#C6136机床主轴箱设计说明书14896

C6136型机床主轴箱课程设计说明书系别：交通和机械工程学院
专业：机械设计制造及其自动化
班级：机械10-4班
姓名：富连宇
学号：1008470434 吗
指导老师：赵民
目录
一、设计目的 (1)
二、机床主要技术要求 (1)
三、确定结构方案 (1)
四、运动设计 (1)
4.1确定极限转速 (1)
4.2拟订结构式 (1)
4.3绘制转速图 (2)
4.4 确定齿轮齿数 (2)
4.5 验算主轴转速误差： (3)
4.6 绘制传动系统图 (3)
五、动力设计 (3)
5.1 V带的传动计算 (3)
5.2各传动轴的估算 (4)
5.3齿轮模数确定和结构设计： (5)
5.4摩擦离合器的选择和计算： (6)
5.5结构设计 (7)
六、齿轮强度校核 (8)
6.1、各齿轮的计算转速 (8)
6.2、齿轮校核 (9)
七、主轴刚度校核 (9)
八、主轴最佳跨度确定 (10)
8.1计算最佳跨度 (10)
8.2校核主轴挠度 (10)
8.2主轴图：（略）见附图2 (10)
九、各传动轴支持处轴承选用 (10)
十、键的选择和校核 (10)
1）、轴IV的传递最大转矩 (10)
十一、润滑和密封 (11)
十二、总结 (11)
十三、参考文献 (11)
十四、附 (12)
一、设计目的
通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。

可使我们学会理论联系实际的工作方法，培养独立工作的能力；学会基本的设计的方法；熟悉手册、标准、资料的运用；加强机械制图、零件计算、编写技术文件的能力，学会设计说明书的编写。

为接下去的毕业设计、毕业论文积累经验。

二、机床主要技术要求
[1]车床类型为C6136型车床主轴变速箱（采用机械传动结构）。

[2]加工工件最大直径：360mm
[3]加工工件最大长度：1500mm
[4] 主轴通孔直径：40-50mm
[5]主轴前锥孔：莫式5号
[6]主轴采用三相异步电机
[7]主电动机功率为n电额：4kw
[8]转速nmin：33.5r/min mmax：1700 r/min n额：1000r/min
[9]主轴变速系统实现正传12级变速，反转6级变速（采用摩擦离合器）
三、确定结构方案
[1] 主轴传动系统采用V带、齿轮传动；
[2]传动形式采用集中式传动；
[3]主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；
[4]变速系统采用多联滑移齿轮变速。

四、传动方案
4.1确定极限转速
转速n min：33.5r/min n max：1700 r/min n额：1000r/min
4.2拟订结构式
1）确定变速组传动副数目：
传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子，为实现12级主轴转速变化的传动系统可以以下多种传动副组合：
①12=3x2x2 ②12=2x2x3 ③12=2ⅹ3ⅹ2等
18级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能，主轴上的传动副数主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。

按照1 符合变速级数、级比规律 2 传动件前多后少3 结构网前密后疏4 第二扩大组变速范围r=8满足变速范围要求
综上所述，传动式为12=31ⅹ23ⅹ26
确定变速组扩大顺序：
12=3x2x2的传动副组合，这种传动可以有效保证中建传动范围小，使传动平稳，从而确定结构网如下：
检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组，第二扩大组的变速范, 围是:
()1
3
2
2
=
R P
x
，其中2
=
P
6
=
X
.41
1
=
2
2
，
，
所以
()10
~
8
≤
8
=
.41
1
=
R1-2×6
3，符合要求
4.3绘制转速图
选择电动机
由于主轴电动机要求采用三相异步电动机，根据条件电动机选用的三相异步电动机的给定参数可知，其满载转速1700r/min。

分配总降速传动比
总降速传动比
=33.5/1700=67/3400
不符合转速数列标准，因而需增加一定传动副
确定传动轴轴数
传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5
确定各级转速并绘制转速图
由m in
/
5.
33
=r
n
mim
41
.1
=
z = 12确定各级转速：
1500、1060、750、530、375、265、190、132、95、67、47.5、33.5r/min。

4.4 确定齿轮齿数
在保证输出的转速准确的前提下，应尽量减少齿轮齿数，是齿轮结构尺寸紧凑。

齿轮齿数的确定原则：
实际转速'n和标准转速n的相对转速误差n 为：()%
10
×
1
±
<
1
=
=
'
'
n
n
n
n
n
n
77
.
44
1
=
1500
5.
33
=
=min
d
n
n
i
齿轮副的齿数和80~60≤z S ；
满足结构安装要求，相邻轴承孔德壁厚不小于3mm 。

④当变速组内各齿轮副的齿数和不相等时，齿数和的差不能大于3。

利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表： 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组
齿数和
72 齿轮 1z 2z 3z 4z 5z 6z 7z 8z 9z 10z 11z
12z
齿数
36 36 30 42 24 28 42 42 22 62 18 72 4.5 验算主轴转速误差：
主轴各级实际转速值用下式计算：()3212
1
1×=u u u d d n n E 式子中u1、u2、u3分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，ε取0.05。

转速误差用主轴实际转速和标准转速相对误差的绝对值表示： 其中n'为主轴标准转速。

转速误差表
主轴转速
n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 标准转速
33.5 40 50 63 80 100 125 160 200 实际转速
33.8 40 50 63.6 80 100 127.3 160 200 转速误差%
0.95 0 0 0.95 0 0 1.84 0 0 主轴转速
n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18 标准转速
250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 实际转速
250.6 315 393.8 501.1 630 787.5 1002.3 1260 1575 转速误差%
0.24 0 1.55 0.2 0 1.6 0.23 0.8 1.56
转速误差满足要求。

4.6 绘制传动系统图
五、动力设计
5.1 V 带的传动计算
电动机转速n=1700r/min,传递功率P=4kw,传动比i=1.8，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。

1）、选择V 带型号
KW KW P K a 4.4=4×1.1==P ca ，（P —电动机额定功率，a K —工作情况系数） 查《机械设计》，得应选择B 型带 确定带轮的计算直径1D ，2D
为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径不能过小，即min 1D D ， 查《机械设计》表8-6和表8-8得：小带轮基准直径1D =150mm,
大带轮基准直径mm i 270=150×
8.1=D ×=D 12，由表8-8取2D =270mm ()%110≤n'n'
-n =n
s
m n /3.11=1000
×601440
×150×14.3=1000×60D =V 11 N
qv K
z a
ca 175=95
.9×18.0+198
.05.23×95.905.6×500=+15.2P 500=F 22
0 49
.2=98
.0×96.0×)40.0+19.2(05
.6=K K )P +P (P =L a 00ca °120>°1.170=°5.57×a D D °180=121 mm 700=218002000+600=2L L +a =a 00865mm 1=600×4)150270(+)270+150(214.3+600×2=4)(+
)+(2
+2=L 2
212
2100a D D D D a
2）、确定V 带速度
按公式 , 5m/min<V<25m/min,故合适
3）、初步确定中心距
根据经验公式）（）（21021D +D 2<a <D +D 7.0，即294mm<0a <840mm
初步确定中心距0a =600 4）、V 带的计算基准长度0L
由《机械设计》表8-2选带的基准长度L=2000mm 。

5）、确定实际中心距a 6）、验算小带轮包角α
,主动轮上的包角合适。

7）、确定V 带条数
传动比：8.1=i 查《机械设计》表8-4a 和表8-4b 得：
kw 40.0=P 0
,kw 19.2=P 0 查表8-5得：98
.0=K a ，查表8-2得：98.0=K L
则： 所以取Z=3根
8）、计算预紧力
查《机械设计》表8-3得：q=0.18kg/m 9）、计算压轴力 N Z 7.1046=2°
1.170sin ×175×3×2=2sin F 2=F 10p 5.2各传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反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要求较高，不允许有较大变形。

因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。

因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

1）、主轴计算转速
主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即：
min /100=26
.1×5.31=n =n 13
18
13
min
r Z
2）、其余各轴的计算转速
n Ⅲ=125r/min, n Ⅱ=500r/min, n Ⅰ=800r/min
3）、各轴最小直径的确定： 实心轴 ：mm n
P
3
A d ≥ 空心轴：()
4
3
1A ≥d n P
其中： P ——电动机额定功率 0A ——系数，可查表得到 n ——该传动轴的计算转速
6.0~5.0=β
Ⅰ轴：96.01=η,K=1.06,A=120
mm 63.20=800
96
.0×5.5110
≥d 3
mm 取： 22 Ⅱ轴：
93.0=98.0×99.0×96.0=2 ， mm 89.23=500
93
.0×5.5110
≥d 3
mm 取：25 Ⅲ轴：
90.0=98.0×99.0×93.0=3 mm 08.34=125
90
.0×5.5100
≥d 3
mm
取：36
Ⅳ轴：
875.0=98.0×99.0×90.0=4 ()
mm
16.37=0.5-1×001875
.0×5.5100
≥d 43
mm
取：40
5.3齿轮模数确定和结构设计：
参考《金属切削机床课程设计指导书》中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数：
m = 32
Z
n N
j 3
式中 N —— 该齿轮传递的功率（KW ）； Z —— 所算齿轮的齿数；
j n —— 该齿轮的计算转速（r/min ）。

同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（Z n j ）最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。

第一变速组中：
kw 28.5=kw 96.0×5.5=N =N 1 电，齿轮齿数为36的Z n j ⨯值最小，其计算转速为
500r/min 。

计算得：m =2.13mm ，取标准模数m=2.5 mm 。

第二变速组中：
kw 07.5=kw 99.0×98.0×99.0×82.5=N =N 12 ,齿轮齿数为45的Z n j ⨯值最小，其计
算转速为125r/min 。

计算得：m = 3.09 mm ，取标准模数m=3.5 mm ； 第三变速组中： kw 92.4=kw 99.0×98.0×70.5=N =N 23 ，齿轮齿数为19的Z n j ⨯值最小，其计算转速为125r/min
计算得：m = 3.96mm ,取标准模数m=4 mm ；
△标准齿轮：
25.0=,1=h °20=c a ， 齿轮具体参数见下表：
齿轮 齿数Z 模数m 分度圆d
齿顶圆a d
齿根圆
f d
齿宽b 1 36 2.5 90 95.5 83.75 25 2 36 2.5 90 95.5 83.75 20 3 30 2.5 80 85.5 73.75 25 4
42 2.5 100 105.5 93.75 20 5 24 2.5 70 75.5 63.75 25 6 28 2.5 110 115.5 103.75 20 7 42 3.5 157.5 164.5 148.75 35 8 42 3.5 157.5 164.5 148.75 30 9 26 3.5 105 112 96.25 35 10 62 3.5 210 217 201.25 30 11 18 3.5 63 70 54.25 35 12
72
3.5
252
259
243.25
30
5.4摩擦离合器的选择和计算：
1）、确定摩擦片的径向尺寸：
摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d 来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。

表示这一特性系
数ϕ是外片内径D1和内片外径D2之比，即ϕ2
1=D D
一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(2～6)=30+4=34mm;
机床上采用的摩擦片ϕ值可在0.57～0.77范围内，此处取ϕ=0.6，则内摩擦片外径D2
1
=
D 6
.034
=
=57mm 。

按扭矩确定摩擦离合面的数目Z ：
m
V Z K K f
P K T Z K )D -(D ][1012=
3
1323
c 其中T 为离合器的扭矩 KT =T c =9550K n P j
d =95503.1*800
5.5=84.9N ·mm ； K ——安全系数，此处取为1.3；
[P]——摩擦片许用比压，取为1.2MPa ； f ——摩擦系数，查得f=0.06；
KV ——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.35； m K ——结合次数修正系数，查表为1；
将以上数据代入公式计算得Z K Z =9.38圆整为整偶数12，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=13。

2）、计算摩擦离合器的轴向压力Q ：
Q=S[P]KV =1256*1.2*1.3 =1959.36（N ）
摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。

内外片分离时的最小间隙为（0.2～0.4）mm 。

3）、反转时摩擦片数的确定： 普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。

普通车床主轴高速空转功率Pk 一般为额定功率Pd 的20～40%，取Pk = 0.4Pd ，计算反转静扭矩为Pk = 2.2KW ，代入公式计算出Z ≥5.7，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。

5.5结构设计
1）、带轮结构设计： ⑴、带轮的材料
常用的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，本机床选用材料为HT200。

⑵、带轮结构形式
根据V 带计算，选用3根A 型V 带。

由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。

V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。

V 带轮的结构形式和基准直径有关，当带轮基准直径d d d 5.2≤（d 为安装带轮的轴的直径，mm ）时。

可以采用实心式，当mm d d 300≤可以采用腹板式，
mm d D mm d d 100≥,300≤11
同时时可以采用孔板式，当mm d d 300>时，可以采用轮
辐式。

带轮宽度：mm f e z
B 78=9×2+15×)15(=2+)1(=。

分度圆直径： mm d d 224=。

D=90mm 是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。

⑶、V 带轮的论槽
V 带轮的轮槽和所选的V 带型号向对应，见【4】表8-10
mm 槽型 d b min a h min f h e min f d d
和d d 相对应得ϕ
o 32= o 34= o 36= o 38=
A 11.0 2.75 8.7 3.0±15 9
— 118≤ — 118>
V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V 带工作面夹角发生变化。

为了使V 带的工作面和大论的轮槽工作面紧密贴合，将V 带轮轮槽的工作面得夹角做成小于o
40。

V 带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该和轮槽底部接触。

为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度min min f a h h 和。

轮槽工作表面的粗糙度为2.36.1R R 或。

⑷、V 带轮的技术要求
铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。

其他条件参见921.13575-T GB 中的规定。

2）、主轴换向和制动机构设计：
本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。

主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。

这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。

离合器左右两部门结构是相同的。

左离合器传动主轴正转，用于切削加工。

需要传递的转矩较大，片数较多。

右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。

这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，随轴旋转。

外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。

外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。

内外摩擦片相间安装。

用杆通过销向左推动压块时，将内片和外片相互压紧。

轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。

同理，当压块向右时，使主轴反转。

压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。

制动器安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。

此次设计采用带式制动器。

该制动器制动盘是一个钢制圆盘，和轴用花键联接，周边围着制动带。

制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。

制动带的一端和杠杆连接。

另一端和箱体连接。

为了操纵方便并保证离合器和制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。

当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。

齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。

左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。

3）、齿轮块设计：
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。

根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。

所有滑移齿轮和传动轴间均采用花键联接。

从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。

由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。

轴采用的花键分别为：轴：6×26×30×6
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b。

轴承的选择：
为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。

为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。

滚动轴承均采用E级精度。

4）、主轴组件：
本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。

前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。

为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。

主轴前端采用短圆锥定心结构型式。

前轴承为C级精度，后轴承为D级精度
5）、润滑系统设计：
主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。

润滑油型号为：IIJ30。

卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。

润滑脂型号为：钙质润滑脂。

6）、密封装置设计：
Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。

而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。

卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。

六、齿轮强度校核
6.1、各齿轮的计算转速
各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。

1）、第一变速组中，32/40只需计算z = 28 的齿轮，计算转速为800r/min；
2）、第二变速组计算z = 18的齿轮，计算转速为400r/min；
故合适
,8.89<23.19=5.2×701800
×87.1=8
.89=59.1×62.2374=][374=3.1540×9.0=][bm KF Y Y Mpa t sa
Fa F F 78.1=27.1×4.1×05.1×
1==K F F K K K K a v A 4
.1==,/100<7.25=701800
×1=F ,1800=7010×3.6×2=2=F Fa Ha t 4t K K mm N b K N d T A 取4.1==,/100<2.82=544440×1=F ,4440=5410×2.1×2=2=F Fa Ha t 5t K K mm N b K N d T A 取88.1=28.1×4.1×05.1×
1==K F F K K K K a v A 动载系数：故合适,84<2.51=3
×544440
×88.1=84
=53.1×91.2374=][374=3.1540
×9.0=][bm KF Y Y Mpa
t sa Fa
F F 1.1==,/100>6.180=7213000
×1=F ,13000=7210×7.4×2=2=F Fa Ha t 5t K K mm N b K N d T A 取15.1=3.1×1.1×06.1×1==K F F K K K K a v A 动载系数：故合适
,84<2.68=4
×7213000
×51.1=84=53
.1×91.2374
=
][374=3
.1540
×9.0=
][bm KF Y Y Mpa t sa Fa F F 素
中和载荷循环特性等因许用应力，考虑应力集—b b 22b ][][][≤5.0+=MPa W
T M 3）、第三变速组应计算z = 19的齿轮，计算转速为125r/min 。

6.2、齿轮校核
校核a 传动组齿轮，只需校核齿数28的强度。

mm N n •10×3.6=800/28.5×10×55.9=/P ×10×55.9=T 466
由《机械设计》查得：mm d v 70=70×1=d ×=
b 05.1=K ， 27.1=K ,42.1=K F H
动载系数： 查表10-5得：59.1=Y ,62.2=Y s F a a
齿轮弯曲疲劳强度极限Mpa E 540=F 取安全系数s=1.3
校核b 传动组齿轮： 只需校核齿数18的强度
mm N n •10×2.1=400/07.5×10×55.9=/P ×10×55.9=T 566 由《机械设计》查得：mm d v 54=54×1=×=b 05.1=K d ， 28.1=K ,44.1=K F H 查表10-5
得53.1=Y ,91.2=Y s F a a 齿轮弯曲疲劳强度极限Mpa E 540=F 取安全系数s=1.3
校核c 传动组齿轮： 只需校核齿数19的强度
m •10×7.4=100/92.4×10×55.9=/P ×10×55.9=T 566m N n 由《机械设计》查得：mm d v 72=72×1=×=b 06.1=K d ， 3.1=K ,42.1=K F H
查表10-5得53.1=Y ,91.2=Y s F a a
齿轮弯曲疲劳强度极限
Mpa E 540=F 取安全系数s=1.3
七、主轴刚度校核 由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常采用复合应力公式进行计算。

轴材料选用45钢，调质处理，由表查得：轴许用应力][60][MPa R b ，
Ⅰ轴的校核：m •10×3.6=T 41m N
N 1707=F +F =F =P 7.763=3.1527×5.0=F 5.0=F 3.1527=5.8210×3.6×2=2=F 8.1044=3222×14.3=32d =W 22t r 42t 3
3
r
t N N D T mm 径向力：圆周力： 故该主轴合格
,/209<5.82=7.52×66.1=K 66.1=K /7.52=691101+1691308+104.0+101308×6.0×85.84=+1+14.0+06.0K =K A s 22
222222B A m N m N l a l a a a A B A B ()
m N B 85.84=°8.68cos ×035.0+1×035.0×291.6×46.2=K ()()()()209=10×101+691×10110×5590×10×3=+×10×3=K 9212
4442444A i e s a l a d d A 根据公式： mm •N 10×36.1=80×1707=L •F =M 5 ()符合要求],[<51=1044.857.0+10×36.1=W 57.0+M =22522b b Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核如上，经校核符合要求。

八、主轴最佳跨度确定 8.1计算最佳跨度
前支撑为圆锥孔双列圆柱滚子轴承和推力球轴承，后支撑为圆锥孔双列圆柱滚子轴承。

L=780
8.2校核主轴挠度
对于机床刚度要求，取阻尼比035.0=
当v=50m/min,s=0.1mm/r 时，°8.68=,•/N 46.2=K cb m m
mm D 91.6=%50×691×02.0=02.0=b max lim 取
m m 308,207=3.0=max 加上悬伸量共长D L 8.2主轴图：（略）见附图2 九、各传动轴支持处轴承选用
Ⅰ轴：30205-圆锥滚子轴承30000型 25、6205-深沟球轴承60000型 25
Ⅱ轴：30205-圆锥滚子轴承30000型 25
Ⅲ轴：30207-圆锥滚子轴承30000型 35
Ⅳ轴：前端：NN 3017 K-圆锥孔双列圆柱滚子轴承 85
51117-推力球轴承51000型 85
后端：NN 3011 K-圆锥孔双列圆柱滚子轴承 55 十、键的选择和校核
1）、轴IV 的传递最大转矩
m •10×7.5=80/98.0×99.0×92.4×10×55.9=/P ×10×55.9=T 566m N n
由挤压强度条件： 4[]p p T d h l σσ=≤
式中：T ——转矩；d ——轴径；h ——键的高度；l ——键的工作长度
查表取许用挤压应力为
2[]60/p Nm m σ=，采用B 型键
轴径键处d=63mm
查表得 b=18mm h=10mm
取键长L=45mm 满足要求],[</N 5.49=45
×10×6310×7.5×4=4=25
p p mm dhl T 。

十一、润滑和密封
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，一种轴和轴承盖之间留0.1～0.3mm 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的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v 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。

十二、总结
机床产品设计是设计人员根据市场，社会和人们对机床的需要所进行的构思，计算，试验，选择方案，确定尺寸，绘制图纸以及编制技术文件等一系列创造性活动的总称，是机床产品实现的必要前提，是产品开发过程中至关重要的环节。

机床产品设计的好坏，直接影响其成本，质量，研制周期及市场的竞争能力。

本文的设计主要是从车床主轴箱的角度入手，使设计产品在给定的数值要求下达到最合理的经济和性能。

本次的课程设计是在反复的修改中完成的，巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化. 在设计当中，我也遇到了一些问题，比如在有些设计部分并没有完全严格计算，参考的一些普遍车床的数据在保证安全可靠的基础上做到了尽量满足工艺要求。

在此过程中不断地发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解、综合使用并得到进一步的巩固，设计过程培养了我认真细心的态度，这对以后的学习和工作都有积极的意义，也会是我大学积累的一笔非常宝贵的财富。

十三、参考文献
【1】陈立德主编 机械制造装备设计课程设计 高等教育出版社2007.11
【2】李庆余、孟广耀主编 机械制造装备设计 机械工业出版社2008.7
【3】 濮良贵、名纪刚主编 机械设计 第八版 高等教育出版社2007.8
【4】殷玉枫主编 机械设计课程设计手册 高等教育出版社2006.6
【5】张彤、樊红丽主编 机械制图 北京理工大学出版社2006.7
【6】何萍主编 金属切削机床概论 北京理工大学出版社2008.2
【7】范思冲主编. 画法几何及机械制图 机械工业出版社,2005.7
十四、附
1）、机床主轴箱展开图2）、主轴零件图
3）、反向齿轮零件图。