机械制造装备课程设计普通车床主轴箱部件设计样本

机械制造装备设计课程设计设计题目：普通车床主轴箱部件设计起止日期：年11月26日至年12月13日学生姓名张文文班级机制七班学号成绩指引教师(签字)机械工程学院1月14日目录1.课程设计任务书·····························································42.绪论·······································································63．设计计算···································································63.1车床规格系列和用处···················································63.2操作性能规定···························································74.积极参数参数拟定·························································74.1拟定传动公比φ·························································74.2主电动机选取·························································75.变速构造设计·····························································85.1主变速方案拟定··························································85.2变速构造式、构造网选取·················································85.2.1拟定变速组及各变速组中变速副数目································5.2.2变速式拟定······················································5.2.3构造式拟定······················································5.2.4构造网拟定······················································5.2.5构造式拟定·····················································5.2.6构造式拟定·····················································5.2.7拟定各变速组变速副齿数···········································5.2.8绘制变速系统图···················································6.构造设计··································································136.1构造设计内容、技术规定和方案··········································136.2展开图及其布置·························································146.3I轴（输入轴）设计······················································146.4齿轮块设计·····························································146.5传动轴设计···························································156.6主轴组件设计···························································166.6.1各某些尺寸选取·················································6.6.2主轴材料和热解决·················································6.6.3主轴轴承·························································6.6.4主轴与齿轮连接·················································6.6.5润滑与密封······················································6.6.6其她问题·························································7.传动件设计······························································187.1带轮设计·····························································187.2传动轴直径估算·······················································217.2.1拟定各轴转速·····················································7.2.2传动轴直径估算：拟定各轴最小直径································7.2.3键选取·························································7.3传动轴校核···························································237.3.1传动轴校核·····················································7.3.2键校核·························································7.4各变速组齿轮模数拟定和校核···········································247.4.1齿轮模数拟定···················································7.4.2齿宽拟定·······················································7.4.3齿轮构造设计···················································7.5带轮构造设计···························································307.6片式摩擦离合器选取和计算·············································317.7齿轮强度校验···························································337.7.1校核a变速组齿轮·················································7.7.2校核b变速组齿轮·················································7.7.3校核c变速组齿轮·················································7.8轴承选用与校核·······················································377.8.1各轴轴承选用···················································7.8.2各轴轴承校核···················································8.主轴组件设计······························································398.1主轴基本尺寸拟定·····················································398.1.1外径尺寸D·······················································8.1.2主轴孔径d·······················································8.1.3主轴悬伸量a·····················································8.1.4支撑跨距L·······················································8.1.5主轴最佳跨距L0拟定············································8.2主轴刚度验算···························································438.2.1主轴前支撑转角验算·············································8.2.2主轴前端位移验算···············································9.心得体会及参照文献························································47湖南工业大学课程设计任务书—第一学期机械工程学院（系、部）机械设计制造及自动化专业机设081班级课程名称：《机械制造装备设计》设计题目：起止日期：自年11月26日至年12月13日共2周内容及任务一、设计任务:1、车床最大加工直径为250mm.2、重要技术参数：主电机功率P（kw）主电机转速n电（r·min-1）Nmax（r·min-1）Nmin（r·min-1）公比Ψ414501400631.41加工工件材料为钢材；刀具为硬质合金刀具；二、设计工作量运动计算：依照给定转速拟定主传动机构图、转速图、老式系统图、计算齿轮齿数；动力计算：选取电动机型号，对重要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）；编写设计计算阐明书一份；绘制下列图纸：

①机床主传动系统图（计算阐明书中）；

②主轴箱部件展开图及重要剖面图；

③主轴零件图。设计阐明书及图纸必要为计算机输出稿；上交作业应涉及电子稿以及打印稿，设计阐明书文献格式为word本，平面图纸文献格式为autocad或如下版本，3D图为step文献格式（图纸规定涉及原始零件模型数据）。*3D图可依照学生个体状况选取。进度安排起止日期工作内容.11.26--.11.29参照文献，画图.11.30--.12.4任务书编写.12.05--.12.13任务书、图纸整顿排版重要参照资料《机械制造装备设计》

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机械工业出版社《机械制造装备设计课程设计》

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高等教诲出版社《机械制造装备设计》

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高等教诲出版社《当代实用机床设计手册》（上下册）机械工业出版社《金属切削机床设计》

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机械工业出版社

指引教师（签字）：姚建民11月26日系（教研室）主任（签字）：年月日摘要普通中型车床主轴箱设计普通中型车床主轴箱设计，重要涉及三方面设计，即：依照设计题目所给定机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，拟定其她关于运动参数，选定主轴各级转速值；通过度析比较，选取传动方案；拟定构造式或构造网，拟定转速图；拟定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。另一方面，依照机床类型和电动机功率，拟定主轴及各传动件计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，拟定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完毕后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）刚度、强度或寿命。最后，完毕运动设计和动力设计后，要将主传动方案“构造化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件设计。【核心词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。2.绪论机床技术参数有主参数和基本参数，她们是运动传动和构造设计根据，影响到机床与否满足所需要基本功能规定，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床加工能力、决定和影响其她基本参数根据，如车床最大加工直径，普通在设计题目中给定，基本参数是某些加工件尺寸、机床构造、运动和动力特性关于参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范畴广，所加工工件形状、尺寸和材料各不相似，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因而，必要对所设计机床工艺范畴和使用状况做全面调研和记录，根据某些典型工艺和加工对象，兼顾其她也许工艺加工规定，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对比，使拟定参数最大限度地适应各种不同工艺规定和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床类型、性能、规格和尺寸等因素不同，应满足规定也不同样。设计机床主传动系时最基本原则就是以最经济、合理方式满足既定规定。在设计时应结合详细机床进行详细分析，普通应满足基本规定有：满足机床使用性能规定。一方面应满足机床运动特性，如机床主轴油足够转速范畴和转速级数；满足机床传递动力规定。主电动机和传动机构能提供足够功率和转矩，具备较高传动效率；满足机床工作性能规定。主传动中所有零部件有足够刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品经济性规定。传动链尽量简短，零件数目要少，以便节约材料，减少成本。3.设计计算3.1车床规格系列和用处普通机床规格和类型有系列型号作为设计时应当遵循基本。因而，对这些基本知识和资料作些简要简介。本次设计是普通型车床主轴变速箱。重要用于加工回转体。表1.1车床主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)最高转速()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z3201120257.51.41123.2操作性能规定1）具备皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴正反转及停止运动规定3）主轴变速由变速手柄完毕4.积极参数参数拟定4.1拟定传动公比依照【1】公式（3-2）由于已知，∴Z=+1也即Z=12由于=1.41=1.06，一方面找到最小极限转速31.5，再每跳过5个数取一种转速，即可得到公比为1.41数列25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.31.5456390125180250355500710100014004.2主电动机选取合理拟定电机功率P，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减少功率因素。当前以常用中碳钢为工件材料，取45号钢，正火解决，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。现以拟定粗车是切削用量为设计：拟定背吃刀量和进给量f，依照【2】表8-50，取4mm，f取0.6。拟定切削速度，参【2】表8-57，取V=1.7。机床功率计算，主切削力计算依照【2】-表8-59和表8-60，主切削力计算公式及关于参数：F=9.81=9.8127040.920.95=3242（N）切削功率计算==32421.7=5.5（kW）依照普通状况，取机床变速效率=0.8.==6.86(kW)依照【3】表12-1Y系列（IP44）电动机技术数据,Y系列（IP44）电动机为普通用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具备防尘埃、铁屑或其她杂物侵入电动机内部特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。合用于无特殊规定机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运送机，农业机械等。依照以上规定，咱们选用Y132M-4型三相异步电动机，额定功率7.5kW,满载转速1440，额定转矩2.2，质量81kg。至此，可得到上表1.1中车床参数。5.变速构造设计5.1主变速方案拟定拟定变速方案，涉及变速型式选取以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统拟定。变速型式则指变速和变速元件、机构以及构成、安排不同特点变速型式、变速类型。变速方案和型式与构造复杂限度密切有关，和工作性能也关于系。因而，拟定变速方案和型式，要从构造、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有各种，变速型式更是众多，例如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范畴可用增长变速组数，也可采用背轮构造、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用互换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，也许方案有诸多，优化方案也因条件而异。本次设计中，咱们采用集中变速型式主轴变速箱。5.2变速构造式、构造网选取构造式、构造网对于分析和选取简朴串联式变速不失为有用办法，但对于分析复杂变速并想由此导出实际方案，就并非十分有效。5.2.1拟定变速组及各变速组中变速副数目数为Z变速系统由若干个顺序变速组构成，各变速组分别有、……个变速副。即变速副中由于构造限制以2或3为适当，即变速级数Z应为2和3因子：，可以有三种方案：5.2.2变速式拟定12级转速变速系统变速组，选取变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱详细构造、装置和性能。在Ⅰ轴如果安顿换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组变速副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度影响很大，因而主轴上齿轮少些为好。最后一种变速组变速副数常选用2。综上所述，变速式为12=2×3×2。5.2.3构造式拟定对于12=2×3×2传动式，有6种构造式和相应构造网。分别为：，，，由于本次设计机床=1\*ROMANI轴装有摩擦离合器，在构造上规定有一齿轮齿根圆不不大于离合器直径。初选方案。从电动机到主轴重要为降速变速，若使变速副较多变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节约材料，也就是满足变速副前多后少原则，因而取12=2×3×2方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增长箱体径向尺寸，在降速变速中，普通限制限制最小变速比；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时普通限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因而在主变速链任一变速组最大变速范畴。在设计时必要保证中间变速轴变速范畴最小。5.2.4构造网拟定依照中间变速轴变速范畴小原则选取构造网。从而拟定构造网如下：5.2.5构造式拟定主轴变速范畴应等于住变速传动系中各个变速组变速范畴乘积，即：检查变速组变速范畴与否超过极限值时，只需检查最后一种扩大组。由于其她变速组变速范畴都比最后扩大组小，只要最后扩大组变速范畴不超过极限值，其她变速组就不会超过极限值。其中，，∴，符合规定。5.2.6构造式拟定绘制转速图⑴、选取Y132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。⑵、分派总降速变速比总降速变速比又电动机转速不符合转速数列原则，因而增长一定比变速副。⑶、拟定变速轴轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。⑷、拟定各级转速由、、z=12拟定各级转速：1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。⑸、绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，别的四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间变速组分别设为a、b、c。现由Ⅳ（主轴）开始，拟定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速：先来拟定Ⅲ轴转速变速组c变速范畴为，结合构造式，Ⅲ轴转速只有一种也许：100、140、200、280、400、560r/min。②拟定轴Ⅱ转速变速组b级比指数为2，但愿中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取，，轴Ⅱ转速拟定为：400、560r/min。③拟定轴Ⅰ转速对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取，拟定轴Ⅰ转速为800r/min。由此也可拟定加在电动机与主轴之间定变速比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）5.2.7齿轮齿数拟定，当各变速组传动比拟定后来，可拟定齿轮齿数。对于定比传动齿轮齿数可根据机械设计手册推荐办法拟定。对于变速组内齿轮齿数，如传动比是原则公比整多次方时，变速组内每对齿轮齿数和及小齿轮齿数可以从【1】表3-9中选用。普通在主传动中，最小齿数应不不大于18～20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间齿数关系：三联滑移齿轮最大齿轮之间齿数差应不不大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。依照【1】,查表3-9各种惯用变速比使用齿数。⑴、变速组a:∵，；时：……57、60、63、66、69、72、75、78……时：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……可取84,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：28、35。于是，，可得轴Ⅱ上三联齿轮齿数分别为：56、49。⑵、变速组b:依照【1】,查表3-9各种惯用变速比使用齿数，∵，,时：……87、89、90、91、92……时：……87、89、90、91……时：……86、88、90、91……可取90，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮齿数分别为：18、30、45。于是，，，得轴Ⅲ上两齿轮齿数分别为：72，60、45。⑶、变速组c:依照【1】,查表3-9各种惯用变速比使用齿数,,时：……、85、89、90、94、95、108……时：……84、87、89、90、108……可取108.为降速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为22；为升速变速，取轴Ⅳ齿轮齿数为36。于是得,得轴Ⅲ两联动齿轮齿数分别为22，72；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为86，36。5.2.8绘制变速系统图依照轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：6.构造设计6.1构造设计内容、技术规定和方案设计主轴变速箱构造涉及传动件（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构造设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表达。主轴变速箱是机床重要部件。设计时除考虑普通机械传动关于规定外，着重考虑如下几种方面问题：精度方面规定，刚度和抗震性规定，传动效率规定，主轴前轴承处温度和温升控制，构造工艺性，操作以便、安全、可靠原则，遵循原则化和通用化原则。主轴变速箱构造设计时整个机床设计重点，由于构造复杂，设计中不可避免要通过重复思考和多次修改。在正式画图前应当先画草图。目是：布置传动件及选取构造方案。检查传动设计成果中有无干涉、碰撞或其她不合理状况，以便及时改正。拟定传动轴支承跨距、齿轮在轴上位置以及各轴相对位置，以拟定各轴受力点和受力方向，为轴和轴承验算提供必要数据。6.2展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动先后顺序，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种平面上。=1\*ROMANI轴上装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。齿轮直径受到离合器内径约束，齿根圆直径必要不不大于离合器外径，否则齿轮无法加工。这样轴间距加大。另一种布置方案是离合器左右某些分别装在同轴线轴上，左边某些接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。咱们采用第二种方案，通过空心轴中拉杆来操纵离合器构造。总布置时需要考虑制动器位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其她轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱轴向尺寸，减少轴向尺寸有助于提高刚度和减小体积。6.3=1\*ROMANI轴（输入轴）设计将运动带入变速箱带轮普通都安装在轴端，轴变形较大，构造上应注意加强轴刚度或使轴部受带轮拉力（采用卸荷装置）。=1\*ROMANI轴上装有摩擦离合器，由于构成离合器零件诸多，装配很不以便，普通都是在箱外组装好=1\*ROMANI轴在整体装入箱内。咱们采用卸荷装置普通是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮拉力传递到箱壁上。车床上反转普通用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转变换方案诸多，咱们采用正反向离合器。正反向转换在不断车状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，普通采用湿式。在拟定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.2～0.4间隙，间隙应能调节。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：摩擦片轴向定位：由两个带花键孔圆盘实现。其中一种圆盘装在花键上，另一种装在花键轴上一种环形沟槽里，并转过一种花键齿，和轴上花键对正，然后用螺钉把错开两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向两个自由度，起了定位作用。摩擦片压紧由加力环轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力封闭系统，不增长轴承轴向复合。构造设计时应使加力环推动摆杆和钢球运动是不可逆，即操纵力撤除后，有自锁作用。=1\*ROMANI轴上装有摩擦离合器，两端齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开另一端齿轮，与轴回转方向是相反，两者相对转速很高（约为两倍左右）。构造设计时应考虑这点。齿轮与轴之间轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在某些性能和维修上不如滚动轴承，但它径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.4齿轮块设计齿轮是变速箱中重要元件。齿轮同步啮合齿数是周期性变化。也就是说，作用在一种齿轮上载荷是变化。同步由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱重要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块构造形式诸多，取决于下列关于因素：是固定齿轮还是滑移齿轮；移动滑移齿轮办法；齿轮精度和加工办法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它精度选取重要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，依照实际成果得知，圆周速度会增长一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声影响比运动误差要大，因此这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高精度。大都是用7—6—6，圆周速度很低，才选8—7—7。如果噪声规定很严，或某些核心齿轮，就应选6—5—5。当精度从7—6—6提高到6—5—5时，制造费用将明显提高。不同精度级别齿轮，要采用不同加工办法，对构造规定也有所不同。8级精度齿轮，普通滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因而，需要淬火7级齿轮普通滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必要磨齿才干达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部普通都需要淬火。滑移齿轮进出啮合一端要圆齿，有规定形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工办法和画法也不同样，应予注意。选取齿轮块构造要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时安装和定位基面。尽量做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，规定有较大空刀（砂轮）距离，因而多联齿轮不便于做成整体，普通都做成组合齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮。要保证对的啮合，齿轮在轴上位置应当可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中定位槽、定位孔或其她方式保证，普通在装配时最后调节拟定。6.5传动轴设计机床传动轴，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。一方面传动轴应有足够强度、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，有专门加工花键铣床和磨床，工艺上并无困难。因此装滑移齿轮轴都采用花键轴，不装滑移齿轮轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键光轴以便。轴某些长度上花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时过滤某些。普通尺寸花键滚刀直径为65～85。机床传动轴常采用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。并且滚锥轴承对轴刚度、支撑孔加工精度规定都比较高。因而球轴承用更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配以便，间隙容易调节。因此有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选取轴承型号和尺寸，一方面取决于承载能力，但也要考虑其她构造条件。同一轴心线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。在箱外调节好镗刀尺寸，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步加工几种同心孔工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长箱体孔，要从两边同步进行加工；支撑跨距比较短，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同步加工各孔；对中间孔径比两端大箱体，镗中间孔必要在箱内调刀，设计时应尽量避免。既要满足承载能力规定，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安排规定。两孔间最小壁厚，不得不大于5～10，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承轴颈尺寸至少有一种应不大于花键内径。普通传动轴上轴承选用级精度。传动轴必要在箱体内保持精确位置，才干保证装在轴上各传动件位置对的性，无论轴与否转动，与否受轴向力，都必要有轴向定位。对受轴向力轴，其轴向定位就更重要。回转轴向定位（涉及轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选取定位方式时应注意：轴长度。长轴要考虑热伸长问题，宜由一端定位。轴承间隙与否需要调节。整个轴轴向位置与否需要调节。在有轴向载荷状况下不适当采用弹簧卡圈。加工和装配工艺性等。6.6主轴组件设计主轴组件构造复杂，技术规定高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）主轴参予切削成形运动，因而它精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时重要环绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几种方面考虑。6.6.1各某些尺寸选取主轴形状与各某些尺寸不但和强度、刚度关于，并且涉及多方面因素。内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘操纵机构及通过卸顶尖顶杆，必要是空心轴。为了扩大使用范畴，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大趋势。轴颈直径前支撑直径是主轴上一重要尺寸，设计时，普通先估算或拟定一种尺寸，构造拟定后再进行核算。前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其她工具锥柄，规定能自锁，当前采用莫氏六号锥孔。支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴外伸长度。选取恰当支撑跨距，普通推荐取：=2～3.5，跨距小时，轴承变形对轴端变形影响大。因此，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距大小，很大限度上受其她构造限制，经常不能满足以上规定。安排构造时力求接近上述规定。6.6.2主轴材料和热解决在主轴构造形状和尺寸一定条件下，材料弹性模量E越大，主轴刚度也越高，由于钢材E值较大，故普通采用钢质主轴，普通机床主轴选用价格便宜、性能良好45号钢。提高主轴关于表面硬度，增长耐磨性，在长期使用中不至于丧失精度，这是对主轴热解决主线规定。机床主轴都在一定部位上承受着不同限度摩擦，主轴与滚动轴承配合使用时，轴颈表面具备恰当硬度可改进装配工艺并保证装配精度，普通硬度为HRC40-50即可满足规定。普通机床主轴，淬火时规定无裂纹，硬度均匀；淬硬层深度不不大于1mm，最佳1.5-2mm,使精磨后仍能保存一点深度淬硬层，主轴热解决后变形要小。螺纹表面普通不淬火；淬火部位空刀槽不能过深，台阶交接处应当倒角；渗氮主轴锐边、棱角必要倒圆R>0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。6.6.3主轴轴承1）轴承类型选取主轴前轴承有两种惯用类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同步承受径向力和轴向力，构造比较简朴，但容许极限转速低某些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产机床上广泛采用。具备承载能力大，容许极限转速高特点。外径比同规格双列圆柱滚子轴承小某些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力能力最高，但容许极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。容许极限转速高，但承载能力低，重要用于高速轻载机床。2）轴承配备大多数机床主轴采用两个支撑，构造简朴，制造以便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑了。三支撑构造规定箱体上三支撑孔具备良好同心度，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，可以用两个支撑重要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大游隙（约0.03～0.07），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。轴承配备时，除选取轴承类型不同外，推力轴承布置是重要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴伸长方向以及构造负责限度，应依照机床实际规定拟定。在配备轴承时，应注意如下几点：每个支撑点都要能承受经向力。两个方向轴向力应分别有相应轴承承受。径向力和两个方向轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承精度和配合主轴轴承精度规定比普通传动轴高。前轴承误差对主轴前端影响最大，所此前轴承精度普通比后轴承选取高一级。普通精度级机床主轴，前轴承选或级，后轴承选或级。选取轴承精度时，既要考虑机床精度规定，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，普通都采用过渡配合。此外轴承内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选太低，会减少轴承回转精度，因此轴和孔精度应与轴承精度相匹配。轴承间隙调节为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承间隙应能调节。把轴承调到适当负间隙，形成一定预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改进。预负载使轴承内产生接触变形，过大预负载对提高刚度没有明显小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因而而减少。轴承间隙调节量，应当能以便并且能精确地控制，但调节机构构造不能太复杂。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内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其她轴承调节也有与主轴轴承相似问题。特别要注意：调节落幕端面与螺纹中心线垂直度，隔套两个端面平行度都由较高规定，否则，调节时也许将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差影响越小。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精度规定。6.6.4主轴与齿轮连接齿轮与主轴连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度普通取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键普通用一种或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，并且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够问题。6.6.5润滑与密封主轴转速高，必要保证充分润滑，普通惯用单独油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸轴，防止漏油更为重要而困难。防漏办法有两种：1）堵——加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式密封装置，形式诸多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。尚有一种是在轴承盖孔内开一种或几种并列沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（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。径向式轴承盖要做成剖分式，较为复杂。2）疏导——在恰本地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。6.6.6其她问题主轴上齿轮应尽量接近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴扭转变形。当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后轴向力，推力轴承紧靠在孔内端面，因此，内端面需要加工，端面和孔有较高垂直度规定，否则将影响主轴回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一种杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高品位面与孔德垂直度。主轴直径重要取决于主轴需要刚度、构造等。各种牌号钢材弹性模量基本同样，对刚度影响不大。主轴普通选优质中碳钢即可。精度较高机床主轴考虑到热解决变形影响，可以选用或其她合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为50～55。其她某些解决后，调节硬度为220～250。7.传动件设计7.1带轮设计三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮构造简朴，但尺寸大，机床中惯用作电机输出轴定比传动。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数。(1)、选取三角带型号由【4】表8-7工作状况系数查共况系数=1.2。故依照【4】公式（8-21）式中P--电动机额定功率，--工作状况系数因而依照、由【4】图8-11普通V带轮型图选用A型。(2)、拟定带轮基准直径，带轮直径越小带弯曲应力就越大。为提高带寿命，小带轮直径不适当过小，即。查【4】表8-8、图8-11和表8-6取积极小带轮基准直径=125。由【4】公式(8-15a)式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带滑动系数，普通取0.02。∴，由【4】表8-8取圆整为224mm。(3)、验算带速度V，按【4】式（8-13）验算带速度∵，故带速适当。(4)、初定中心距带轮中心距，普通依照机床总体布局初步选定，普通可在下列范畴内选用：依照【4】经验公式（8-20）取，取=600mm.(5)、三角带计算基准长度由【4】公式（8-22）计算带轮基准长度由【4】表8-2，圆整到原则计算长度(6)、验算三角带挠曲次数，符合规定。(7)、拟定实际中心距按【4】公式（8-23）计算实际中心距(8)、验算小带轮包角依照【4】公式（8-25），故积极轮上包角适当。(9)、拟定三角带根数依照【4】式（8-26）得 查表【4】表8-4d由i=1.8和得=0.15KW,查表【4】表8-5，=0.98；查表【4】表8-2，长度系数=1.01∴取根(10)、计算预紧力查【4】表8-3，q=0.1kg/m由【4】式（8-27）其中：-带变速功率,KW；v-带速,m/s；q-每米带质量，kg/m；取q=0.1kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。⑾、计算作用在轴上压轴力传动比 查表【4】表8-4a由和得=1.92KW7.2传动轴直径估算传动轴除应满足强度规定外，还应满足刚度规定，强度规定保证轴在重复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度规定较高，不容许有较大变形。因而疲劳强度普通不失是重要矛盾，除了载荷很大状况外，可以不必验算轴强度。刚度规定保证轴在载荷下不至发生过大变形。因而，必要保证传动轴有足够刚度。7.2.1拟定各轴转速⑴、拟定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递所有功率最低转速。各传动件计算转速可以从转速图上，按主轴计算转速和相应传动关系拟定。依照【1】表3-10，主轴计算转速为⑵、各变速轴计算转速：①轴Ⅲ计算转速可从主轴71r/min按72/18变速副找上去，轴Ⅲ计算转速为100r/min；②轴Ⅱ计算转速为400r/min；③轴Ⅰ计算转速为800r/min。⑶、各齿轮计算转速各变速组内普通只计算组内最小齿轮，也是最薄弱齿轮，故也只需拟定最小齿轮计算转速。变速组c中，22/86只需计算z=22齿轮，计算转速为280r/min；变速组b计算z=18齿轮，计算转速为400r/min；变速组a应计算z=28齿轮，计算转速为800r/min。⑷、核算主轴转速误差∵∴因此适当。7.2.2传动轴直径估算：拟定各轴最小直径依照【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1.①Ⅰ轴直径：取②Ⅱ轴直径：取③Ⅲ轴直径：取其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件传动效率乘积；-该传动轴计算转速（）；-传动轴容许扭转角（）。当轴上有键槽时，d值应相应增大4～5%;当轴为花键轴时，可将估算d值减小7%为花键轴小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。依照以上原则各轴直径取值：，和在后文给定，轴采用光轴，轴和轴由于要安装滑移齿轮因此都采用花键轴。由于矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削办法消除热解决变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30矩形花键基本尺寸系列，轴花键轴规格；轴花键轴规格。④各轴间中心距拟定：；；；7.2.3键选取查【4】表6-1选取轴上键，依照轴直径，键尺寸选取，键长度L取22。主轴处键选取同上，键尺寸为，键长度L取100。7.3传动轴校核 需要验算传动轴薄弱环节处倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相似则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角不大于安装齿轮处规定许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，规定验算受力最大齿轮处，但普通可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）.当轴各段直径相差不大，计算精度规定不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴普通只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；刚度时可采用平均直径或当量直径。普通将轴化为集中载荷下简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。7.3.1传动轴校核①Ⅰ轴校核：通过受力分析，在一轴三对啮合齿轮副中，中间两对齿轮对Ⅰ轴中点处挠度影响最大，因此，选取中间齿轮啮合来进行校核最大挠度：查【1】表3-12许用挠度；。②Ⅱ轴、Ⅲ轴校核同上。7.3.2键校核键和轴材料都是钢，由【4】表6-2查许用挤压应力,取其中间值，。键工作长度，键与轮榖键槽接触高度。由【4】式（6-1）可得可见连接挤压强度足够了，键标记为：7.4各变速组齿轮模数拟定和校核7.4.1齿轮模数拟定：齿轮模数估算。普通同一变速组内齿轮取相似模数，如齿轮材料相似时，选取负荷最重小齿轮，依照齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选用相近原则模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组齿轮模数最佳同样，普通不超过2～3种模数。先计算最小齿数齿轮模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表10-8齿轮精度选用7级精度，再由【4】表10-1选取小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：依照【5】表7-17；有公式：①齿面接触疲劳强度：②齿轮弯曲疲劳强度：⑴、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28齿轮。①齿面接触疲劳强度：其中：-公比；=2；P-齿轮传递名义功率；P=0.967.5=7.2KW；-齿宽系数=；-齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa，∴依照【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm。齿轮弯曲疲劳强度：其中：P-齿轮传递名义功率；P=0.967.5=7.2KW；-齿宽系数=；-齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。，∴∴依照【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm。∵因此于是变速组a齿轮模数取m=4mm，b=32mm。轴Ⅰ上积极轮齿轮直径：。轴Ⅱ上三联从动轮齿轮直径分别为：⑵、b变速组：拟定轴Ⅱ上另两联齿轮模数，先计算最小齿数18齿轮。齿面接触疲劳强度：其中：-公比；=4；P-齿轮传递名义功率；P=0.9227.5=6.915KW；-齿宽系数=；-齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa，∴∴依照【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm。齿轮弯曲疲劳强度：其中：P-齿轮传递名义功率；P=0.9227.5=6.915KW；-齿宽系数=；-齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。，∴∴依照【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mm。∵因此于是变速组b齿轮模数取m=5mm，b=40mm。轴Ⅱ上积极轮齿轮直径：轴Ⅲ上三联从动轮齿轮直径分别为：⑶、c变速组：为了使传动平稳，因此使用斜齿轮，取，螺旋角。计算中心距a，∴圆整为280mm。修正螺旋角，因值变化不多，因此参数，，等值不必修正。因此轴Ⅲ上两联动积极轮齿轮直径分别为：轴Ⅳ上两从动轮齿轮直径分别为：⑷、原则齿轮参数：从【7】表5-1查得如下公式齿顶圆直径；齿根圆直径；分度圆直径；齿顶高；齿根高；齿轮详细值见表表5.1齿轮尺寸表（单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高⒈28411212010245⒉35414014813045⒊56422423221445⒋49419620418645⒌1859010077.556.25⒍305150160137.556.25⒎455225235212.556.25⒏725360370347.556.25⒐605200210187.556.25⒑455225235212.556.25⒒225114.12124.5101.165.196.48⒓725373.44383.82360.485.196.48⒔365186.72197.1173.765.196.48⒕865446.06456.44433.15.196.487.4.2由公式得：①Ⅰ轴积极轮齿轮；②Ⅱ轴积极轮齿轮；③Ⅲ轴积极轮齿轮；普通一对啮合齿轮，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载荷，设计上，应积极轮比从动轮齿宽敞（5～10mm）。因此：，，，，，。7.4.3齿轮构造设计通过齿轮传动强度计算，只能拟定出齿轮重要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等构造形式及尺寸大小，普通都由构造设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式构造齿轮。当时，可做成腹板式构造，再考虑到加工问题，现决定把齿轮8、12和14做成腹板式构造。别的做成实心构造。依照【4】图10-39（a）齿轮10、12和13构造尺寸计算如下：①齿轮8构造尺寸计算，；；；；；，C取12cm。②齿轮12构造尺寸计算;；；；；；，C取12cm。③齿轮14构造尺寸计算，；；；，C取14cm。7.5带轮构造设计⑴、带轮材料惯用V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。⑵、带轮构造形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂构成，依照轮辐构造不同可以分为实心式（【4】图8-14a）、腹板式（【4】图8-14b）、孔板式（【4】图8-14c）、椭圆轮辐式（【4】图8-14d）。V带轮构造形式与基准直径关于，当带轮基准直径（d为安装带轮轴直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。带轮宽度：。分度圆直径：。D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其她尺寸见带轮零件图。⑶、V带轮论槽V带轮轮槽与所选V带型号向相应，见【4】表8-10.mm槽型与相相应得A11.02.758.79——V带绕在带轮上后来发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带工作面与大论轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽工作面得夹角做成不大于。V带安装到轮槽中后来，普通不应当超过带轮外圆，也不应当与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部最小高度。轮槽工作表面粗糙度为。⑷、V带轮技术规定锻造、焊接或烧结带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不容许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；锻造带轮在不提高内部应力前提下，容许对轮缘、凸台、腹板及轮毂表面缺陷进行修补；转速高于极限转速带轮要做静平衡，反之做动平衡。其她条件参见中规定。7.6片式摩擦离合器选取和计算片式摩擦离合器当前在机床中应用广泛，由于它可以在运转中接通或脱开，具备结合平稳、没有冲击、构造紧凑特点，某些零件已经原则化，多用于机床主传动。按扭矩选取，即：依照【15】和【14】表6-3-20，①计算转矩，查【15】表6-3-21得∴②摩擦盘工作面平均直径式中d为轴直径。③摩擦盘工作面外直径④摩擦盘工作面内直径⑤摩擦盘宽度b⑥摩擦面对数m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度<120℃.∴m圆整为7.∴摩擦面片数z=7+1=8.⑦摩擦片脱开时所需间隙，由于采用湿式因此⑧许用传递转矩由于⑨压紧力Q⑩摩擦面压强p依照【14】表22.7-7选用带滚动轴承多片双联摩擦离合器，由于安装在箱内，因此采用湿式。构造形式见【14】表22.7-7图（a）。表5.2特性参数图号许用转距重量/kg转动惯量/接合力/N脱开力/N内部外部图a1204.70.00350.0050170100表5.3重要尺寸图号许用转矩DABcEFG闭式开式图a1201832-1081001832604570表5.4重要尺寸图号HJLRSa图a85475181152656435-1020117.7齿轮校验在验算算速箱中齿轮应力时，选相似模数中承受载荷最大，齿数最小齿轮进接触应力和弯曲应力验算。这里要验算是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。齿轮强度校核：计算公式：①弯曲疲劳强度;②接触疲劳强度7.7.1①弯曲疲劳强度；校核齿数为28齿轮，拟定各项参数⑴、,n=800r/min,⑵、拟定动载系数∵齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数。由【4】使用系数。⑶、。⑷、拟定齿向载荷分派系数:取齿宽系数查【4】表10-4，得非对称齿向载荷分派系数；,查【4】图10-13得⑸、拟定齿间载荷分派系数：由【4】表10-2查使用，由【4】表10-3查得齿间载荷分派系数⑹、拟定载荷系数：⑺、查【4】表10-5齿形系数及应力校正系数；⑻、计算弯曲疲劳许用应力由【4】图10-20(c)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限。【4】图10-18查得寿命系数,取疲劳强度安全系数S=1.3，②接触疲劳强度⑴、载荷系数K拟定：⑵、弹性影响系数拟定；查【4】表10-6得⑶、查【4】图10-21（d）得，故齿轮1适当。7.7.2校核b变速组齿轮①弯曲疲劳强度；校核齿数为18齿轮，拟定各项参数⑴、,n=400r/min,⑵、拟定动载系数：齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数⑶、⑷、拟定齿向载荷分派系数:取齿宽系数查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分派系数,查【4】图10-13得⑸、拟定齿间载荷分派系数：由【4】表10-2查使用；由【4】表10-3查得齿间载荷分派系数⑹、拟定动载系数：⑺、查【4】表10-5齿形系数及应力校正系数、⑻、计算弯曲疲劳许用应力由【4】图10-20(c)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限。【4】图10-18查得寿命系数,疲劳强度安全系数S=1.3，②接触疲劳强度⑴、载荷系数K拟定：⑵、弹性影响系数拟定；查【4】表10-6得⑶、查【4】图10-21（d）得，故齿轮8适当。7.7.3校核c变速组齿轮①弯曲疲劳强度；校核齿数为22齿轮，拟定各项参数⑴、,n=280r/min,⑵、拟定动载系数：齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数⑶、⑷、拟定齿向载荷分派系数:取齿宽系数查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，,查【4】图10-13得⑸、拟定齿间载荷分派系数：由【4】表10-3齿间载荷分布系数，⑹、拟定荷载系数：⑺、查表10-5齿形系数及应力校正系数。⑻、计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮弯曲疲劳强度极限。【4】图10-18查得寿命系数,疲劳强度安全系数S=1.3，②接触疲劳强度⑴、载荷系数K拟定：⑵、弹性影响系数拟定；查【4】表10-6得⑶、查【4】图10-21（d）得，故齿轮11适当。7.8轴承选用与校核7.8.1各轴轴承选用①主轴前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撑N219E②Ⅰ轴离合器及齿轮处支承均用：6206;带轮处支承：6210③Ⅱ轴前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207④Ⅲ轴前支承：30208;后支承：302087.8.2各轴轴承校核⑴、Ⅰ轴轴承校核Ⅰ轴选用是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN，由于该轴转速是定值，因此齿轮越小越接近轴承，对轴承规定越高。依照设计规定，应当对Ⅰ轴未端滚子轴承进行校核。①齿轮直径②Ⅰ轴传递转矩∴③齿轮受力依照受力分析和受力图可以得出轴承径向力为:在水平面：在水平面：∴④因轴承在运转中有中档冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数，取，则有：⑤轴承寿命计算:因此按轴承受力大小计算寿命故该轴承6206能满足规定。⑵、其她轴轴承校核同上，均符合规定。8.主轴组件设计主轴构造储存应满足使用规定和构造规定，并能保证主轴组件具备较好工作性能。主轴构造尺寸影响因素比较复杂，当前尚难于用计算法准拟定出。普通，依照使用规定和构造规定，进行同型号筒规格机床类比分析，先初步选定尺寸，然后通过构造设计拟定下来，最后在进行必要验算或实验，如不能满足规定可重新修改尺寸，直到满意为直。主轴上构造尺寸虽然诸多，但起决定作用尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。8.1主轴基本尺寸拟定8.1.1外径尺寸D主轴外径尺寸，核心是主轴前轴颈（前支撑处）直径。选定后，其她部位外径可随之而定。普通是通过筒规格机床类比分析加以拟定。320mm车床，P=7.5KW查【1】表3-13，前轴颈应,初选,后轴颈取。8.1.2中型卧式车床主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定期，增大孔径受到一下条件限制，1、构造限制；对于轴径尺寸由前向后递减主轴，应特别注意主轴后轴颈处壁厚不容许过薄，对于中型机床主轴，后轴颈直径与孔径之差不要不大于，主轴尾端最薄处直径不要不大于。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴刚度，由材料力学知，主轴轴端部刚度与截面惯性矩成正比，即：式中：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响，有图可见，当时，，阐明空心主轴刚度减少较小。当时，，空心主轴刚度减少了24%，因而为了避免过多削弱主轴刚度，普通取。主轴孔径d拟定后，可依照主轴使用及加工规定选取锥孔锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还规定自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。8.1.3主轴悬伸量a主轴悬伸量大小往往收构造限制，重要取决于主轴端部构造形式及尺寸、刀具或夹具安装方式、前轴承类型及配备、润滑与密封装置构造尺寸等。主轴设计时，在满足构造前提下，应最大限度缩短主轴悬伸量a。依照构造,定悬伸长度。8.1.4支撑跨距L支撑跨距L，当前，多数机床主轴采用先后两个支撑，构造简朴，制造、装