《機械制造裝備》課程設計普通車床(最大加工直徑 Φ250) 主軸箱部件設計【全套圖紙】

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1、普通車床(最大加工直徑 Φ250) 主軸箱部件設計 機設093班 09405700315 1、概述 1.1機床課程設計的目的 課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環(huán)節(jié)，是大學生的必修環(huán)節(jié)，其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。 全套圖紙，加153893706 1.2 車床的規(guī)格系列和用

2、處 普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。 主電機功率P（kw） 主電機轉速n電（rmin-1） Nmax（rmin-1） Nmin（rmin-1） 公比Ψ 5.5 1440 200 40 1.26 表1 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù) 1.3 操作性能要求 （1）具有皮帶輪卸荷裝置 （2）手動操作縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉及停止運動要求 （3）主軸的變速由變速手柄完成 2、參數(shù)擬定 2.1確定轉速范圍 查金

3、屬切削機床表得：40r/min，50r/min，63r/min，80r/min，100r/min，125r/min，160r/min，200r/min。 2.2 主電機的選擇 合理的確定電機功率，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 已知電動機的功率是5.5KW，根據《機械設計課程設計》表8-53選Y132S-4，額定功率5.5KW，滿載轉速1440r/min，最大額定轉矩2.2N/m。 3、傳動設計 3.1 主傳動方案擬定 擬定傳動方案，包括傳動形式的選擇以及開停、換向、制動、操作等整

4、個傳動系統(tǒng)的確定。傳動形式指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動形式、變速類型。 傳動方案和形式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和形式，要從結構、工藝、性能及經濟等方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動形式更是眾多，比如：傳動形式上有集中傳動、分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等形式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動形式的主軸變速箱。 3.2 傳動結構式、結構網的選擇 結構式、結構網對于分析和選擇

5、簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。 3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……個傳動副。即 傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 8=42；8=24；8=222； 3.2.2 傳動式的擬定 8級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個

6、傳動組的傳動副常選用2。 綜上所述，傳動式為8=222。 3.2.3 結構式的擬定 傳動副應前多后少的原則，故8=222傳動式，有6種結構式和對應的結構網。又因為傳動順序應前密后疏，變速組的降速要前慢后快，所以結構式為： 3.3 轉速圖的擬定 圖1正轉轉速圖 圖2主傳動系圖 4、傳動件的估算 4.1 三角帶傳動的計算 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 (1)選擇三角帶的型號 根據公式：

7、 式中P---電動機額定功率，--工作情況系數(shù) 查《機械設計》圖8-8因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm，=11mm，h=10，。 (2)確定帶輪的計算直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》8-6，8-8取主動輪基準直徑=100m 由公式 式中： -主動輪帶輪轉速，-從動輪帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 所以mm，由《機械設計》表8-8取圓整為224mm。 (3)確定三角帶速度 按公式 (4)初定中心距 帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一

8、般可在下列范圍內選取： 根據經驗公式，取=500mm. (5)三角帶的計算基準長度 由《機械設計》表8-2，圓整到標準的計算長度L=1600mm (6)驗算三角帶的撓曲次數(shù) ，符合要求。 (7)確定實際中心距 A=Ao+(L-Lo)/2=500+(1600-1450)/2=542mm (8)驗算小帶輪包角 主動輪上包角合適。 (9)確定三角帶根數(shù) 根據《機械設計》式8-22得 傳動比 查表8-4b，8-4a 得= 0.17kW,= 1.32KW 查表8-5，=0.98；查表8-2，=0.99 所以取 根 (10)

9、計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.1kg/m = =130.2N 4.2 傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 4.2.1 傳動軸直徑的估算 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù) -從電機到該傳動軸之間

10、傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉速。 計算轉速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，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 查《機械制造裝備設計》表3-8取I，IV軸的K=1.05，A=100；II，III軸是花鍵軸，取K=1.06，A=92。 所以 取32mm 取36mm 取44mm 取62mm 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。 4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 4.3.1 齒輪齒數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據機械設計手冊推薦的方

11、法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 第一組齒輪： 傳動比：, 查《機械制造裝備設計》表3-6，齒數(shù)和取72 =24，=48，=44,=28； 第二組齒輪： 傳動比：，， 齒數(shù)和取73： ，，,； 第三組齒輪： 傳動比：, 齒數(shù)和取75： ，，，; 4.3.2 齒輪模數(shù)的計算

12、 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按《 機械零件手冊》表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查《金屬切削機床設計》表10-8齒輪精度選用7級精度，再由《金屬切削機床設計》表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS： 根據《 機械零件手冊》表7-17；有公式： ①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a

13、變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)24的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《 機械零件手冊》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ 根據《畫法幾何與機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW；

14、 -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《 機械零件手冊》圖7-11按MQ線查?。? -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據《畫法幾何與機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。 ∵所以 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。 軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)21的齒輪。 齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； =2.51； P-齒輪傳遞的名義功率；P

15、= 0.9227.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《 機械零件手冊》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據《畫法幾何與機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為8mm 。 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9227.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《 機械零件手冊》 圖7-11按MQ線查?。? -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取

16、1.2。 ， ∴ ∴ 根據《畫法幾何與機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為6mm 。 ∵所以 于是變速組b的齒輪模數(shù)取m =8mm，b = 40mm。 軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： （3）、c變速組：確定軸Ⅲ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。 齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； =3.16； P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.8857.5=6.54KW -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《 機械零件手冊》圖7-6按MQ線

17、查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據《畫法幾何與機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為8mm 。 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.8857.5=6.64KW -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《 機械零件手冊》 圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據《畫法幾何與機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為6mm 。 ∵所以 于是變速組b的齒輪模數(shù)取m =8mm，b = 80mm

18、。 軸Ⅲ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅳ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑷、標準齒輪參數(shù)： 從《機床主軸/變速箱設計指導》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 齒輪的具體值見表 表5.1齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 ⒈ 24 5 120 130 107.5 5 6.25 ⒉ 48 5 240 250 227.5 5 6.25 ⒊ 44 5

19、 220 230 207.5 5 6.25 ⒋ 28 5 140 150 127.5 5 6.25 ⒌ 28 8 224 240 204 8 10 ⒍ 45 8 360 376 340 8 10 ⒎ 21 8 168 184 148 8 10 ⒏ 52 8 416 432 396 8 10 ⒐ 33 8 264 280 244 8 10 ⒑ 42 8 336 352 316 8 10 ⒒ 18 8 144 160 124 8 10 ⒓ 57 8 456

20、 472 436 8 10 4.3.3各軸間的中心距的確定 ； ； ； 4.3.4齒寬確定 由公式得： ①Ⅰ軸主動輪齒輪； ②Ⅱ軸主動輪齒輪； ③Ⅲ軸主動輪齒輪； 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。 所以：， ， ， ，。 4.4齒輪結構的設計 通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當

21、時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪6、8、9、10和12做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據《金屬切削機床設計》圖10-39（a） 結構尺寸計算如下： ①齒輪6結構尺寸計算， ； ； ；； ，C取16mm。 ②齒輪8結構尺寸計算; ； ； ；； ，C取16cm。 ③齒輪9結構尺寸計算 ， ； ； ，C取24cm。 ④齒輪10結構尺寸計算 ， ； ； ，C取20mm。 ⑤齒輪12結構尺寸計算 ， ； ； ，C取20cm。 4.5帶輪結構設計 ⑴、帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以

22、采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。 ⑵、帶輪結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（《金屬切削機床設計》圖8-14a）、腹板式（《金屬切削機床設計》圖8-14b）、孔板式（《金屬切削機床設計》圖8-14c）、橢圓輪輻式（《金屬切削機床設計》圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 分度圓直徑： 。 其他尺寸見帶輪零件圖。 ⑶、V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向對應

23、，見《金屬切削機床設計》表8-10. mm 槽型 與相對應得 A 11.0 2.75 8.7 9 — — V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷、V帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄

24、造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 5、動力設計 5.1主軸剛度驗算 5.1.1 選定前端懸伸量C 參考《機械裝備設計》P121，根據主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=120mm. 5.1.2主軸支承跨距L的確定 一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取L=600mm。 5.1.3 計算C點撓度 (1)周向切削力的計算

25、 其中, 故，故。 (2)驅動力Q的計算 參考《車床主軸箱指導書》， 其中 所以 (3)軸承剛度的計算 這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承 根據求得： (4)確定彈性模量，慣性距I；；和長度。 ①軸的材產選用40Cr，查《簡明機械設計手冊》P6，有 ②主軸的慣性距I為： 主軸C段的慣性距Ic可近似地算： ③切削力P的作用點到

26、主軸前支承支承的距離S=C+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。 則： ④根據齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm ⑤計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度 代入數(shù)據并計算得=0.1299mm。 ⑥計算驅動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點子的撓度 計算得：=-0.0026mm ⑦求主軸前端C點的終合撓度 水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為 ，計算得

27、：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。 5.2 齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪11。 齒輪11的齒數(shù)為18，模數(shù)為8，齒輪的應力： (1)接觸應力： u----大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； ---齒向載荷分布系數(shù)；----動載荷系數(shù)；----工況系數(shù)；----壽命系數(shù) 查《機械裝備設計》表10-4及圖10-8及表10-2分布得 假定齒輪工作壽命是48000h，故應力循環(huán)次

28、數(shù)為 查《機械裝備設計》圖10-18得，所以： (2)彎曲應力： 查《金屬切削手冊》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa 查《機械設計》圖10-21e,齒輪的材產選，大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC，故有，從圖10-21e讀出。因為： ，故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。 6、結構設計及說明 6.1 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

29、張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 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。 6.2 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

30、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。 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。 6.3 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避

31、免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪； 2） 移動滑移齒輪的方法； 3） 齒輪精度和加工方法； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 6.3.1其他問題

32、 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 6.4 主軸組件設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（車床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫

33、升和熱變形等幾個方面考慮。 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。 1） 內孔直徑 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。 2） 軸頸直徑 設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。 3） 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 4） 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇啵话阃扑]?。?=3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時

34、，應選大值，軸剛度差時，則取小值。 7、總結 這次機械設計課程設計題目為普通機床主軸箱部件設計。當看到題目時，很新奇，很激動。由于課題只提供了設計要求和參數(shù)，一開始時也是摸不著頭腦。邊學習邊設計，同時去圖書館看書查資料，經過了幾個星期的馬拉松長跑，終于將幾十頁的設計完成了。在此期間，雖然很累，有好多天晚上都畫CAD圖畫到凌晨2：00。特別是畫裝配圖，一邊畫一邊計算，期間在畫圖時發(fā)現(xiàn)了以前的設計紕漏，就不得不返回去修改設計說明書，一連畫了四天才把裝配圖畫好。但是我覺得我從中確實學到了很多東西，很多課堂上學不到的東西。 在用CAD畫圖時，我學會了使用

35、很多功能，也溫習了好多快捷鍵，收獲很大。在用word制作時發(fā)現(xiàn)其實撰寫課程設計的工作量也是很大的，畫CAD二維圖紙，畫完二維圖紙，又得進行幾十頁的文字書寫，著實工作量很大，所以一個人的耐心很重要，光是用CAD畫圖就花了兩天時間，著實的累，忙。但畢竟還是 做完了。感觸頗多，百感交集。想了想，雖然很累，但很充實，累并快樂著。收獲很多，啟發(fā)很大： ①、萬事，做則不難；易事，不做亦難。正如Just Do It ! ②、條條大路通羅馬，一條路走不通，還用其他的路徑，不要吊死在一棵樹上。 ③、平時要多看，多想，多領悟，不光是機械方面的原理，萬事萬物都有其自然規(guī)律

36、。 ④、創(chuàng)新比完全自主知識產權更重要，借鑒學習前輩的成果，加以創(chuàng)造、改進、革新，更符合社會的發(fā)展要求。 ⑤、良好的習慣是成功的重要前提，一個壞習慣可能使你前功盡棄，甚至是致命的威脅。 ⑥、做事要有團隊合作精神，雙贏互利才是世紀的強音。個人崇拜、個人英雄主義的時代已經過去，21世紀需要的是共同努力，高效、迅速的完成工作。 8、參考文獻 【1】 《機械制造設備設計》，關慧珍主編，機械工業(yè)出版社出版社，2006 【2】 《機械制造設備設計課程設計》，陳立德主編，高等教育出版社，2007。

37、 【3】 《機械設計（第八版）》，濮良貴、紀名剛主編，高等教育出版社，2006 【4】 《金屬切削機床設計》， 黃鶴汀主編，機械工業(yè)出版社，2005 【5】 《 機械零件手冊》，周開勤主編，高等教育出版社，2001 【6】 《畫法幾何與機械制圖》，馮開平主編，華南理工出版社，2001.9 【7】 《機床主軸/變速箱設計指導》, 曹金榜主編，機械工業(yè)出版社，2007 【8】 《互換性與測量技術》，徐學林主編，湖南大學出版社，2009。 【9】 《理論力學》，劉又文、彭獻主編，高等教育出版社，2005。 【10】 《材料力學（第五版）》，劉鴻文主編，高等教育出版社，2010。 【11】 《機械構型與應用》，孟憲源、姜琪主編 第 27 頁 共 27 頁