分别作用下，主轴前端 c 点产生的挠度按简图在直角坐标上进行分解后叠加。水平坐标 y 轴上的分量代数和为 ycy= ycspcosP+ ycmQcosQ+ ycsMcosM（19）将已知量代入式 19 中得： ycy = 0.0147 cos63.430.0384 cos135.70.0448 cos180ooo =-0.0657 mm ycz= ycspsinP+ ycmQsinQ+ ycsMsinM（20）代入已知量得：xxxxx 大学毕业设计（论文）- 25 - ycz = 0.0147 sin63.430.038 sin135.70.0448 sin180ooo =0.0399 mm综合挠度 yc=22czcyyy（21）将 ycy=-0.0657，ycz=0.0399 代入 21 式中得：yc= 22( 0.0657)(0.039)=0.077 mm由于 yc T106310125()60 100 3.918主轴滚动轴承验算通过。xxx：普通车床主轴箱传动设计- 26 -第第 5 章章 结构设计结构设计5.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等） 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是： 布置传动件及选择结构方案。 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。5.3 传动轴的设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为 6585。刀Dmmxxxxx 大学毕业设计（论文）- 27 -机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 510，以免加工时孔变形。mm花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。G传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意： 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。 轴承的间隙是否需要调整。 整个轴的轴向位置是否需要调整。 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。 加工和装配的工艺性等。5.4 主轴组件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。 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。 内孔直径内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。 轴颈直径轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。 前锥孔直径前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 支撑跨距及悬伸长度支撑跨距及悬伸长度xxx：普通车床主轴箱传动设计- 28 -为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐aL取： =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，aLL应选大值，轴刚度差时，则取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结L构时力求接近上述要求。5.5 主轴轴承5.5.1 轴承类型选择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。5.5.2 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。mm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负责程度，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经向力。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。5.5.3 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，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的CDDE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，轴和孔德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。5.5.4 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、噪声和抗震性也有改xxxxx 大学毕业设计（论文）- 29 -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小果，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：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，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。 5.5.5 主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15 左右） 。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔 180度布置） ，两个键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。5.6 润滑与密封 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0.10.3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mm的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 形） ，效果比上一种好些。在轴上增开了v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。5.7 其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为Cr405055。其他部分处理后，调整硬度为220250。RCHBxxx：普通车床主轴箱传动设计- 30 -第第 6 章章 工程图技术要求的工程图技术要求的制定制定工程图是机械行业进行沟通的工具，是种语言。在设计和改进机器设备时，要通过图样来表达设计思想和要求；在制造机器过程中，无论是制造毛坯还是加工、检验、装配等各环节，都离不开工程图。工程图不仅包括图形还包括中各种尺寸、技术要求等，而尺寸与技术要求在生产制造中是相当重要。下面就普通车床对于重要零件图及展开图标注及技术要求做简要说明。6.1 装配技术要求制定1、装配图上尺寸标准装配图与零件图不一样，所以装配图上并不需要注出每个零件的尺寸，一般只标注： 特征尺寸表示机器或部件规格和性能包括轴孔尺寸。 装配尺寸用以保证机器或部件的正确装配关系，满足其工作精度和性能要求的尺寸。主要有以下几种： 配合尺寸：表示零件间有配合要求的重要尺寸，如车床上轴与轴承、轴承与轴承孔； 相对位置尺寸：装配时需要保证零件间重要的距离； 装配时加工尺寸：对于装配过程中需要加工，装配图上要标注装配时加工尺寸，对于水上自行车而言，不存在装配时需要加工，所以不存在该尺寸。 安装尺寸表示将部件安装在机器上，或机器安装在基础上，需要确定的尺寸。 外形尺寸表示机器或部件总体的长、宽、高。 检验尺寸表示装配时必需检验的重要尺寸。2、装配图的技术要求装配图上注写技术要求，通常从以下几方面进行考虑：1装配后的密封、润滑等要求。如车床装配后轴承应旋转灵活，不得有卡阻而且需要有一定密封性能；2有关性能、安装、调试、使用、维护等方面的要求。3有关实验或检验方法的要求。如空载实验时，轴承温度不得超过 40C。技术要求主要内容概括为：1.装配要求：包括机器或部件中零件的相对位置、装配方法、装配加工及工作状态等。2.检验要求：包括对机器或部件基本性能的检验方法和测试条件等。3.使用要求：包括对机器或部件的使用条件、维修、保养的要求以及操作说明等。4.其它要求：不便用符号或尺寸标注的性能规格参数等，也可用文字注写在技术要求中。根据上面这些技术要求，普通车床装配的技术要求初步制定如下：1、车床在换速过程中，应该尽量省力并且运动要连续，不得齿轮与齿轮形成撞齿。xxxxx 大学毕业设计（论文）- 31 -2、要保证装配后，产品的质量。在装配之前应详细检查各零部件是否符合图纸要求，严禁非合格品进入装配；3、为保证连接件的可靠性，紧固件的预紧力应按相关标准进行，不得有松动情况；4、各密封件装配前必须浸透油。5、齿轮箱装配后应设计和工艺规定进行空载试验。试验时不应有冲击、噪声，温升和渗漏不得超过有关标准规定； 6、装配液压系统时允许使用密封填料或密封胶，但应防止进入系统中；以上是对普通车床装配尺寸标注及技术要求的初步制定，详情请见装配工程图。6.2 零件标注及技术制定零件图上的尺寸是该零件的最后完成尺寸，是加工、检验的重要依据。在绘制零件图中要尺寸标注就必须有基准。而基准又分设计基准和工艺基准。他们的选择
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