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機械裝備設計
最大加工直徑為Φ400普通車床主軸箱設計(題目7）
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目錄
第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 6
第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 7
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 7
2.2 確定傳動公比 7
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 7
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 7
2.3.2 主軸的極限轉速 7
第3章 運動設計 9
3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定 9
3.2確定結構式 9
3.3 確定結構網 10
3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 10
3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11
3.6 核算主軸轉速誤差 13
第4章 設計部分的動力計算 13
4.1 帶傳動設計 13
4.1.1計算設計功率Pd 13
4.1.2選擇帶型 14
4.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 15
4.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 16
4.1.5確定帶的根數(shù)z 17
4.1.6確定帶輪的結構和尺寸 17
4.1.7確定帶的張緊裝置 17
4.1.8計算壓軸力 17
4.2 計算轉速的計算 19
4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 20
4.4 傳動軸最小軸徑的初定 25
4.5 主軸合理跨距的計算 26
4.6 軸承的選擇 27
4.7 鍵的規(guī)格 27
4.8變速操縱機構的選擇 27
4.9主軸合理跨距的計算 27
4.10 軸承壽命校核 28
第5章 主軸箱結構設計及說明 29
5.1 結構設計的內容、技術要求和方案 29
5.2 展開圖及其布置 30
結束語 31
參考文獻 32
3
第1章 機床用途、性能及結構簡單說明
機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。
通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。
機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。
31
第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
原始數(shù)據(jù)：
主電動機功率（kw） 主電動機轉速（r\min） 最低轉速（r/min） 級數(shù)Z 公比
5.5 1440 16 12 1.41
2.2 確定傳動公比
根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 R==
取值為710r/min
由公式R=，其中 =1.41，R=43.79，z=12
根據(jù)【1】表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.41
因為=1.41=1.066，根據(jù)【1】表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速45，再每跳過5個數(shù)取一個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：16,22.4，31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin
根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：
允許的切速極限參考值如下：
表 2.1
加 工 條 件
Vmax(m/min)
Vmin(m/min)
硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件
30～50
硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件
150～300
螺紋加工和鉸孔
3～8
2.3.2 主軸的極限轉速
計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為
結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，
取
考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：
16,22.4，31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710
第3章 運動設計
3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定
合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設條件電機功率為5.5KW
可選取電機為：Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉速為1440r/min.
3.2確定結構式
可以按照Z=12進行分配
已知Z=x3b
a，b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。
確定變速組傳動副數(shù)目
實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：
a）12=3 b）12=43
c）12=3 d）12=2
12=2
在上述的方案中1和2有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。
3，4，5方案可根據(jù)下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3的方案為好。
在12=2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。
1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。
同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結構設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經常為2的另一原因。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。
3.3 確定結構網
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求
圖3.1 結構網圖
3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖
（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。
（2）繪制轉速圖：
圖3.2 轉速圖
（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖3.3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)
(1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4
圖3.3 主傳動系統(tǒng)圖
（7） 齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表
（8） 3.1。
表3.1 齒輪齒數(shù)
傳動比
基本組
第一擴大組
第二擴大組
1:1.41
1:2
1:2.8
1:1.41
1:4
2:1
1：2
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z’
Z5
Z5’
Z
Z
Z7
Z7’
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
35
49
17
67
60
30
18
72
3.6 核算主軸轉速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即
〈10(-1)％=4.1％
經過計算都能滿足小于4.1％的要求，檢驗合格。
第4章 設計部分的動力計算
4.1 帶傳動設計
輸出功率P=5.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=710r/min
4.1.1計算設計功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
4.1.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝6.05kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
4.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=200mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
4.1.7確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。
4.1.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝120.67N，上面已得到=167.59o，z=4，則
對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結構類型
根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
4.2 計算轉速的計算
（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=39.245r/min，
取45 r/min。
(2). 傳動軸的計算轉速
軸3=180r/min 軸2=250 r/min，軸1=710r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表4.6。
表4.6 各軸計算轉速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉速 r/min
710
250
180
（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上其中只有180r/min傳遞全功率，故Zj=180 r/min。
依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表4.7。
表4.7 齒輪副計算轉速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
n
710
250
250
180
45
4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：
=16338=16338mm
——齒輪的最低轉速r/min；
——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=15～24
——轉速變化系數(shù)；
——功率利用系數(shù)；
——材料強化系數(shù)。
——（壽命系數(shù)）的極值
齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)C0
——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動：
——動載荷系數(shù)；
——齒向載荷分布系數(shù)；
——齒形系數(shù)；
根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：
式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=?
——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min
——齒寬系數(shù),
Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)：
——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用
于內嚙合： 命系數(shù)；
：工作期限 ， =；
==3.49
==1.8
=0.84 =0.58
=0.90 =0.55 =0.72
=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94
=1.80.84 0.90 0.72=0.99
時，取=，當<時，取=；
==0.85 =1.5；
=1.2 =1 =0.378
許用彎曲應力，接觸應力，()
=354 =1750
6級材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C59
按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m
1-2軸由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm
2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm
3-4軸由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm
由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。?
表4.8 模數(shù)
組號
基本組
第一擴大組
第二擴大組
模數(shù) mm
3
3
3.5
（2） 基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
表4.9 基本組齒輪計算表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
分度圓直徑
90
126
72
144
57
159
齒頂圓直徑
96
132
78
150
63
165
齒根圓直徑
82.5
118.5
64.5
136.5
49.5
151.5
齒寬
24
24
24
24
24
24
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率
-----計算轉速（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）
B----齒寬（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉速（r/min）,
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）第一擴大組齒輪計算。
擴大組齒輪幾何尺寸見下表
4.10 第一擴大組齒輪幾何尺寸
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
35
49
17
67
分度圓直徑
105
147
51
201
齒頂圓直徑
111
153
57
207
齒根圓直徑
97.5
139.5
43.5
193..5
齒寬
24
24
24
24
（4）第二擴大組齒輪計算。
擴大組齒輪幾何尺寸見下表
4.11第二擴大組齒輪幾何尺寸
齒輪
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齒數(shù)
60
30
18
72
分度圓直徑
210
105
63
252
齒頂圓直徑
217
112
70
259
齒根圓直徑
201.25
96.25
54.5
243.5
齒寬
24
24
24
24
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
4.4 傳動軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉速
---該軸每米長度的允許扭轉角，=。
各軸最小軸徑如表4.13。
表4.13 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
4.5 主軸合理跨距的計算
由于電動機功率P=5.5kw，根據(jù)【1】表3.24，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=424.44N.m
設該機床為車床的最大加工直徑為400mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，即180mm，故半徑為0.09m；
切削力（沿y軸） Fc==4716N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N
總作用力 F==5272.65N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。
先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=5272.65×=7908.97N
RB=F×=5272.65×=2636.325N
根據(jù) 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15
主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=124×2.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承
采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。
4.6 軸承的選擇
I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號7010C
中間布置角接觸球軸承代號7012C
4.7 鍵的規(guī)格
I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：
BXL=10X56
II軸選擇花鍵規(guī)格：
N d =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格：
BXL=14X90
4.8變速操縱機構的選擇
選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
4.9主軸合理跨距的計算
圖4.3 主軸合理跨距圖
設機床最大加工回轉直徑為?400mm,電動機功率P=5.5kw，
切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N
總作用力 F==3109N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N。
先假設l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=3109×N
RB=F×=3109×N
根據(jù)《主軸箱設計》得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93
主軸的當量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為
I==1.55×10-6m4
η===0.38
查《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。
根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=85mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。
4.10 軸承壽命校核
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
圖4.4 Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
圖4.5 軸承
第5章 主軸箱結構設計及說明
5.1 結構設計的內容、技術要求和方案
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。
主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結構方案。
2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。
3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確
定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。
5.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。
I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。
總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
結束語
1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。
2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。
3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。
4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。
5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經驗，使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。
參考文獻
【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版
【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版
【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社
【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版
【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版
【6】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版
【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社