机床主轴箱设计说明书

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。

二、设计步骤
1.运动设计
1.1已知条件
[1]确定转速范围：主轴最小转速mi r n /5.31min =。

[2]确定公比：41.1=ϕ [3]转速级数：12=z [4]主电机KW N 5.7= [5] min /1450r n =
1.2运动设计与计算
1.1计算主轴各级转速
1
lg lg +=
φ
Rn Z
6412
.141.1lg )112(lg )1(lg =∙-=∙-=∴φZ Rn
故Rn =43.77
n 1=n min =31.5 查表取标准值 min /5.311r n = n 2= φ∙1
n =415.4441.15.31=⨯ 查表取标准值 min /452r n =
n 3=∙1
n φ2=31.5*1.412=62.625 查表取标准值 min /633r n =
n 4=∙1
n φ3=31.5*1.413
=88.30 查表取标准值 min /904r n =
n 5=∙1
n φ4=31.5*1.414=124.50 查表取标准值 min /1255r n =
n 6=∙1
n φ5
=31.5*1.415
=175.55 查表取标准值 min /1806r n =
n 7=∙1
n φ6=31.5*1.416=247.53 查表取标准值 min /2507r n =
n 8=∙1
n φ7
=31.5*1.417
=349.01 查表取标准值 min /3558r n =
n 9=∙1
n φ8=31.5*1.418
=492.11 查表取标准值 min /50010
r n =
n 10=∙1
n φ9=31.5*1.419
=693.88 查表取标准值 min /71010r n =
n 11=∙1
n φ10=31.5*1.41
10
=978.37 查表取标准值 min /100011
r n =
n 12=∙1
n φ11=31.5*1.41
11
=1379.50 查表取标准值 min /140012
r n
=
1.2结构分析式
1) 63122312⨯⨯= 7) 61323212⨯⨯= 13) 16332212⨯⨯= 2) 36122312⨯⨯= 8) 31623212⨯⨯= 14) 13632212⨯⨯= 3) 21422312⨯⨯= 9) 12623212⨯⨯= 15) 41232212⨯⨯= 4) 61222312⨯⨯= 10) 14223212⨯⨯= 16) 21632212⨯⨯= 5) 12422312⨯⨯= 11) 62123212⨯⨯= 17) 42132212⨯⨯= 6) 61222312⨯⨯= 12) 24123212⨯⨯= 18) 26132212⨯⨯= ①考虑到卧式车床主轴传动系统Ⅰ轴上通常采用双向摩擦片离合器进行停车和变相向，且它又占了较长的轴向位置，为了使轴Ⅰ不致过长，由此轴Ⅰ-Ⅱ间只安排了两级变速组，这样式1）—6）即23212⨯⨯=六个结构式不适合；
②根据各变速组应按“前多后少”的原则（即级数“前多后少”原则，
Pc
Pb Pa ≥≥）这样上式13）—18)即32212⨯⨯=不合适；
③又根据转速扩大顺序应尽可能与传动顺序一致（或射线应按“前密后疏”原则
x 0<x 1<x
2
，且根据合理分配传动比使中间轴有较高的转速，即
min
min min Uc Ub Ua ≥≥，这样上式8），9）10），12）四个结构式不合适；
这样就剩下7）,11）两结构式
即： 7) 61323212⨯⨯= A 式
11) 62123212⨯⨯= B 式
④验算最后扩大组：r 2=φ
（p2-1）x2
=1.416=7.85<8,合适
从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动
机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取12=21*32*26方案。

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4
1min ≥
i ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限
制最大转速比2m a x ≤i 。

在主传动链任一传动组的最大变速范围
()10
~8min max max ≤=i i R 。

在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，
根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。

从而确定结构网如下：
1.3 绘制转速图
[1]选择电动机
一般车床若无特殊要求，多采用Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机。

[2]分配总降速传动比 总降速传动比 02.01450/5.31/min
===d
n n
i
又电动机转速min /1450r n d
=不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。

[3]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。

[4] 转速图的拟定
U min≧1/4=1/1.414=1/ϕ4
U ma x≦2=1.412=ϕ2
∴在转速图中降速传动最多降4格，升速传动最多升2格
从图3看，选择不同U0可得到P0、P1两个方案：
对于P 0点41
.112
1=
=
D D Uo
，对于P 1点2
12
1=
=
D D Uo
从图4看，选择不同的U 0可得到P 1、P 2两个方案 对于P 1点2
12
1=
=
D D Uo
，对于P 1点8
.212
1=
=
D D Uo
从皮带轮一般取1.5-2较合适，故图3，图4中，取P 、P 1就比较合适，能满足皮带轮传动的要求。

取P 1点的方案；
从图3，图4分析知，e 2比e 1低一格，一般说，中间个传动轴（Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ）上的传动件其转速尽可能高一些，
nj
N M
900
= ，当传动功率一定时，计算转
速越低，其传动扭矩越大，要求尺寸就越大，这样浪费材料，占地大，机器笨重，而当计算转速较高些，相对扭矩就小，其结构尺寸就小，但也不能使计算转速过高，否则容易引起动载荷，产生震动和噪音、发热，综合考虑图4上的e 较好些，即e 2的速度为1180rpm 。

[5]确定各级转速并绘制转速图 由min /53r n
mim
= 41.1=ϕ
z =确定各级转速：
2360、1700、1180、850、600、425、300、212、150、106、75、53r/min 。

在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。

Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a 、b 、c 。

现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：
① 先来确定Ⅲ轴的转速
传动组c 的变速范围为]10,8[841.1max 66∈===R ϕ，结合结构式， Ⅲ轴的转速是212r/min 。

② 确定轴Ⅱ的转速
传动组b 的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取
8.2/1/131==ϕi b ，1/12=i b 轴Ⅱ的转速确定为：300r/min 。

③确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取
2/1/121==ϕi a ，41.1/1/12==ϕi a ，1/13=i a 确定轴Ⅰ转速为850r/min 。

在Ⅲ-Ⅳ轴之间，最小齿轮是Z11，该齿轮可获得6级转速，主轴的计算转速是150rpm，故Z11齿轮的计算转速是600rpm，Z12齿轮的计算转速是75rpm；
Ⅱ-Ⅲ轴之间最小的齿轮是Z5，该齿轮可获得3级转速，轴Ⅲ的计算转速为212rpm，故Z5齿轮的计算转速为300rpm，Z6齿轮的计算转速是212rpm；
Ⅰ-Ⅱ轴之间最小齿轮是Z1，该齿轮可获得1级转速，轴Ⅱ的计算转速为300rpm，故Z1齿轮的计算转速为850rpm， Z2齿轮的计算转速是300rpm；
同理，Z3齿轮的计算转速为850rpm， Z4齿轮的计算转速是850rpm；
Z7齿轮的计算转速为300rpm， Z8齿轮的计算转速是300rpm；
Z9齿轮的计算转速为850rpm， Z10齿轮的计算转速是1180rpm；
Z13齿轮的计算转速为1180rpm，Z14齿轮的计算转速是2360rpm；
D1的计算转速为1450rpm， D2的计算转速是850rpm；
各轴、齿轮的计算转速列表如下:
下面画出转速图,如下图所示：
[6]拟定传动系统图
[7]确定各变速组传动副齿数、传动比 ①皮带传动
5862
.01450
85092
1==
=
=
电
n n D D Uo
因为主电机N 0=5.5KW ，n 0=1450rpm,差皮带设计手册，选取三角带型号为A 型，同时查推荐最小直径D min =160 取D 1=D min =160mm ，944.2725862
.01600
12==
=
U D D mm
考虑皮带打滑系数ε=0.02
故D2=D2（1-0.02）=272.944（1-0.02）=267.48mm 取D2=270mm ②传动组a:
查看转速图知, 8.2/1/113
==ϕU ，41.1/1/12==ϕU ，
采用查表法计算齿轮齿数
从传动误差来看，选齿数和Sn=84，76较合适，但考虑到Ⅰ，Ⅱ轴间安装摩擦片离合器的径向尺寸较大，取Sn=80，这时
Z1=21， Z2=59， Z3=40， Z4=40
②传动组b:
查看转速图知, U3=Z5/Z6=1/φ=1 /1.41, U4=Z7/Z8=1, U5=Z9/Z10=1.41/1=1.41 采用查表法计算齿轮齿数
从传动的误差来看，选择齿数和Sn=70，82，94较好，但这样考虑到在轴Ⅱ上齿轮的齿顶园碰到轴Ⅰ上的双向摩擦片外径，故取Sn=70
这时，Z5=29， Z6=41； Z7=35， Z8=35； Z9=41， Z10=29；
③传动组c:
查看转速图知,4/1
.1
98
1/2
=
U，
=ϕ
7=
1/
4
.3/1
95
U，2
/1
=ϕ
=
6=
采用查表法计算齿轮齿数
从传动的误差来看，选择齿数和Sn=90，96，99较好，但这样考虑到在主轴的轴颈较大（满足刚性要求），保证齿轮能套装在主轴上，故取Sn=90 这时，Z11=18， Z12=72； Z13=60， Z14=30；
[7]验算主轴转速误差△=（n实际-n理想）/n理想≤10（ϕ-1）=4.1%
从转速图可以得知：
转速误差标准
n1=n电.U0.U1.U3.U6=1450×160/270×21/59×29/41×18/72=54.08 2% 53
n2=n电.U0.U1.U4.U6=1450×160/270×21/59×35/35×18/72=76.46 1.94% 75
n3=n电.U0.U1.U5.U6=1450×160/270×21/59×41/29×18/72=108.097 1.97% 106
n 4=n 电.U 0
.U 2
.U 3
.U 6
=1450×160/270×40/40×29/41×18/72=151.942 1.29% 150
n 5=n 电.U 0
.U 2
.U 4
.U 6
=1450×160/270×40/40×35/35×18/72=214.814 1.33% 212
n 6=n 电.U 0
.U 2
.U 5
.U 6
=1450×160/270×40/40×41/29×18/72=303.703 1.23% 300
n 7=n 电.U 0
.U 1
.U 3
.U 7
=1450×160/270×21/59×29/41×60/30=432.648 1.80% 425
n 8=n 电.U 0
.U 1
.U 4
.U 7
=1450×160/270×21/59×35/35×60/30=611.676 1.95% 600
n 9=n 电.U 0
.U 1
.U 5
.U 7
=1450×160/270×21/59×41/29×60/30=864.783 1.74% 850
n 10=n 电.U 0
.U 2
.U 3
.U 7
=1450×160/270×40/40×29/41×60/30=1215.537 3.0% 1180
n 11=n 电.U 0
.U 1
.U 4
.U 7
=1450×160/270×40/40×35/35×60/30=1718.518 1.0% 1700
n 12=n 电.U 0
.U 2
.U 5
.U 7
=1450×160/270×40/40×41/29×60/30=2429.629 2.95% 2360
经检查均符合要求。

2.动力设计
2.1带传动设计
电动机转速n=1450r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1.69，两班制， 一天运转16.1小时，工作年数10年。

⑴确定计算功率 取=A K 1.3，则KW 15.75.53.1P K P A
ca
=⨯==
⑵选取V 带型
根据小带轮的转速和计算功率，选A 型带。

⑶确定带轮直径和验算带速
查表小带轮基准直径mm d 1601
=,mm i d 27069.11601602
=⨯=⨯=
验算带速成1000
601
1⨯=
n d v π
其中 1n -小带轮转速，r/min ； 1d -小带轮直径，mm ；
]
25,5[/147.121000
601450
16014.3∈=⨯⨯⨯=
s m v ，合适。

[4]确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为0a ,则
0．55（21d d +）≤a ≤2（21d d +）
于是 236.5≤a ≤860,初取中心距为=0a 800mm 。

带长0
2
1221004)
()(2
2a d d d d a L -+
++=π
mm
2283800
4)160270()270160(2
14.380022
=⨯-++⨯+
⨯=
查表取相近的基准长度d L ，mm
L
d
2240=。

带传动实际中心距
mm
L
L a a d
5.8212
=-+
=
a min =a-0.015d L =787.9 a max =a+0.03d L =888.7 所以中心距的调整范围为787.9—888.7mm [5]验算小带轮的包角
一般小带轮的包角不应小于 120。

120
33
.1723
.57180
1
2
1
≥=⨯--
≈a
d d
α
合适。

[6]确定带的根数
L
ca
k k p p p Z α)(00∆+=
其中： 0p ∆-1≠i 时传递功率的增量；
αk -按小轮包角α，查得的包角系数； L k -长度系数；
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10。

39
.206
.198.0)15.073.2(15
.7=⨯⨯+=
Z
则V 带根数为3根。

[7]计算带的张紧力0F
2
0)5.2(500
qv k k vZ
p F ca +-=α
α
其中： ca p -带的传动功率,KW ；
v-带速,m/s ；
q-每米带的质量，kg/m ；取q=0.10kg/m 。

v = 1450r/min = 9.42m/s 。

N
F 21.258147
.1210.0)98
.098
.05.2(
3
147.1215.78002
=⨯+-⨯⨯⨯
=
[8]计算作用在轴上的压轴力
N
ZF F
Q
44.15032
3
.172sin
21.258322
sin
21
=⨯⨯⨯≈≈
α
2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核
⑴模数的确定：
a 传动组：分别计算各齿轮模数 先计算21齿齿轮的模数：
3
2
21][)1(16338
j
m d
n z N m σμϕμ+=
其中: μ-公比 ； μ = 2；
d N -电动机功率；d N = 5.5KW ； m ϕ-齿宽系数； ][σ-齿轮传动许允应力; j n -计算齿轮计算转速。

S
K N lim
][σσ=
， 取lim σ= 600MPa,安全系数S = 1。

由应力循环次数选取9.0=N K MPa
5401
600
9.0][=⨯=
σ
90
.0=N K ，取S=1，[]MPa MPa S
K H N 5401
600
90.01
lim =⨯=
=
σσ。

mm
m
72.3710
540
221
85
.5)12(16338
3
2
2
1
=⨯⨯⨯⨯⨯+=
取m = 2.5mm 。

按齿数30的计算，mm m 13.32=，可取m = 4mm ； 按齿数36的计算，mm m 39.33=, 可取m = 4mm 。

于是传动组a 的齿轮模数取m = 4mm ，b = 32mm 。

轴Ⅰ上齿轮的直径：
mm d mm d mm d a a a 96244120304144364321=⨯==⨯==⨯=；；。

轴Ⅱ上三联齿轮的直径分别为：
d mm d mm d a a a 192484168424144364'3'2'1=⨯==⨯==⨯=；；
b 传动组：
确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数。

3
2
2][)1(16338
j
m d
n z N m σμϕμ+=
按22齿数的齿轮计算： min /3558.2r n j ==，μ 可得m = 4.8mm ； 取m = 5mm 。

按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm ；
于是轴Ⅱ两联齿轮的模数统一取为m = 5mm 。

于是轴Ⅱ两联齿轮的直径分别为： mm d mm d b b 21042511022521=⨯==⨯=；
轴Ⅲ上与轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mm d mm d b b 210425310625'2'1=⨯==⨯=； c 传动组： 取m = 5mm 。

轴Ⅲ上两联动齿轮的直径分别为： mm d mm d c c 3006059018521=⨯==⨯=； 轴四上两齿轮的直径分别为：。

；mm d mm d c c 150305360725'2'1=⨯==⨯=
3. 齿轮强度校核：计算公式bm
Y Y KT Sa
Fa F
12=
σ
3.1校核a 传动组齿轮
校核齿数为24的即可，确定各项参数 ⑴ P=8.25KW,n=710r/min,
mm
N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5
6
6
101.1710/25.81055.9/1055.9
⑵确定动载系数：s
m dn
v /57.31000
60710
961000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数05.1=v K ⑶mm m b m 3248=⨯=⨯=ϕ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯ 42.1321023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-
4)24/(32/=⨯=h b ,查《机械设计》得27
.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d
T F t 229096
10
1.1225
=⨯⨯=
=
m N b
F K t
A /10056.7132
2290
0.1 =⨯=
由《机械设计》查得
1.2
H F K K βα==
⑹确定动载系数: 6.127.12.105.10.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K ⑺查表 10-5
65
.2=Fa Y 58.1=Sa F
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a
F
Mp
3743
.15409.0][=⨯=
σ
3.8958
.165.2374][=⨯=
Sa
Fa F Y Y σ，
3.896.284
3222906.1<=⨯⨯=
bm
KF t 故合适。

3.2 校核b 传动组齿轮
校核齿数为22的即可，确定各项参数 ⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
mm
N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5
6
6
1022.2355/25.81055.9/1055.9
⑵确定动载系数：s m dn
v /04.21000
60355
1101000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数0.1=v K ⑶mm m b m 4058=⨯=⨯=ϕ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯ 42.1401023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-
9.2)8.25/(40/=⨯=h b ,查《机械设计》得27
.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d
T F t 4040110
10
22.2225
=⨯⨯=
=
m N b
F K t
A /10010140
4040
0.1 =⨯=
由《机械设计》查得
1.1==ααH F K K
⑹确定动载系数: 397.127.11.10.10.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K ⑺查表 10-5
72
.2=Fa Y 57.1=Sa F
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a
F
Mp
3743
.15409.0][=⨯=
σ
5.8757
.172.2374][=⨯=
Sa
Fa F Y Y σ，
5.872.285
404040
397.1<=⨯⨯=
bm
KF t 故合适。

3.3校核c 传动组齿轮
校核齿数为18的即可，确定各项参数 ⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
mm
N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5
6
6
1022.2355/25.81055.9/1055.9
⑵确定动载系数：s m dn
v /67.11000
60355
901000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数9.0=v K ⑶mm m b m 4058=⨯=⨯=ϕ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯
42
.14010
23.0)6.01(18.012.13
=⨯⨯+++=-
2)45/(40/=⨯=h b ,查《机械设计》得27
.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d
T F t 493090
10
22.2225
=⨯⨯=
=
m N b
F K t
A /10012340
4930
0.1 =⨯=
由《机械设计》查得
1.1==ααH F K K
⑹确定动载系数: 2573.127.11.19.00.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K ⑺查表 10-5
91.2=Fa Y 53
.1=Sa F
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a
F
Mp
3743
.15409.0][=⨯=
σ
8453
.191.2374][=⨯=
Sa
Fa F Y Y σ，
84
99.305
404930
2573.1<=⨯⨯=
bm
KF t 故合适。

4. 主轴挠度的校核
4.1 确定各轴最小直径
[1]Ⅰ轴的直径：min /710,96.011r n ==η
mm n
d 29710
96.05.791
5.7914
4
=⨯=≥η
[2]Ⅱ轴的直径：min /355,922.099.099.098.0212r n ==⨯⨯⨯=ηη
mm n
d 34355
922
.05.791
5.7914
4
=⨯=≥η
[3]Ⅲ轴的直径：min /125,89.099.098.0323r n ==⨯⨯=ηη
mm n
d 44125
89.05.791
5.7914
4
=⨯=≥η
[4]主轴的直径：min /5.31,85.098.098.099.0434r n ==⨯⨯⨯=ηη
mm n
d 615
.3185.05.791
5.7914
4
=⨯=≥η
4.2轴的校核
Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核
N
d T F m N n P T t 2017)1096/(8.962/28.96710/96.05.71055.9/1055.93
6
6=⨯⨯=⨯=⋅=⨯⨯⨯=⨯⨯=-
,228,33010200,36:28529
2
2
mm b mm x Pa E mm d N
F F F P t
t ==⨯===+=
=已知[]mm
y 12.0403.0=⨯=
(
)
()(
)()
(
)
mm
l
I E b
x l x b F Y B 3
3
4
3
4
9
4
32
2
2
2
2210
98.010
68510
64
3610200610330
228
685
33022828526----⨯=⨯⨯⨯⨯⨯
⨯⨯⨯--⨯⨯⨯--=
⨯⨯⨯--⨯⨯-=
=πω
[]所以合格,y Y B <。

Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。

5. 主轴最佳跨距的确定
400mm 车床，P=7.5KW.
5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距
前轴颈应为75-100mm,初选1d =100mm,后轴颈12)9.07.0(d d -=取mm d 702=,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度mm a 751=
5.2 求轴承刚度
考虑机械效率
主轴最大输出转距N
P T 67690
85.09550
=⨯=
床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200mm ,故半径为0.1m .
切削力 N
F C 67601
.0676==
背向力 N F F C P 338067605.05.0=⨯== 故总的作用力 N F F F C P 75582
2
=+=
次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 N F 37792/=
先假设 mm l a l 225753,3/=⨯== 前后支撑B A R R 分别为
N
l
a F R N
l a l F R B A 1260225
75377925039225
7522537792=⨯=⨯=
=+⨯
=+⨯=
根据αδ9
.19
.08..01.0cos
)
(39.3iz l F d dF K a r r
r v ==
30
,2,1,17,8.10,8.81260,5039========A A B B aB aA vB vA z i i z l mm l N
F N F
()
()
N
K N K B A 11070cos
1728
.101260
39.318090cos
3028
.8503939.39
.19
.08
.01
.09.19.08
.01.0=⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯=
()(
)()
658
.010
075.0180910
39.2101.210
39.2046
.0085
.005.0852/7010063
.11107
1809/6
3
611
3
4
6
4
4
=⨯⨯⨯⨯⨯=
⨯=-⨯==+===
--a
K EI m
I mm d K K A e B A η
mm
l a l 225375,3/0=⨯==与原假设相符
查线图。

6. 各传动轴支承处轴承的选择
主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅰ轴 前支承：30207;后支承：30207
Ⅱ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅲ轴 前支承：30208;后支承：30208
7. 主轴刚度的校核
7.1 主轴图:
7.2 计算跨距
前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承
m
mm l 687.06875.315.12374332==-++=
当量外径
mm
d e 56.80887
8
104
35100
75680547222684
4
4
444=⨯+⨯+⨯+⨯+⨯=
主轴刚度：由于5.05586.056.80/45/>==e i d d 故根据式（10-8）
(
)()
(
)()m
N a l a d d k A A i
e s μ/3.14910
758877510
45
56
.801031039
2
12
4
4
4
24
44
=⨯+⨯⨯-⨯⨯=
+-⨯⨯=
--
对于机床的刚度要求，取阻尼比035.0=ζ
当v=50m/min,s=0.1mm/r 时, 8.68,/46.2=⋅=βμm m N k cb , 取mm D b 87.6%5068702.002.0max lim =⨯⨯== ()
m N K B μ36.848.68cos 035
.01035.0287.646.2=⨯+⨯⨯⨯=
计算A K
m N l a l a a a K K mm
mm D L A B A B B A
μ/5.766877516871.28114.0751.2816.036.84114.06.01.281,1.2063.02
2
22
222
2
max =⎥⎥⎥⎥
⎦
⎤
⎢⎢⎢⎢⎣
⎡⎪
⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭
⎫ ⎝⎛
++⨯=⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+
⎪⎭⎫ ⎝
⎛
++===加上悬伸量共长
m N m N K K A s μμ/3.152/0.1275.7666.166.1<=⨯== 可以看出，该机床主轴是合格的.
三、总结
金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。

本次设计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.
四、参考文献
［1］机床课程设计指导书任殿阁编. 沈阳工学院.
［2］金属切削机床课程设计指导书陈易修编. 机工版87.8、
[3］机床主轴变速箱设计指导曹全榜编. 清华大学机工版87.5 [4］金属切削机床设计指导翁世修等编. 上海交大机工版87.8、[5］机床设计图册哈工大、天津大学等主编上海科技版79.6、
[6] 机床设计手册机工版
[7] 机械设计手册上、中化工版
[8] 金属切削机床设计上海科技版
[9] 金属切削机床设计大连工学院
[10] 金属切削机床吴圣庄
[11] 金属切削机床上下册顾维主编. 机工版
[12] 机械零件设计手册杨黎明等主编国防工版
[13] 机械结构设计方键编著化工版
[14] 机械设计濮良贵、纪名刚等主编
[15] 机械原理第七版孙恒、陈作模、葛文杰主编
五、心得体会。