C620普通車床主軸變速箱設計含開題及5張CAD圖,c620,普通,車床,主軸,變速箱,設計,開題,cad
C620普通車床主軸變速箱設計
摘 要
機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現(xiàn)代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現(xiàn)代。
機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練。我們畢業(yè)設計題目是Φ320普通車床的主軸變速箱設計及主軸箱電氣控制線路設計。
在本設計中首先進行參數擬定，運動設計，動力計算和結構草圖設計，軸和軸承的驗算，主軸變速箱裝配設計，設計計算說明書等內容。
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，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)接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。課程設計限于時間，一般只畫展開圖及一或兩個截面圖。
關鍵詞：普通車床；變速箱;截面圖
Abstract
Machine design and manufacturing growth rate is fast. Instead of only to meet the processing requirements of forming tool and the workpiece with some relative movement between the parts and a certain intensity and just , to the development of today's highly scientific and technical achievements and integrated application of modern machine design, also including computer-aided design (CAD) applications. However, the machine tool spindle gearbox design is analogous to the experience or the basis of the traditional (experience) design method. Therefore, to explore the application of scientific theory, scientific analysis of the treatment experience, data and information, can improve the design and manufacture of machine tools, but also will promote modern methods of design.
Machine design is the completion of students in basic subjects, the technical basis of the Specialty Group and on the basis of Drive with machine parts for the design of integrated training. We graduated a design is Φ320 ordinary lathe spindle axis gearbox design and boxes of electrical control circuit design.
In the first design parameters for the formulation, design movement, dynamic calculation of the draft structure and design, shaft and bearing checking, Spindle assembly gearbox design, brochures, and other design elements.
Spindle gearbox design the structure of pieces, including transmission (transmission shaft, bearings, pulley, clutch and brake, etc.), spindle components, manipulated bodies, lubrication system and the box sealed and connected pieces of the structure design and layout, start with a map and a number of cross-section map. Curriculum design time to the general plan and started painting one or two cross-section map.
Keywords: Lathe；Georbox；Isometric view
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 課題研究背景及選題的意義 1
1.1.1 課題背景 1
1.1.2 研究的意義 2
1.1.3 課題的目的 2
1.2 完成的內容 2
第2章 機床主要參數的確定 2
2.1 尺寸參數 5
2.2 動力參數的確定 6
2.3運動參數的確定 6
2.3.1 主軸最低和最高轉速的確定 6
2.3.2 主軸轉速數列的確定 7
第3章 主傳動系統(tǒng)的設計 9
3.1 主傳動方案擬定 9
3.2 傳動結構擬定式的選擇 9
3.2.1 傳動結構式、結構網的選擇 9
3.2.2 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 9
3.2.3 分配總降速比 10
3.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定 10
3.3.1確定皮帶輪動直徑 10
3.3.2 確定齒輪齒數 11
3.3.3 轉速圖擬定 12
3.3.4 主軸轉速系列的驗算 13
3.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定 14
3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速 14
第4章 傳動件的估算和驗算 17
4.1齒輪模數的計算 17
4.1.1 各傳動軸功率的計算 17
4.1.2齒輪模數的計算 17
4.1.3 計算各軸之間的中心距 19
4.2 三角帶傳動的計算 19
4.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 20
4.3.1確定各軸的直徑 20
4.3.2 計算各齒輪的尺寸 21
第5章 主軸部件的驗算 23
5.1 驗算主軸軸端的位移ya 23
5.2 前軸承的轉角及壽命的驗算 25
5.2.1 驗算前軸承處的轉角θβ 25
5.2.2 驗算前支系壽命 25
第6章 主傳動系統(tǒng)的結構設計 27
6.1 展開圖及其布置 27
6.2 皮帶輪設計 27
6.3 齒輪塊設計 28
6.4 傳動軸的設計 28
6.5 主軸設計 29
6.5.1 各部分尺寸的選擇 30
6.5.2 主軸材料和熱處理 30
6.6 軸承 30
6.6.1 軸承類型選擇 30
6.6.2 軸承的配置 30
6.6.3 軸承的精度和配合 31
6.6.4 各軸承的選擇 31
6.7 箱體設計 31
6.8 操縱機構的設計 32
6.9 密封結構及油滑 32
總結 33
參考文獻 35
致 謝 37
第1章 緒 論
1.1 課題研究背景及選題的意義
1.1.1 課題背景
所謂的金屬切削機床，也就是制造機械的機器，我們習慣稱之為“工作母機”，習慣上叫作機床。金屬切削機床主要是把金屬毛坯經過加工，變成我們生活中機器的零件。
近年來，機械的水平隨著機床的精密程度日益增長，機床的屬性決定了它在國民經濟中至關重要的地位，機床的技術水平決定著機械制造工業(yè)產品的質量和勞動生產效率，一個國家的科學技術水平和工業(yè)生產能力的高低，主要就是看機床的技術水平。由最初的只為滿足加工成形而要求刀具和工件間的某些相對運動干系和零件的必然強度和剛度，成長至如今的高度科技成果綜合利用的當代機床的設計，也包含計算機輔助軟件的運用。然而現(xiàn)在機床主軸變速箱的設計方式仍然是傳統(tǒng)的設計方式。所以，摸索科學理論的運用，科學地解析處理經驗，數據和資料，既能提升機床設計和制造水平，也可以促進設計方法向現(xiàn)代化前進。
機床技術參數有主參數和基本參數，它們是運動傳動和結構設計的根據，影響到機床能否滿足基本功能需求，參數的制定就是機床性能的設計。主參數是直觀表現(xiàn)機床加工能力的高低，決定和影響著其他基本參數的依據，基本參數則是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，一般，我們將其可劃分為尺寸參數、運動參數和動力參數。
機床主傳動系統(tǒng)因為機床在類別、性能、規(guī)格以及尺寸等方面的要求不同，因此，需要達到的要求也不一樣。通常情況下，我們在設計機床主傳動系統(tǒng)的時候，首先要考慮的基本原則就是以便宜，合理的方式來達到我們想要的效果。其次，我們還需要做到的就是要達到機床使用性能的要求，傳動系統(tǒng)中，各零件都能有著足夠的性能，同時，傳動鏈要少一些，零件的數目也要少一些，這樣做的目的是為了節(jié)約材料，降低成本。
同時，在設計中各個方面都要考慮到實際問題，從實際出發(fā)，這是至關重要的一點。從大的方面來說，聯(lián)系實際就是要求我們分析到機床工藝的可能性。參數制定和方案敲定中，既要知道當今的先進生產水平和大概趨勢，更應清楚我國實際生產水平，使設計的機床，機械在四化建設中得到最大的發(fā)揮。從小的方面來說，設計中要詳細的對機床零件的制造、裝配以及維修進行考慮，選擇最合適的設計方法。
1.1.2 研究的意義
隨著社會經濟和科學技術的日益發(fā)展，對機電產品有了更高更多的要求，尤其是質量和生產率。本次設計對提升生產效率，改善產品的質量，以及降低生產成本和改善勞動力有著非常大的影響。
機床工業(yè)成長到如今，其技術水平已經達到一定的高度，自動化、多樣化、高精度和高效率已經成為現(xiàn)代機床發(fā)展的特性名詞。多樣化的發(fā)展已經成為了機床的特點，技術的更新和產品的加速使得機床不近要求保證加工精度，還要有一定的剛度和柔性，使其更方便適應加工。
1.1.3 課題的目的
(1) 掌握機床主傳動部件設計過程和方法，包括參數制定，傳動設計，零件計算，結構設計等，培養(yǎng)結構分析和設計的能力
(2) 培養(yǎng)學生的綜合能力，培養(yǎng)學生綜合分析問題和獨立解決相關專業(yè)的一般性問題的能力。擴大學生的知識面。
(3) 培養(yǎng)學生樹立正確的設計思想，培養(yǎng)學生正確使用現(xiàn)有實體資料、網絡資料、國家標準的手冊等來進行設計、運算，正確的處理相關數據以及編寫說明書的能力。
1.2 完成的內容
(1) 參數擬定
按照機床的數據情況，分析典型工藝的切削用量，聯(lián)系相關的一些信息，并與同類機床進行對比分析后確定：極限轉速和，公比或級數，主傳動電機功率。
(2) 動力設計
按照制定的參數，分析其結構網和轉速圖，確定轉動結構方案和轉動系統(tǒng)圖，然后計算各轉動副的傳動比及齒輪的齒數，并校核主軸的轉速偏差。
(3) 動力計算和結構草圖設計
估算齒輸模數m和軸徑d，選擇和計算反向離合器，制動器。
把各傳動件及其他零件在展開圖和剖面圖上做初步的計劃，放置和設計。
(4) 軸和軸承的驗算
在結構草圖的條件下，對其中某根傳動軸的剛度和本軸系的軸承壽命進行核算。
(5) 主軸變速箱裝配設計
主軸變速箱裝配圖是在結構草圖的基礎上，進行設計和繪制的。要求在圖上可以清楚的表達出每一個零件，在關鍵地方還要標注相關的尺寸和配合。
(6) 設計計算說明書
說明書是對整個設計的一個規(guī)劃，里面需要有參數的擬定，運動的分析，齒輪的設計和驗算，軸和軸承的設計和驗算等等。除此之外，對一些重要的機構是如何正確確定的，需要做詳細的分析和說明。
第2章 機床主要參數的確定
機床設計的開始，首先要做的就是確定必需參數，它們是傳動設計和機構設計的基礎，直接影響到產品能否達到所需要的功能要求。所以，參數制定是機床設計中的重要步驟。
機床的重要技術參數為主參數和基本參數。主參數是機床參數中最主要的，它必須滿足以下要求：
(1) 直接反映出機床的加工能力和特性；
(2) 決定其他基本參數值的大??；
(3) 作為機床設計的出發(fā)點；
(4) 作為用戶選用機床的主要依據。
為了更加準確地表示出機床的工作能力和加工規(guī)模，有的時候在主參數后面標出另外一個參數值，學術上稱為第二主參數。
除主參數外，機床的主要技術參數還包括下列基本參數：
(1) 與工件尺寸有關的參數；
(2) 與工、夾、量具標準化有關的參數；
(3) 與機床結構有關的參數；
(4) 與機床運動特性和動力特性有關的參數。
這些基本參數可以歸納為尺寸參數、動力參數和運動參數三種。
2.1 尺寸參數
機床主要尺寸參數內容
工件的尺寸直接影響著機床的主參數的選擇。針對各類通用機床，已在調查研究各類工件的基礎上擬定出了機床的參數標準，設計時應當根據執(zhí)行。
主參數系列采用優(yōu)先數系，這樣做有如下好處：
(1) 優(yōu)先數系是按照等比級數去分級的，可以在大范圍內通過比較少的種類，以最經濟合理的方式達到用戶的要求。
(2) 優(yōu)先數系具備各類不同公比的系列，因此可以滿足較密和較疏的分級需求。如今形勢發(fā)展飛快，可以經由插入中間值讓較疏的系列變?yōu)檩^密的系列，而本來的項值保持原來的樣子。在參數規(guī)模很大時，按照經濟性和需要量等不一樣的條件，還可以分段選用最合適的基本系列，以復合系列的形式構成最適合的系列。
剩余一些不重要的尺寸參數，我們根據經驗，一般按照主參數來確定。
2.2 動力參數的確定
根據估算法來確定主電機功率
已知給出C620普通車床由推存數據
主軸轉速轉/分，轉/分。
主軸轉速級數
功率估算法的計算公式[1]。
(1) 確定電動機的功率和轉速
刀具材料：YT15 工件材料：45號鋼
切削方式：車削外圓 切削深度：3.5mm
進給量：0.35 切削深度：90
? 主切削力 （2-1）
? 切削功率 = （2-2）
==4.45kW
? 估算重電機功率 N= （2-3）
=
（2-3）式中：
N值為按我國生產的電機在Y系列的額定功率選取如下；
同步轉速1500r/min
額定功率
滿載轉速1440r/min
2.3運動參數的確定
2.3.1 主軸最低和最高轉速的確定
計算車床主軸極限轉速是加工直徑，按照我們現(xiàn)有的經驗分別取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D[1][2]。
主軸極限轉速應為：
nmax=r/min=1800r/min
nmin=r/min=40r/min
2.3.2 主軸轉速數列的確定
(1) 確定轉速范圍Rn定公比確定主軸轉速數例.
轉速范圍 R==45 （2-4）
Φ= （2-5）
考慮到設計的結構復雜程度要適中，所以采取常規(guī)的擴大轉動，并選級數。今以=1.41和代入R=z-1式，得R=12,因此取=1.41更為適合。標準數列表給出以=1.06的從1～10000的數值，因，從表中找到，得：共級轉速。
第3章 主傳動系統(tǒng)的設計
3.1 主傳動方案擬定
傳動方案的制定，主要是傳動型式的選擇。傳動型式指傳動和變速的元件、機構以及構成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。
傳動方案的型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有聯(lián)系。所以，確定傳動方案和型式，需要考慮結構、工藝、性能及經濟等多方面。
傳動方案有許多，傳動型式更是多種多樣，例如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱，分離傳動的主軸箱與變速箱；增大變速范圍可以用增加傳動組數實現(xiàn)，也可用背輪結構，分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪，滑移齒輪，公用齒輪等[2][3][4][5][6]。
明顯，可用的方案有很多，優(yōu)化的方案也跟條件的不同而不同。在本次的設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。
3.2 傳動結構擬定式的選擇
3.2.1 傳動結構式、結構網的選擇
結構式、結構網相對分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動是比較有用的方法，但如果分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案計劃，就不見得有成效。
3.2.2 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目
傳動副數分別及2，3，2的三個傳動組方案12級轉速傳動高統(tǒng)傳動組安排有2 3 2或3 2 2或2 2 3。從電動機到主軸一般為降速傳動，轉速較高，轉矩小，尺寸也小，將使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，節(jié)省材料這是前多后小的規(guī)則。
主軸對加工精度，表面粗糙度有很大的影響，所以主軸上的齒輪小一些比較好，最后各傳動組傳動副的選用根據以上角度考慮，最后選用3 2 2。
其本組和擴大組的確定。
椐據前松后緊之后原則確定有了以上基礎小確定結構式。
(1) 主軸轉速級數Z和公比
已知： （3-1）
Z=2a×3b
a和b均是正數，即Z應可分解成2和3的因子，以便用2，3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。
普通型和輕型車床系列，結構較簡單，轉速級數Z=8～18級為好。
由于Z為2和3的因子積，并且又為標準數列數列，因此，如果按串聯(lián)傳動設計時，在定后，Rn值已定，應適當地變動nmax或nmin，使之符合的關系。
這樣，就確定了主傳動部件（主軸變速箱）的運動參數nmax,nmin,Z,。并與同類型車床進行類比分析[2][3][6]。
3.2.3 分配總降速比
分配降速比時，需要注意的是，傳動比的取值范圍步輪傳動副中最大傳動比umax2過大時，容易引起振動和響音。最小傳動比umin。過小時，是主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，會導致結構擴大。
(1) 確定皮帶轉動的轉動比范圍i =1～2.5。取i=1.8
由于主電機額定轉速1440r/min
可知第Ⅰ軸的轉速n1=1440 0.5=710r/min
(2) 確定最末一級傳動比的
總的轉動比為 i總= （3-2）
i總=i被iaminibminicmin
最小傳動比 icmin=
12=3[1] 2[3] 2[6]
3.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定
3.3.1確定皮帶輪動直徑
(1) 選擇三角帶的型號
Ni=KwNd
K—工作情況系數
Nd—電機額定功率
由于是車床，工作載穩(wěn)定，取Nd=1.1
Nj=5.5 1.1=6.05kw
查表3-1選擇型號得出B型。
表3-1三角帶型號
型號
b
bp
h
13
17
14
10.5
40o
(2) 帶輪直徑D1、D2
小帶輪計算直徑D1，小帶輪直徑D1不宜過小，要求大于許用值
Dmin=140， D1Dmin D1由表得取140mm
大帶輪計算直徑D2
根據要求的傳動比u和滑動率ε確定D大。當帶傳動為降速時：
D大=D小 (3-3)
或 D大= （3-4）
（3-3）（3-4）式中：n1——小帶輪轉速r/min
n2——大帶輪轉速r/min
ε——帶的滑動系數，一般取0.02
取D2=220mm
三角膠帶的滑動率=2%
3.3.2 確定齒輪齒數
確定齒輪齒數應該注意以下幾類：
(1) 齒輪的齒數和不應過大，以免加大中心距機床結構龐大
一般推薦齒輪數和SZ為60～100。
(2) 最小齒輪不產生極切18～20。
(3) 三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪和次大齒輪的齒數差大于等于4。
避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。
由傳動比已知，傳動比的適用齒數表。
ia1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.
ia2= Sz=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.
ia3= Sz=60,63,66,69,72,75,78.
由于可知選用Sz=72，從表查出小齒輪的齒數為36，30，24，大齒輪的齒數則為36，42，48。
ib1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.
ib2= Sz=61,65,68,69,72,73,76,77
可選用Sz=84從表中查出小齒輪的齒數42，22，大齒輪的齒數則為42，62。
ic1=2=1.99 Sz=63,66,69,72,75,78,81,84,90….
ic2= Sz=80,84,85,89,90…..
可選用Sz=90 從表中查出小齒輪的齒數30，18 大齒輪的齒數則為60，72。
3.3.3 轉速圖擬定
3.3.4 主軸轉速系列的驗算
由確定的齒輪所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過
(3-5)
n實際=N i皮 ia ib ic
=
=10(-1)%=0.041
第一級：
40-40/40〈4.1% （滿足）
第二級：
57-56/56〈4.1% （滿足）
第三級：
81-80/80〈4.1% （滿足）
第四級：
115-112/112〈4.1% （滿足）
第五級：
163-160/160〈4.1% （滿足）
第六級：
230-224/224〈4.1% （滿足）
第七級：
322-315/315〈4.1% （滿足）
第八級：
458-450/450〈4.1% （滿足）
第九級：
645-630/630〈4.1% （滿足）
第十級：
921-900/900〈4.1% （滿足）
第十一級：
1308-1250/1250〈4.1%（滿足）
第十二級：
1842-1800/1800〈4.1%（滿足）
3.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定
3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速
(1) 確定主軸計算轉速由
nj=nmin (3-6)
nⅣ=112r/min
(2) 各傳動軸計算轉速
Ⅲ軸Ⅲ=160r/min
Ⅱ軸Ⅱ=450r/min
Ⅰ軸Ⅰ=900r/min
(3) 傳動組各軸上最小齒輪的轉速
a組Z=24時
b組Z=22時
c組Z=18時
第4章 傳動件的估算和驗算
4.1齒輪模數的計算
4.1.1 各傳動軸功率的計算
由公式N=NdK (4-1)
N——傳動軸的輸入功率
Nd——電機額定功率
k——工作情況系統(tǒng)
車床的起動載荷頸，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取KW=1.1。
NⅠ=Nd n=n帶 軸=0.96
=
=
向心球軸承和向心短圓柱滾子0.995，斜齒圓柱齒輪=0.97
NⅡ=NⅡ
=
NⅢ= NⅡ
=
NⅣ=NⅢ
=
4.1.2齒輪模數的計算
結構確定之后，齒輪的工作條件，空間放置，材料和精度等級等都已經確定下來，才可以確定核心齒輪的接觸疲勞彎曲皮帶強度值能否達到要求。
根據接觸疲勞計算齒輪模數公式：
mj=16300 （4-2）
根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為：
mω=275 （4-3）
（4-2），（4-3）式中：
N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=?·Ndk?
nj____計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min
——齒寬系數,
Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：
i——大齒輪與小齒輪的齒數比，i=；（+）用于外齒合，（-）號用于內嚙合；
KS——KS=KTKNKnKq壽命系數;
KT—工作期限系數
Kt=
T---齒輪工作期限，T=15000h
n1---齒輪最低轉速
C0---基準循環(huán)次數，接觸載荷C0=107，彎曲載荷C0=2x106
M---疲勞曲線指數，接觸載荷m=3，彎曲載荷m=6
K1---齒向載荷分布系數，K1=1
K2---動載荷系數，K2=1
K3---工作狀況系數，K3=1.1
基本組的接觸疲勞齒輪模數: mj=16300mm=2.3
彎曲疲勞齒輪模數: mω=275mm=1.8
所以標準模數m=2.5
第一擴大組:i=2.82 nⅡ=900r/min
mj=16300mm=2.18
mω=275mm=2.4
所以標準模數m=3
第二擴大組: i=4 nⅡ=160r/min
mj=16300mm=2.78
mω=275mm=3.5
所以標準模數m=3.5
4.1.3 計算各軸之間的中心距
根據中心距公式a=(z1+z2) （4-4）
(1) Ⅰ～Ⅱ軸a=
(2) Ⅱ～Ⅲ軸a=mm
(3) Ⅲ～Ⅳ軸a=
4.2 三角帶傳動的計算
(1) 確定三角帶速度
已知選用三角形B型帶輪
確定帶的速度
=m/s= （4-5）
(2) 初定中心距A0
帶輪的中心距，通過機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內選??；
A0=
中心距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。
(3) 確定三角帶的計算長度L0只內周長LN
三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。
L0=2A0+(D1+D2)+mm =1432.9mm （4-6）
(4) 確定實際中心距A
A的精確值為
A=A0+mm=
(5) 驗算小帶輪包角α1
α1=180°-57.3°≥120°
如果α1過小，應加大中心距或加張緊裝置。
(6) 確定三角帶根數Z
Z= （4-7）
（4-7）式中：N0——單根三角帶在α=180°，特定長度，平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值
C1——包角系數
Z==2.1
所以取根數Z=3
4.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算
4.3.1確定各軸的直徑
公式mm （4-8）
(1) 轉動軸的直徑
（4-8）式中： N=NdηkW
Nd__電機額定功率；
η——從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積
n1——該傳動軸的計算轉速r/min
計算轉速nJ是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速，各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸得計算轉速和相應的傳動關系而確定，而中型車，銑床主軸的計算轉速為；
[]——每米長度上的轉角（deg/m），可根據傳動軸的要求選取。
N=
mm=91=
根據標準選d=30mm
[] 由表可知道1.4
(2) Ⅱ軸的直徑
mm=24.96mm
選d=35mm
(3) Ⅲ軸的直徑
mm=37.87mm
選d=40mm
(4) 主軸的直徑根據書中范圍選擇75mm
4.3.2 計算各齒輪的尺寸
齒輪分度圓直徑公式d=mz
ha=ha*m
齒頂圓直徑 da=d+zha
齒根圓直徑 df=d-2hf
(1) Ⅰ～Ⅱ軸間的齒輪尺寸
m=2.5 a=90mm 齒頂高ha=ha*m =2.5mm 齒根高度 hf=(ha*+c*)m=3.1mm
經常齒制ha*=1 c*=0.25
? z1=z2=36
d1=d2=90mm
b=20mm
齒頂圓直徑 da1=95mm=da2
齒根圓直徑 df1=84mm=df2
? z1=24 z2=48
d1 =60mm d2 =120mm
b=20mm
da1=65mm da2=125mm
df1=54mm df2=114mm
? z1=30 z2=42
d1 =75mm d2 =105mm
b=20mm
da1=80mm da2=110mm
df1=69mm df2=99mm
(2) Ⅱ～Ⅲ軸間的齒輪尺寸
m=3 a=126mm ha=3 hf=3.75
? z3=42 z4=42
d1=d2=mz=3 42=126mm
b=20mm
da1=da2=126+7=132mm
df1=df2=126-8.8=118.5
? z3=22 z4=62
d1=223=66mm d2=623=186mm
b=20mm
da1=72mm da2=192mm
df1=58.5mm df2=178.5mm
(3) Ⅲ～Ⅳ軸間的齒輪尺寸
m=3.5 a=157.5mm
? z5=60 z6=30 ha=3.5 hf=4.4
d1=210mm d2=105mm b=25mm
da1=217mm da2=112mm
df1=202mm df2=97mm
? z5=18 z6=72
d1=mz1=63mm d2=mz2=252mm
ha=35 hf=4.4
da1=d1+2ha=70mm da2=259mm
df1=d1-2hf=54mm df2=250mm b=25mm
第5章 主軸部件的驗算
在設計主軸組件時，主軸的跨距希望是合理跨距，但由于結構，限制，主軸的實際跨距往往不等于合理跨距，為此要對主軸組件進行驗算，對一般的機床全部軸主要進行剛度驗算，通常如果能滿足剛度要求也就能滿足強度要求[6][11]。
5.1 驗算主軸軸端的位移ya
(1) 主軸的支承簡化
跨距 L=e++L+=13+652+20=685mm
(2) 主軸的受力分析
主軸受到切削力，傳動力的作用。
切削力是一個空間力,有Px,Py,Pz等分力，設總的切削力為P1傳動力也定空間力有ax，ay，az，主軸上連有一個齒輪，主要把主軸運動傳給進給箱，
這齒輪主要是傳遞運動而不是傳遞動力，因此可以忽略不計。
根據上述各力的作用，主要受彎矩和扭矩的作用。除此之外還受運動拉力和壓力作用，但這個時候彎矩和扭矩要小的多，可以忽略不計，所以通常靠考慮到以上受力情況，可以簡化，以下的受力圖。
Q為傳動力
P為總切削力
M是力矩曲PX引起
為了計算方便，認為Q和P車同一個平面
x=13+491.5+17.5=522mm
(3) 確定切削力和傳動力的作用類
前支承到主軸端部的距離，切削力的作用點，與前支承之間的距離
S=a+0.4H
H為普通車床的中心高 a=100mm
從以上受力圖以看出主軸端部的彎形由三部分組成。
第一部分 Px=引起的變形
第二部分 Q力引起的變形
第三部分 M力引起的變形
由三部分增加起來，以得出齒輪A點總的度yA為
yA= （5-1）
? 確定P的大小
主軸計算傳遞
N主軸傳遞的功率
P=
D最大切削力估算直徑為320mm
P==3356N
e確定a力
a=1.12圓周
a圓周= M扭=
d分度=252mm
a圓周==4261N
a=1.12圓周=4687N
E:主軸材料的彈性模量，一般用鋼
E=20.6 104N/mm2
J：主軸載面慣性
J==4344037
M=（0.3～0.35）Pa=0.3 3356 100=100680
yA=
==0.0058
要求[yA,ymax]
ymax=0.0002L=0.0002*685=0.137yA<[ymax]符合要求
5.2 前軸承的轉角及壽命的驗算
5.2.1 驗算前軸承處的轉角θβ
θβ= （5-2）
= =
要求aB
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