车床主传动系统课程设计

教务处制目 录第1章 概述.11、 车床主传动系统课程设计的目的.12、 设计参数.1第2章 参数的拟定.21、 确定转速.22、 主电机功率动力参数的确定.2第3章 运动设计.21、 主传动方案拟定.22、 确定结构式.33、 确定结构网与转速图拟定.4第4章 传动件的设计.44.1带传动设计.44.1.1选择带型.54.1.2确定带轮的基准直径并验证带速.54.1.3确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角.64.1.4确定带的根数z.64.1.5确定带轮的结构和尺寸.74.1.6确定带的张紧装置.74.1.7计算压轴力.74.2.、传动轴的估算.84.2.1主轴的计算转速.84.2.2各传动轴的计算转速.94.2.3各轴直径的估算.94.3 齿轮的设计.114.3.1齿轮齿数的确定.114.3.2齿轮模数的计算.124.3.3、齿宽确定.144.4、主轴组件设计.154.4.1 主轴的基本尺寸确定.154.4.2主轴刚度验算.174.4.3主轴前支撑转角的验算.184.5传动轴间的中心距.204.6轴承的选择.204.7键的选择.20第五章 动力设计.215.1传动轴的验算.215.1.1 轴的强度计算.225.1.2作用在齿轮上的力的计算.225.2齿轮校验.245.2.1接触应力公式：.245.2.2弯曲应力.255.3 轴承的校验.255.4 键的校核.26第六章 结构设计及说明.276.1结构设计的内容、技术要求和方案.276.2 I轴（输入轴）的设计.286.3齿轮块设计.296.4传动轴的设计.296.5主轴与齿轮的连接.306.6润滑与密封.316.7其他问题.31第七章 参考文献.33第一章 概述1、车床主传动系统课程设计的目的：（1）通过车床主传动系统的课程设计，使学生树立正确的设计思想和掌握车床主传动系统设计的基本方法；（2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；（3）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订车床主传动机构、车床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；（4）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。2、设计参数普通车床传动系统设计的设计参数：主轴转速级数Z=12；主轴转速范围=106r/min；公比=1.26；电机功率为4KW；电机转速为1440r/min。第二章 参数的拟定1、确定转速由 因为=1.26得=12.70 取=12.70 nmax=nminRn=1346r/min 取标准转速1320r/min因为=1.26=。首先找到最小极限转速106，再每跳过4个数（1.061.064）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列： 106，132，170，212，265，335，425，530，670，850，1060，13202、 主电机选择已知异步电动机的转速有3000 、1500、1000、750，已知是4KW，可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.第3章 运动设计1、主传动方案拟定可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。2、确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。按照Z=12分解为：Z=312224。对于12=322传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 初选12=3x2x2的方案。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速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，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=3x2x2方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =106 Z=12 =1.263 、确定结构网与转速图拟定由上选择的结构式12=3x2x2 画其拟定转速图如下：计算出传动比后，拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。转速拟定图第4章 传动件的设计4.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=600r/min计算设计功率Pd根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，根据公式=1.14=4.4kw式中P-电动机额定功率，-工作情况系数4.1.1选择带型根据算出的Pd4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。4.1.2确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=95mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=224mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。4.1.6确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。4.1.7计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0130.59N，上面已得到a1=1600，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定）。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，大带轮选择腹板带轮。4.2.、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。4.2.1主轴的计算转速主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：n=nminz3-1 106 r/min4.2.2各传动轴的计算转速轴轴：有两传动副，其中轴的最低转速为265，通过67/34使主轴获得转速为425nj主，且能传递全部功率。所以：n =265r/min ，同理可得n =265r/min ，n =530r/min,n =850r/min表3-1 各轴计算转速轴计算转速nj8505302651064.2.3各轴直径的估算其中：P-电动机额定功率K-键槽系数 A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速。计算转速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，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。轴：K=1.05，A=110 所以，取35mm轴：K=1.06，A=77 取25mm轴：K=1.06，A=77 取35mm轴：K=1.06，A=110 ,取55mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见【5】表7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。4.3齿轮的设计4.3.1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及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）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，以保证滑移齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：, ,齿数和取72=36，=36，=32，=40, =28, =44,第二组齿轮：传动比：,齿数和取84：=42，=42，=28，=56；第三组齿轮：传动比：,齿数和取91：=56，=35，=20，=71，4.3.2齿轮模数的计算- 齿轮弯曲疲劳的计算：机床主轴变速箱设计指导P36，为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定齿面点蚀的计算:mm=mm=61.17mm取A=65，由中心距A及齿数计算出模数：根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取-齿轮弯曲疲劳的计算：齿面点蚀的计算:mm=mm=70.42mm 取A=75，由中心距A及齿数计算出模数：根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，但为了方便加工所以取m=2- 齿轮弯曲疲劳的计算：齿面点蚀的计算：mm=mm=88.34mm取A=90，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。M=2标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 各个齿轮的具体值见表4.3.3、齿宽确定 由公式得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以, ,4.4、主轴组件设计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。4.4.1 主轴的基本尺寸确定外径尺寸D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=7.5KW查【1】表1-27，前轴颈应,初选,后轴颈取.主轴孔径d中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于，主轴尾端最薄处的直径不要小于。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，即：式中：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见，当时，说明空心主轴的刚度降低较小。当时，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。4.4.2主轴刚度验算机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）； 若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。4.4.3主轴前支撑转角的验算机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则：当量切削力的计算：主轴惯性矩；式中：主轴前支撑转角满足要求。4.5传动轴间的中心距4.6轴承的选择轴： 6307 D=80 B=21 深沟球轴承轴： 7305C D=62 B=17 角接触球轴承 6305 D=62 B=17 深沟球轴承轴： 7207C D=80 B=21 角接触球轴承 6207 D=80 B=21 深沟球轴承轴： 7212C D=130 B=31 角接触球轴承4.7键的选择查【4】表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度L取50。第五章 动力设计5.1传动轴的验算由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算：（MPa）为复合应力（MPa）为许用应力（MPa）W为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴： 空心轴： 花键轴：d为空心轴直径，花键轴内径D为空心轴外径，花键轴外径d0为空心轴内径b为花键轴的键宽Z为花键轴的键数M为在危险断面的最大弯矩 NmmT为在危险断面的最大扭矩N为该轴传递的最大功率Nj为该轴的计算转速齿轮的圆周力：齿轮的径向力：5.1.1 轴的强度计算轴： 5.1.2作用在齿轮上的力的计算已知大齿轮的分度圆直径：d=mz=348=144mmd=mz=244=88mm圆周力： 径向力：轴向力：方向如图所示：在水平面由受力平衡：=1492N所以=1492N以a点为参考点，由弯矩平衡得：82330=0所以： =1121.3N =370.7N在竖直面内的受力情况如下：受力平衡：即： N以a点为参考点，由弯矩平衡：165+330=0所以=211.1N =211N5.2齿轮校验在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触 应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮3，齿轮9，齿轮13这三个齿轮。5.2.1接触应力公式：u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；-齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命系数查机械装备设计表10-4及图10-8及表10-2分布得假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为查机械装备设计图10-18得，所以： Mpa5.2.2弯曲应力：查金属切削手册有Y=0.378，代入公式求得：=156.5Mpa查机械设计图10-21e,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC，故有，从图10-21e读出。因为：，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3 轴承的校验轴选用的是角接触轴承6307，其基本额定负荷为33.2KN由于该轴的转速是定值n=850r/min,所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径轴传递的转矩 齿轮受力 根据受力分析可以得出轴承的径向力为因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表10-5查得为1.2到1.8，取，则有：轴承的寿命 因为，所以按轴承1的受力大小计算：故该轴承能满足要求。5.4 键的校核 键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由【4】式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：第6章 结构设计及说明6.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：布置传动件及选择结构方案。检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 I轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.3齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：是固定齿轮还是滑移齿轮；移动滑移齿轮的方法；齿轮精度和加工方法；6.4传动轴的设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。6.5主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。6.6润滑与密封 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，一种轴与轴承盖之间留0.10.3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。6.7其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。第七章 参考文献 1巩云鹏、田万禄等主编.机械设计课程设计.沈阳：东北大学出版社20002孙志礼，冷兴聚，魏严刚等主编.机械设计.沈阳：东北大学出版社20003刘鸿文主编.材料力学.北京：高等教育出版社1991 4哈尔滨工业大学理论力学教研组编.理论力学.北京：高等教育出版社19975大连理工大学工程画教研室编.机械制图.北京：高等教育出版社19936孙桓，陈作模主编.机械原理.北京：高等教育出版社2000 7高泽远，王金主编.机械设计基础课程设计.沈阳：东北工学院出版社1987 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