机械制造装备课程设计

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1、爾命2耄V滲HUNAN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY机械制造装备设计课程设计计算说明书课题：普通车床（最大加工直径250）主轴箱部件设计起止日期:2016 年 12 月 26日至2016年12月30日学生姓名罗俊班级机工1304学号成绩指导教师（签字）机械工程学院2016年12月28日课程设计任务书41概述61.1机床课程设计的内容61.2车床的规格系列和用处61.3操作性能要求62. 参数的拟定72.1确定级数72.2主电机的选择73传动设计83.1主变速方案拟定83.2变速结构式、结构网的选择83.3确定各级转速并绘制转速图103.4确定各变速组变速副齿数113.5绘制

2、变速系统图124、设计部分的动力计算134.1带传动设计1342、计算转速的计算164.3验算主轴的转速误差n 175、传动件的估算和验算195.1传动轴设计19SssZE器 “OI-I謂0-0-sexsffofSI ,L6d蜃tt=Ed常 89石ttI盘卜9RSKg臺 99药siBS sRSSSSS3R忖叱THm9 戶sss. piiKS “9 - xsss. -esess s oeKisss s湖南工业大学课程设计任务书20162017学年第一学期机械工程学院（系、部）机械工程专业机工1304班级课程名称：机械制造装备设计设计题目：普通车床（最大加工直径250）主轴箱部件设计起止日期：自2

3、016年12月26日至2016 年 12 月竺日共1周一、设计任务：1、车床最大加工直径为 250mm.2、主要技术参数：主电机功率P（kw）主电机转速n电（r min-1）N(r min-1)maxN . (r min-1)min公比屮414501320301.41内 容 及 任 务3、加工工件材料为钢材；4、刀具为硬质合金刀具；二、设计工作量1、运动计算：根据给定的转速确定主传动的机构图、转速图、传统系统图、计算齿轮 齿数；2、动力计算：选择电动机型号，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等） 进行计算（初算和验算）；3、编写设计计算说明书一份；4、绘制下列图纸： 机床主传动系统图（

4、计算说明书中）； 主轴箱部件展开图及主要剖面图； 主轴零件图。5、设计说明书及图纸必须为计算机输出稿；6、上交作业应包括电子稿以及打印稿，设计说明书文件格式为word2003版本，平面图纸文件格式为autocad2007或以下版本，3D图为step文件格式（图纸要求包括 原始零件模型数据）*3D图可根据学生个体情况选择。进度安排起止日期工作内容2016.12.26-2016.12.29参考文献，画图2011.12.30-2016.12.4任务书的编写2016.12.05-2016.12.13任务书、图纸的整理排版主要4 -hz 参考资料1. 机械制造装备设计冯辛安等著机械工业出版社2. 机械制

5、造装备设计课程设计陈立德编高等教育出版社3. 机械制造装备设计陈立德编高等教育出版社4. 现代实用机床设计手册（上下册）机械工业出版社5. 金属切削机床设计 戴曙著机械工业出版社指导教师（签字）：2016年12月26日系（教研室）主任（签字）: 年 月 日1.概述1.1机床课程设计的内容普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给 定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动 参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构 网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床 类型和电动机功率，确定主轴及

6、各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模 数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件 （传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计 和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，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 齿轮零件的设计。【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。12车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这 些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用 于加工回转体。主电机功率P （kW）主电机转

7、速n电NmaxNmin公比414501320301.41表1.1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表1.3 操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴的正反转及停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成2参数的拟定2.1确定级根据【1】卩74公式（2-2 ）因为已知R =max = 44 川=1.41 , R =申z-i74n n 30nmin Z= lg Rn +1=12lg 9根据【1】P73表2-59 = 1.41 = 1.066 ,首先找到最小极限转速30,再每跳过5个数取一个转速即可得 到公比为 1.14 的数列：30,42,60 , 85 , 118,

8、170,236,335,475,670,950,13202.2主电机的选择已知电动机功率Pn=4kw，电动机转速Pn=1450r/min根据【2】P100中表12-1查得，可选取Y112M-4型号的电动机，其数据列于表 1中。电动机型号额定功率/KW满载转速 /(r/min)堵载转矩 额定转速最大转矩 额定转矩Y112M- 4414402.22.3表2.1电动机数据3传动设计3.1主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变 速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点 的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，

9、和工作性能也有关系。因此， 确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离 变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式； 变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采 用集中变速型式的主轴变速箱。3.2变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但 对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1确定变速组及各变速组中变速副的数目数为Z的变

10、速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有Z1、个变速副。Z 二 ZZ Z123变速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: Z = 2a x3b，可以有三种方案：12 二 3 x 2 x 212 二 2 x 3 x 212 二 2 x 3 x 23.2.2变速式的拟定12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变 速箱的具体结构、装置和性能。按照传动副前多后少原则，又考虑到主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很 大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。综上所述，变速式为12=3X2X2。3.2.3结构式的拟定对于12=3X2X

11、2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为:12 = 3 x 2 x 2 ,13612 = 3 x 2 x 2 ,2 1 612 = 3 x 2 x 2 ,41212 = 3 x 2 x 216312 = 3 x 2 x 22 6 112 = 3 x 2 x 242112 = 31 x 23 x 26这一方案与其他方案相比较，其他的方案因第一扩大组在最 前面，2轴的转速范围比这一方案大。如两种方案2轴的最高转速一样，后面方 案2轴的最低转速较低，在传递相等功率的情况下，受的转矩较大，传动件的尺 寸也就比前一种方案大。根据前密后疏原则优先选取12 = 31 x 23 x 26这一方案。 降速传

12、动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比fmin- 25 ；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max - 2。在主传动链任 一传动组的最大变速范围Rmax = L810。3.2.4结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下:图3-1结构网检查最后变速组的变速范围：R =9Xi（pj = 1.416（2一 1）= 8，符合要求。i3.3确定各级转速并绘制转速图III轴转速：传动组C的变速范围为申6 = 1.416 = 7.9 = Rmax E 8,10，结合结 构式，111轴的转速只有一和可能：85、 118、 170、 236、 335

13、、 475r/min。II轴转速：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，可取轴II的转速确定为：335、475、670r/min。I的转速：对于轴I,其级比指数为1,可取a = 1/申 2 = 1/2 a = 1/申=1/1.41 a = 1/1i1， i 2， i 3确定轴I转速为670r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 i=1440/670=144/67综上绘制转速图如下：图3-2转速图电 I n m iv3.4确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定 比传动的齿轮齿数可依据机械

14、设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿 数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和s及小齿 z轮的齿数可以从【2】表2-8中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。 采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿 轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据【2】P90,查表2-8各种常用变速比的使用齿数。、变速组a: a =1 , a = 1.41 ； a = 2i1i2i2a 二 1 时：S =.58、60、62、64、66、68、70、72.i1za = 1/1.41 时：S =58、60、63、65、67、68、7

15、0、72、73、75i彳z时a = 2 : S =.60、63、66、69、72、75、78.可取Sz = 72,于是可得轴I齿轮齿数分别为：36、30、24 于是i =36/36 , i =30/42 , i =24/48a1a 2a 2、变速组b: b =1 , b = 2.82i1i 2b = 1 时：S =.80、82、84、86、88、90、92.i1zb = 2.82 时：S =.80、81、84、87、90、91.i 2z可取S = 84,于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别为：42、22z于是 b = 42/42 , b = 22/62i1i 2、变速组c:c = 1/2, i

16、= 3.98i1c 2c = 1/2 时：S =86、87、89、90、92、93、95i1zi = 3.98 时：S =.85、86、89、90、91、94.c 2z可取S = 90zc = 1/2为升速变速，取轴III齿轮齿数为60 ；i1c = 3.98为降速变速，取轴III齿轮齿数为18。i 2于是得c = 60/30 , c = 18/72i1i 23.5绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图:图3-3系统传动简图4、设计部分的动力计算4.1带传动设计（此部分所有图、表均查阅机械设计）在该传动系统中，第一级用普通V带传动，电动机选用Y112M-4。功率为4kw

17、,主动带轮转速为：1440r/min（：_）I轴转速为：670r/min（：-）传动比二住=2.15n24.11确定计算功率查机械设计书P101表u =。P = K x 4 = 1.1 X 4 = 4.4kwCA4.12选择V带型号根据=企25kw P 二 4.4kwnx = 1440r/minc一图5-11选A型V带。4.13确定V带基准直径，并验算带速V由图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为112-140mm。 由表5-8和5-9，则取鼻=二沁匕。由式5-21得V带速度：V=蟲00=芈莒沪K&89m/s因为V值在5-25m/s，所以带速合适。d = i x d = 2.15 x 118

18、 = 253.7d 2d 1根据表 5-9 4：=250mm414确定带长和中心距a由式5-22初定中心距：0.7 ( d“ + dj2 )兰白 兰 2(di 十 dj2)257.6 a 120 合格1a5000416确定V带根数Z计算单根V带的许用功率【Pj查表5-4，由线性插值法可得：耳=1.39 + 1，611,39 X (1440 - 1200) = 1.6012kw U1450-1200查表5-5，由线性插值法可得：&P, = 0.15+ 017-015 x (1440- 1200) = 0.1692kw u1450-1200查表5-6，由线性插值法可得：Kk = O.92 + 0,

19、93-092 X (150.54- 150) = 0.92108a155-150查表5-2可得：匸=二Pj = (Po -f AP0)KkKl = (1.6012 + 0.1692) X 0.92108X 1.09怎 1.777由式5-26得V带根数P o4.41.777二 2.47取整数，故Z=3根4.17计算单根V带的初拉力比查表5-1得，A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式5-27得单根V 带的初拉力：-FqV2500 x 4.4 ( 2.53x 8.89 10.9218-1 + 0.1x 32 =142N418计算V带对轴的压力Q由式5-28得V带对轴的压力Q为：1Q 二 2比

20、叫二 2 X 3 X142 X 叫二 845N4.2、计算转速的计算421主轴的计算转速mzn =n 申 3 1 = 30 x 1.413 = 85r / m i nj min422传动轴的计算转速主轴的计算转速是轴III经18/72的传动副获得，此时轴III的转速335r/min, 但变速组C有两个传动副，轴III的最低转速是118r/min。通过60/30使主轴获 得转速为236r/minn .且能传递全部功率。j故n III 二 118r/min匚二是经过轴II的最低转速335r/min获得。故 n II = 335r/minj同理 n = 670r /minjI综上得各轴计算转速如下表

21、轴IIIIIIW （主）计算转 速 r/min67033511885表4-1计算转速图4.2.3各传动副的计算转速。变速组C传动副Z18/Z72产生匚兰，轴III的相应转速335r/min就是主动齿轮Z18的 计算转速n= 335r /minjcz 18Z60/Z30产生最低主轴转速236匚二，所以对应的轴III最低118为主动齿轮Z60 的计算转速： : = 118r/min变速组b主动齿轮Z22、Z42的计算转速为n二335r/minjcz18变速组a主动齿轮Z24、Z30、Z36的计算转速为n二 670r/minjcz 24.30.3654.3验算主轴的转速误差nd G-*)tt tt

22、ttn = n x xU U U实际 电d1232归二 I】8x0.99 二0.4673d2502U严 J0-52.B2U3 = 2. 0.2512345678910111211理论3042.56085118170236335475670950132011实际29.842.359.784.1119.3168.2238.6338.5477.2672.9954.51345.8误差 率0.670.470.511.11.11.110.460.430.470.2表4-2转速误差表允许误差：10 =心一 1：.；=-.1-.：,可知转速误差全在允许误差范围内，所以 合格。加上V带尺寸，所以变速传动系图如下

23、:图4-1加上带轮尺寸后的传动简图5、传动件的估算和验算5.1传动轴设计5.1.1各轴计算转速轴IIIIIIW （主）计算转 速 r/min67033511885表5-1各轴计算转速5.1.2各轴的计算功率式中：N二N、耳 选取 v带=0.95齿轮=0.97从主N = 4 x 0.95 = 3.8kwiN = 4 x 0.95 x 0.97 = 3.69kwiiN = 4 x 0.95 x 0.97 x 0.97 = 3.58kwiii5.1.3传动轴直径的估算公式d = 91学mmn Itp k J转动轴的直径式中：N=N n kWd 1N电机额定功率，为7.5kw； n 从电机到该传动轴之

24、间传动件的传动效 率的乘积，带轮的效率取0.95，齿轮的效率取0.97, n该传动轴的计算转 速r/min，爭每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。取* = 1.3计算转速nJ是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定；第一根轴:N=4 x 0.95=3.8 kwd = 91mm|3 8kw914670r/minxl.3=23.4mm根据标准选d=25mmi N第二根轴:d = 91；mm=27.8mm根据标准选d=28mmmm=36mmI n第三根轴：d = 91. 円 n即根据标准选d=40mm主轴的直径根据

25、书中范围选择90mm52齿轮模数的计算结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级等都已确定, 才可能核心齿轮的接触和疲劳强度值是否满走要求。应满足：m 323式中：m估算的齿轮模数（mm）P齿轮传递的功率（kw）z一对啮合齿轮中的小齿轮齿数n小齿轮转数（r/min）a变速组:m - 323 豈=323；3oH7O 二1.84b变速组:m 32二珂 iUk 二2.5c变速组:m 323=zn；3.58：18 x 1183.8根据上面计算结果，取a变速组模数为2,取b变速组模数为3,取a变速组 模数为4。53齿轮模数的验算选材为40cr，调质处理，精度等级为7级，许用应力：5 J= 6

26、50Mpa5 w二275Mpa根据接触疲劳强度验算，公式为:m =16300公式为j(i + 1)k k k k N1 卩 3 s mm a 2 + b 2 屮 z 2i L5J2 nm 1根据弯曲疲劳强度验算，公式为me=275KK K K N1 2_3 s mmZ Y n b1 M j w式中:N计算齿轮转动递的额定功率N=g Nd kw , N广5.28kw , N = 5.23kwN = 5.17 kwN = 5.12kw111/ w0nj计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/minZ 、12 ,n =n 申 3一1 = 37.5x 1.413_1 = 105r /min j主 1n = 1

27、40r /minjiiin = 800r / minjin = 400r / minjii屮m齿宽系数匕-b/m ,匕二8Z计算齿轮的齿数，一般取各变速组中最小齿轮的齿数:1z = 30, z = 21, z = 22.alblcl工作期限系数变速组数值接触a1.97b1.57c1.10弯曲a0.85b0.76c0.64表5-2各变速组工作期限系数K =K K K K = 0.49S T N n qn一齿轮的最低转速r/minT预定的齿轮工作期限，中型机床推荐:T=15000 20000h，取 16000h；m=3 （接触）和m=6 （弯曲）；C0= 107 （弯曲）变速组abc数值0.860

28、.930.95表5-3转速变化系数轴数值接触I0.64n0.60皿0.60IV0.55弯曲I0.77n0.75皿0.75V0.72表5-4材料化系数变速组abc数值1.41.21表5-4材料化系数变速组abc数值1.011.041.03表5-5齿向载何分布系数变速组abc数值0.4440.4020.408表5-6齿形系变速组数值接触a0.6b0.51c0.36弯曲a0.46b0.46c0.46表5-7寿命系数计算依据变速组m数值(mm)接触a2.56b3.58c4.0弯曲a0.12b0.27c0.35表5-8根据接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算各齿轮模数m经计算校核，所选模数均在允许的范围内，合

29、格。故最终确定使用的模数如下:变速组abcm数值(mm)234表5-8齿轮模数54计算个齿轮的尺寸参数：计算公式d=mz, h二h *m,h二C * + c*弟,常取h * = 1 c* = 0.25 ，大齿轮齿宽aafaab =V m,屮 取8,小齿轮宽度b比大齿轮大5mm ,齿顶圆直径da = (z + 2ha*)m ，m齿根圆直径df = (z-2ha*-c*)m，计算结果如下表：变速组齿轮齿数模数(mm )直径d(mm )直径df(mm )直径d_ 1a(mm )齿宽b(mm )aai3627267.57616ai3627267.57616a22424843.55221a2482969

30、1.510016a33026055.56421a34228279.58816bbi423126119.2513224bi423126119.2513224b22236659.257229b2623186179.2519224cc160424023124832ci30412011112837c218452638037c272428827929632表5-9各齿轮参数表6、主轴刚度的校核在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理的跨距，但是由于结构的限制， 主轴的实际跨距往往不能等于十分合理的跨距，为此要对主轴组件进行校核。通 常，对一般的机床进行试验，如果能满足刚度要求，也就能满足强度要求。6.1主

31、轴轴颈的计算查机械装备设计表3-6可以确定前支承轴颈为Dl=93mm后支承轴颈为d2= (0.70.9) Dl=6381mm，取 D2=70mm。主轴内径 d/D 小于 0.50.6D，其中 D 为 主轴的平均直径：D= (D1+D2) /2=80mm。6.2前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其他工具椎柄，要求能自锁，目前用得最多的是莫氏锥 孔。通过查表可以选取为莫氏号为5号。6.3主轴前端悬伸量的选择主轴前端悬伸量a是指主轴定位基面至前支承径向反力的作用点之间的距 离。在满足刚度要求的前提下，应尽量减少a值，以提高主轴的刚度。初步确定 a二Dl=90mm。6.4主轴支撑跨距L的确定主轴支撑跨距L是

32、指两支承两支反力作用点之间的距离。确定支承跨距时， 要考虑其对主轴刚度的影响，一般推荐值为L/a=35,，则L = 5.0x90 = 450mm。6.5主轴刚度的校核机床主轴为空心轴，由力学知识可知，外径为D内径为d的空心轴惯性矩为:兀k = 64(D4 d ,故 Ik - 192cm4选主轴材料为45号钢，其弹性模量为E = 2x 105Mpa。6.6轴承的选择主轴前端选择双列短圆柱滚子轴承，后端选择圆锥滚子轴承和推理轴承。67支承的刚度N5 12Mn = 9550 = 9550 x二 465.7 N m主轴最大输出扭矩:n105j床身上得最大加工直径为最大回转直径的60%,即200x60%

33、 =120 mm，故半 径 r 为 0.06m， M 465.7Pz =r = 7762P = 0.5 P = 3881故总切削力为:P = Pz2 + Py2 f 77622 + 38812 = 8678 ，估算时，先取，即l0的初值为450mm。前后支承的支反力R和R分别为:=pL = 8678x 450 + 90 = 10413.6l4500a90R = P = 8678 x= 1735.6b l4500间隙为0时，轴承的径向位移为50，根据轴承计算公式:0.0625 x F 0.8930.0625 x 10473.60.893=r=d400.8150.8150.0625 x F 0-8

34、930.0625 x 1735.60-893rB=12.0mmd 0.815400.815=2.4mmg设有5mm的预紧量时的位移。相对过盈量5 0g 5=0.4mm512.00 A=2.1mm2.4由图3-5查得向心滚子轴承和推力轴承的弹性系数为：卩A = 0.8,卩B = 0.5。带如宀壬夕卓 .5= B x5= 0.96mm 5= B x5= 1.2mm头际位移里为：1AA0A， 1BB0B轴承刚度：K 二 azA 1A10413.69.6=108.5 N / cm卩F1735.6 ”K =rB = 144.6 N / cmzB 1.20 BzA = 0.75 耳zB，ElK a3zA2

35、 灯92 二 0.49108.5 x105 x 93查线图3-32.（主轴最佳跨距），则确定l0为450mm。6.8主轴刚度校核当D / d 0.5时，孔对刚度的影响可以忽略不计，则可按公式:二 450N卩300D 4300 x 94K =a 2(1+ a)92 x (45 + 9)由于这种机床属于高效通用机床，主轴的刚度要求可根据自激震动稳定性决定。查表3-5,取阻尼比匕为0.03.查表3-4,当v为90m/s, s为0.35mm/min时,K = 1.63 N / um.mmab，取 b = 0.02 DRX limmax=0.02 x 200 = 4mm 根据K bablim.2E (1

36、+E)COS P1.63 x 42 x 0.03 x (1+ 0.03)x cos78.2=21.57NK =KA B根据式K =21.57 xA0.6 x230290?0.6 件 + 0.4+ 0.4 x(1+ )2la 、(1+f)2Z1 230、(1+)2450门 90、(1+)2450，有=98.20N / um98 2K = 163.67N / um K= 450N / um根据式s %s合格。箱体设计在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。 同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和 刚度说明。7.1箱体材料的壁厚（放轴承处的

37、壁厚和其它位置的壁厚）箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号ZG200400壁厚。a. 放轴承处壁厚30mmb. 起它地方壁厚15mm72箱体的技术要求保证传动件经常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平 行，同轴线的孔要同心另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够 间隙，以防相碰。8、密封结构及油滑所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈毛毡等。主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方 便，为了获的良好的，润滑效果，溅油齿轮浸入油面深度以1225mm为宜，溅 油齿轮浸入深度不应大于23倍齿高溅油件外缘至也深度H 3060mm.主轴转速高，必须保证充分润

38、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，一种轴与轴承盖之间 留0.10.3 mm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10、总结机床产品设计是

39、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

40、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、综合应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。最后在这里非常感谢我的导师李兵华对我的谆谆教诲，帮助我完成这次课程 设计，非常感谢！参考文献1.关慧贞等著.机械制造装备设计（第4版）北京：机械工业出版社2陈立德编.机械制造装备设计课程设计（第2版）北京：高等教育出版社3. 银金光刘扬编.机械设计北京：清华大学及北京交通大学出版社4. 银金光刘扬编.机械设计课程设计清华大学及北京交通大学出版社5. 戴曙著.金属切削机床设计北京：机械工业出版社.1981.076. 机械设计手册编委会.机械设计手册.北京：机械工业出版社.2004.09