主轴设计说明书

目录中文摘要、关键词········英文摘要、关键词········引言··············第1章绪论··········1.主1轴及其部件设计的主要意义1.2主要设计内容······1.3主要技术参数······第2章车床主传动系统方案设计·2.1主传动的组成及要求···主1传动的组成·····主2传动的设计要求···2.2主传动系统的传动方式··集1中传动式······分2离传动式······2.3主传动的变速方式····变1换齿轮变速·····滑2移齿轮变速·····多3速电动机变速····各4种变速机构的组合··2.4主传动的换向方式····电1动机换向······机2械换向·······第3章主传动系统的运动设计··3.1确定极限转速······3.2确定公比········3.3求出主轴转速级数····3.4确定结构网和结构式···3.4.传1动组和传动副数的确定#第1章绪论1.主1轴及其部件设计的主要意义主轴箱的设计主要是主轴的设计。1.为了满足各种不规则形状工件的加工，车床主轴选择立式还是卧式将直接影响装夹工件和设计夹具的时间。2.根据加工的范围不同，设计不同的机构能达到意想不到的效果。如采用立式主轴能依靠工件自重，使其与夹具基准面准确地、紧密的接触，获得高精度且稳定的加工。3.好的主轴设计能使制造费用降低，性能很好的提高，更具有市场竞争力。4.主轴作为数控机床的执行件，联系着伺服电动机和刀架，因此他的设计将直接影响加工后成品的精度。而精度是影响我国数控机床发展的首要问题。综上所述，主轴及其部件的设计是数控机床发展是一个重要方面，需要在设计中重点对待。CA6机1床3可6进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。主要设计内容本文主要对主传动系统、主运动部件和主轴箱的箱体进行设计。主要技术参数根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：床身上最大回转直径：360mm刀架上回转直径： 210mm主轴转速级数： 正转12级；反转6级主轴转速范围： 正转37-160；0r/min反转102-1570r/min主电动机功率： 4kw主电动机功率： 1440r/min第2章车床主传动系统方案设计主运动传动系统简称主传动系统，它的功用是将电动机的运动传给机床主轴，使主轴带动工作部件实现主运动，并能满足普通车床主轴变速和换向的要求,它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。2.1主传动的组成及要求2.2.主传1动的组成1.定比传动机构：即具有固定的传动比传动机构，用来实现降速或升速，一般常采用齿轮、皮带及链传动等，有时也可以采用联轴节直接传动。2.变速装置：机床中的变速装置有齿轮变速机构，机械无极变速以及液压无级变速装置等。3.主轴组件：机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。4.开停装置：用来控制机床主运动执行件的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。5.制动装置：用来使机床主运动执行件尽快地停止运动，以减少辅助时间，通常可以采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。.换向装置：用来改变机床主运动方向。对于主运动换向的机床，在主传动中都应该设有换向装置。它们可以是机械的、液压的或直接改变电动机的旋转方向。.操纵机构：机床的开停、变速、换向及制动等，一般都需要通过操纵机构来控制。在设计机床时，一般是联系起来考虑主传动与操纵机构的设计方案。.润滑与密封装置：为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命，必须有良好的润滑装置与可靠的密封装置。9.箱体：用来安装上述个组成部分。封闭式箱体不仅能保护传动机构，免受尘土、切屑等侵入，而且还可以减少这些机构所发生的噪声。2.2.主2传动的设计要求1.机床的主轴须有足够的变速范围和转速级数，以便满足实际使用的要求。2.主电动机和传动机构须能承受和传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。.执行件须有足够的精度、刚度、抗振性、和小于许可限度的热变形和温升。.噪声应在允许的范围内。.操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。.结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。2.2主传动系统的传动方式主传动的布局主要有集中传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内，称为集中传动布局；分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，其间用带、链条等传动时，称为分离传动式布局。2.2.集中1传动式优点是结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体少。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响到主轴的工作精度。一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。2.2.分2离传动式优点是变速箱所产生的振动和热量不传给或少传给主轴，从而减少了主轴的振动和热变形；高速时不用齿轮传动，而由带直接传动，运动平稳，加工表面质量好；当采用背轮机构时，传动链短，传动效率较高，转动惯量小，便于启动和制动；低速时经背轮机构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：要两个箱体，低速时带负荷大，带根数多，容易打滑；当带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。本课题设计的车床主要加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，主运动的速度很高，所以经分析决定采用集中式传动2.3主传动的变速方式变1换齿轮变速这种变速机构的构造简单，结构紧凑，主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。滑2移齿轮变速广泛应用于通用机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是：变速箱的构造较复杂不能在运转中变速，为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。多3速电动机变速采用多速电动机，可以简化机床的结构、使用方便、并能在运动中改变某几种转速。通常与其他的变速方式联合使用。2.3.各种4变速机构的组合根据机床的不同工作特点，通常机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。本课题设计的车床要求变速范围大，变速级数多，能够传递较大的功率和扭矩，所以经分析采用滑移齿轮变速。2.4主传动的换向方式2.4.电1动机换向变换电动机的转向，使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可以简化机床的机械结构、操作简单省力。但若采用交流异步电动机换向，若换向频繁，易引起电动机过热。2.4.机2械换向目前主传动系统中主要采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构，它可以在高速运动中平稳换向，但结构复杂。本课题设计的车床需要正反两个方向都用于加工，特别是加工螺纹时，换向频繁，而普通车床一般都采用交流异步电动机作为主传动的驱动电源，因此，本设计采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构来实现主运动的换向。第3章主传动系统的运动设计3.1确定极限转速已知主轴最低转速n=37r/min最高转速n=1600/min,转速调整范围为min maxR=n/n=43nmaxmin3.2确定公比此机床为生产率要求较高的普通机床，减少相对转速损失是主要的，所以公比①取得较小，这里选定主轴转速数列的公比为Φ=1.41。3.3求出主轴转速级数I'E；TH.HK3.4确定结构网和结构式3.4.传1动组和传动副数的确定12=×43 ×412=312=×32×2 ×31×2=2 ×21×23=2在上列两行方案中，第一行方案有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，刚会增加轴向尺寸，如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=×32×2的方案为好。结2构网和结构式各种方案的选择在12×=23×2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下图。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。1；■=：一、*三仪三弓1E=3≡xΞ6X2i11=3Qx3cP12=3∣种方案，其结构网和结构式见下图。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。1；■=：一、*三仪三弓1E=3≡xΞ6X2i11=3Qx3cP12=3∣X≡fcχ≡3h3x尸仆:：：•F图3.结1构网3.4.2传.动1副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比i≥1；在升速min4时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比i≤2。因此，主传动链任一传动组max的最大变速范围R=G./i)≤8~10。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。maxmaxmin在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动组的变速范围都比它小。即TOC\o"1-5"\h\zR=5%JPnT)≤R ( )n max图中，方案、、C的第二扩大组X=6P=2贝UR=φ6×(2-D=φ6。φ=1.41，22 2贝UR=1.416=8=R ，是可行的。方案和X=4,P=3,2 max 2 2R=Q4×G-i)=0=16>R,是不可行的。2 max3.4.2基.本2组和扩大组的排列顺序在可行的四种结构网方案a、b、c、e中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果方案同号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。比较图3.的1方案a、b、c、e，方案a的中间传动轴变速范围最小，故方案a最佳。3.5绘制转速图3.5.选1定电动机一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y112，M其-同4步转速为1500r/min。3.5.分2配总降速传动比总降速传动比为U=n/n=37/1500≈2.5×10-2n为主轴最低转速，考虑是否Πmind min需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数定比传动副数 。 ()绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lgΦ画出网格，用以绘制转速图。所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5轴。故转速图需5条竖线，主轴共12速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，故需要12条横线。注明主轴的各级转速。电动机轴转速也应在电动机轴上注明。中间各轴的转速可以从电动机轴开始往后推，也可以从主轴开始往前推。通常，以往前推比较方便。即先决定轴III的转速。传动组的变速范围为φ6=1.416=8=R，可知两个传动副的传动比必然是前文叙max述的极限值：

.11 . 2φ2i—-—-,i—-—-

cι4φ4C211这样就确定了轴Ⅲ的六种转速只有一种可能，即为14、020、028、040、056、0800r/。随后决定轴Ⅱ的转速。传动轴b的级比指数为3，在传动比极限值的范围内，为了避免升速，又不使传动比太小，可取ib11ib11—1φ3—28，1i—-b2 1轴Ⅱ的转带速确定为同理，对于轴Ⅰ可取i11i-11,ii11i-11,i-1，传动比接近图3.转2速图齿6轮齿数的确定6传.动1组a如 图所示的传动组i—1i——i—L查参考文献表，取为a1 a21.41a321.和42,的三行。结果如下：i— —, ,,,,,,,,a1 z

a2ia31，60，63，65，67，68，70，72，73，75…60，63，66，69，72，75，…a2ia31，60，63，65，67，68，70，72，73，75…60，63，66，69，72，75，…Sz=60和72是共同适用的。可取Sz=72，从表中查出小齿4。即i=36/，3i6=30/，4i2=24/。48a1 a2 a31.411S2z从以上各行中可挑出，轮齿数分别为可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：36、42、48。3.6.传2动组b同上可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是i=22/62，i=42/42，TOC\o"1-5"\h\zb1 b2可得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：6、24。23.6传.动3组c查表,i=1/4,i=2c1 c2i=1/4时：S=……8、48、58、99、09、49…5…c1 zi=2时：S=……7、27、57、88、18、48、78、99…0…c2 z可取Sz=90.i=1/4为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为1；8c1i=2为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为3。0c2于是得i=18/72,i=60/30c1 c2得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为1，86；0得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为7，23。03.6换.向4齿轮副类比其他同类车床，轴Ⅰ齿轮齿数为3，4轴Ⅱ上齿轮的齿数为3，0它们之间的惰轮的齿数为3。43.传7动系统图的拟定根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：图3.3主传动系统图第4章主运动部件结构设计1带传动设计电动机转速r传/递m功i率nK电W动,机轴与Ⅰ轴之间的降速比为电动机转速r传/递m功i率nK电W动,机轴与Ⅰ轴之间的降速比为o即带传动的传动比为i=1.8。两班制工作，一天运转 小时，工作年数0年。.1.确1定计算功率由参考文献表 查得工作情况系数取K=.故AP=KP=1.3×4kW=5.2kW （ ）caA选取带型根据小带轮的转速和计算功率，由参考文献图选型带。验算带速和确定带轮直径初选小带轮的基准直径dd1由参考文献表和表-取小带轮基准直径d=125mm。d11.3验.算2带速按参考文献［3式］（8-1）3验算带速πdn

V= d¼-1—60×1000 （ ）其中n-小带轮转速，r/m；in1d-小带轮直径，mm；d13.14×125×1440 ,v= ■=9.42m/s故带速合适。60×1000故带速合适。因为5m/S<v<30m/S,1.3计.算3大带轮的直径根据参考文献［3式］（8-1）5，a计算大带轮直径dd2d=id=1.8×125mm=225d2 d1根据参考文献［3表］8-，8圆整为.确4定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为a,则0

TOC\o"1-5"\h\z0.7(d+d)≤a≤2(d+d) ( )d1d2 0 d1d2于是≤≤初取中心距为a=500mm。带长π (d-d)2 / 、L=2a+—(d+d)+—d2 di— ( )d0 0 2d1d2 4a03.14 (224-125)2=2×500+ ×(125+224)+- =1553mm2 4X500查参考文献表 取相近的基准长度Ld,Ld=1600mm。带传动实际中心距a=a0+La=a0+L-L—d d0=500+21600-1553=523.5mm(4-)验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于20°。α≈180。-d.—。X57.3。=169.2。＞120。1 a ()合适。确定带的根数Z计算单根带的额定功率Pr由dd由dd15和m查参考文献表得P=1.92kW。0根据 ，i=1.8和型带，查参考文献表 得∆P=0.15kW。0查参考文献表得K=0.98,表得K=0.99,于是aLP=(P+∆P)KK=G.92+0.15)X0.98×0.99kW=2.01kW0 0αLr其中： ∆P——i≠1时传递功率的增量；0k一—按小轮包角α,查得的包角系数；αk——长度系数；L

6计.算2V带的根数6计.算2V带的根数(4-)Z=p^=2Ξ=2.59

P2.01(4-)r为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于1，0取Z=31计.算7单根V带初拉力的最小值由参考文献表得型带的单位长度质量q=0.10kg/m所以(F)=500pca(2∙5-kα)+qv20minvZk

α其中： pca-带的传动功率,K；W带速,mv；/-s每米带的q质-量，kg；/m5.2 2.5—0,XF=500×—-——×( )+0.10×9.422=151.6NTOC\o"1-5"\h\z0 9.42X3 0.98计.算8压轴力F≈2z(F) Sinα+≈2X3X151.6XSin竺9马=906N ( )p 0min2 24.1带.轮9的结构小带轮采用腹板式结构，结构见附图。大带轮采用孔板式结构，具体结构略。4.确2定计算转速4.2主.轴1主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个1/转3速范围内的最高一级转速，即：z 12n=nφ3-1=37×1.413-1=100r/min ( 1IVmin4.2.各2传动轴轴Ⅲ可从主轴100r/min按72/18的传动副找上去，似应为400r/min。但由于轴Ⅲ上的最低转速140r/min经传动组c可使主轴得到37和280r/min两种转速。280r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为140r/min；轴Ⅱ的计算转速可按传动副b推上去，得400r/min；轴Ⅰ的计算转速为800r/min。

.各3齿轮60/30只需计

计算转速为传动组中，18/72只需计算Z=18的齿轮，计算转速为200"min；算z=30的齿轮，计算转速为800r/min；传动组计算Z=22的齿轮，400r/min；传动组应计算Z=24的齿轮，计算转速为80060/30只需计

计算转速为4.2.核4算主轴转速误差n=1440×φ125/φ224×36/36×42/42×60/30=1607r/min实n标=1600r/minI-n)实一^×100%=n标(1607-1600)1600×100%=0.4%<5%（4-）1所以合适。各3传动组齿轮模数的确定3传.动1组a计.算1a传动组各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：L'（μ+1）N

m=16338∣ d—（4-1）1 3∣φz2μ[σ]2n（4-1）mj其中μ-公比；μ=2；N电动机功率；N=4kw；ddφ齿宽系数；mσ]齿轮传动许允应力n计算齿轮计算转速；取n=800r/minjjσ]=KNσlim,取σ=600MPa安全系数S=1。S lim由应力循环次数选取K=0.90,取S=1,NKσ0.90×600.“Iσ]=—n_ιim-= MPa=540MPaS1

m=1633

1=2.90: m=1633

1=2.90j8×242×2×5402×800取m=3。按齿数的计算，m=2.50,可取；2按齿数的计算，m=2.21可取。3于是传动组的齿轮模数取m=3,b=24mm。计算传动组各齿轮直径轴I上齿轮的直径：d=3×36=108mm；d=3×30=90mm；d=3X24=72mm。a1 a2 a3轴II上三联齿轮的直径分别为：d=3X36=108mm；d=3X42=126mm；d=3X48=144mma1 a2 a3传动组计算传动组各齿轮模数确定轴II上另两联齿轮的模数。C(μ+1)N-m=16338 d——3'φZ2μ[σ]2nm j按齿数的齿轮计算：μ=2.8,n=400r/minj可得m2=3.7416338 (2∙8+1)m2=3.743'8×222×2.8X5402×400取m=4。按42齿数的齿轮计算：m=m=2.43mm；于是轴II两联齿轮的模数统一取为m=4。计.算2b传动组各齿轮直径轴Ⅱ两联齿轮的直径分别为：d=4×22=88mm；d=4×42=168mmb1 b2轴Ⅲ上与轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：d'=4X62=248mm；d'=4×42=168mmb1 b23传.动3组c计.算1c传动组各齿轮模数取m=。4计.算2c传动组各齿轮直径轴Ⅲ上两联动齿轮的直径分别为：d=4×18=72mm；d=4X60=240mm

c1 c2轴Ⅳ上两齿轮的直径分别为：d'=4×72=288mm；d'=4X30=120mm。c1 c23换.向4齿轮换.向1齿轮各齿轮模数取m=3。换.向2齿轮各齿轮直径d=3×20=60mm；d=3×40=120mm；d=3X34=102mm12确4定各轴最小直径4Ⅰ.轴1的直径η=0.96,n=800r∕min

11,■Pη 44×0.96d≥91 =91, =24mmTOC\o"1-5"\h\zn 8004Ⅱ.轴2的直径η=η×0.98×0.99×0.99=0.922,n=400r∕min

21 2d≥91JPη=914f4X0.922=28.2mmn 4004Ⅲ.轴3的直径η=η×0.98X0.99=0.89,n=140"min32 3d≥91巨=914：厘=36.3mm4n 140主.轴4的直径η=η×0.99×0.98×0.98=0.85,n=37r/min43 4d≥914W=%q4×37^=4.主5轴组件设计4.5主.轴1直径的初选根据机床主电动机功率查参考文献表，可以确定主轴前轴颈应为70-105mm初选d=90mm后轴颈d=(0.7-0.85)d取d=70mm。故选前轴承为 后轴承2 12为。据统计，对于卧式车床内孔直径与外径之比约为0.5-0.6，选内孔直径d=40mm。主轴组件的前悬伸和跨距根据结构参照参考文献 表定悬伸长度a=70mm。14.5主.轴3组件最佳跨距选择考虑机械效率η=0.85主轴最大输出转距TOC\o"1-5"\h\zT=9550P×0-85=361N ( 190床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即180mm,故半径为0.09m。切削力F=361=3610N ( 1C0.1背向力F=0.5F=0.5×3610=1805N ( )PC故总的作用力F=、l''F2+F2=4036N ( 1PC总作用力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为F/2=2018N先假设l/a=3,l=3×70=210mm前后支撑RR分别为ABR=FXl!a=2018×210+70=269NA2l210Fa 7∩R=—X—=2018×——=673NB2l 210根据dFK=r=3.39—o.11o..8(iz)0.9cos1.9αVdδ rar（4-）1由参考文献［—=2691N,—=673NvA vB1=8.8mm,1=10.8,Z=17,i=1,i=2,Z=30aA aB B BA AK=3.39×2691).1X8.80.8x(2X30%9cos1.90。=1695NK=3.39×6730.1×10.80.8x(2×17%9cos1.90。=1042NBK/K=1695=1.63AB1042d=6。+70)/2=80mmI=0.05×(0.0854-0.0464)=2.39X10-6m4EI2.1X1011X2.39X10-6η= r =0.702Ka31695x(0.075)X106A图主轴最佳跨距图查l/a=3,与原假设相符l=70X3=210mm。0主轴组件的选择轴承的选用选用轴承时，首先要选择轴承类型，合理选用轴承类型所应考虑的因素主要有一下几占：：轴承的载荷轴承承受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。轴承的调心性能当轴的中心线和轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。轴承的安装和拆卸便于安装，便于拆卸也是在选择轴承类型时应该考虑的一个因素。4.5.4轴.承2尺寸的选择，选择轴承尺寸时主要注意以下几点动轴承的额定动载荷动轴承的寿命动轴承的当量动载荷接触球轴承和圆锥滚子轴承的径向载荷F与轴向载荷Fra综合以上因素，经过分析和计算得出以下结果：主轴采用三支承前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K第5章主轴箱箱体计算主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁HT1及5H0T2为0最0广泛,本设计选用材料为HT20箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长×宽×高),按下表选取.表5.箱1体尺寸长×宽×高mm3壁厚× ×0 × × ×× ×由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%,弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6136主轴箱中共有4根轴，轴的定位要靠箱体上安装孔的位置来保证，因此，箱体上安装孔的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距a及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装孔的位置确定如下：a=1/2(d1+d2)+ym式中y是中心距变动系数。a=(36+36)/2×3=108mmι-πa =(42+42)/2×4=168mmΠ-IΠa =(60+30)/2×4=180mmIn-W箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟。结论本次毕业设计主要是对普通卧式车床主传动系统的设计，首先确定了大体方案，然后对结构件进行设计，主要进行了运动设计、齿轮的选择、轴的校核、主轴跨距的确定、轴承的选择等工作。通过计算和查阅资料，设计出合理的主传动系统，提高车床的传动效率和精度。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题。例如，每个人采用的度量标准不一致，导致装配的时候产生了干涉的问题。对