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目 录 第 1 章 绪论 . 1 第 2 章 车床参数的拟定 . 2 床主参数和基本参数 . 2 床的变速范围 R 和级数 Z . 2 定级数主要其他参数 . 2 定主轴的各级转速 . 2 电机功率 动力参数的确定 . 2 定结构式 . 3 定结构网 . 3 制转 速图和传动系统图 . 4 定各变速组此论传动副齿数 . 6 第 3 章 传动件的计算 . 8 传动设计 . 8 择带型 . 9 定带轮的基准直径并验证带速 . 9 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 10 定带的根数 z . 11 定带轮的结构和尺寸 . 11 定带的张紧装置 . 11 算压轴力 . 12 算转速的计算 . 12 轮模数计算及验算 . 13 动轴最小轴径的初 定 . 16 轴合理跨距的计算 . 17 第 4 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 . 19 第 5 章 主要零部件的选择 . 21 承的选择 . 21 速操纵机构的选择 . 21 的校核 . 21 轴弯曲刚度校核 . 21 承寿命校核 . 24 的选用及校核： . 24 承端盖设计 . 25 体的结构设计 . 26 滑与密封 . 26 第 6 章 主轴箱结构设计及说明 . 28 构设计的内容、技术要求和方案 . 28 开图及其布置 . 28 结束语 . 30 参考文献 . 31 摘 要 本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的 分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。 关键词 :传动系统设计 ,传动副，结构网，结构式 on of of to of is In of to of to of of is is to In of of of of 1 章 绪论 课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文 件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 题目：普通车床主轴箱设计 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： （ 1）机床的类型、用途及主要参数 车床，工作时间：一班制，电动机功率： N=轴最高、最低转速如下： 540 5 变速级数： z=12，电动机转速： 1440 （ 2）工件材料： 45 号钢；刀具材料： 3）设计部件名称：主轴箱 2 第 2 章 车床参数的拟定 床主参数和基本参数 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 床的变速范围 R 和级数 Z R=540 4435 由公式 R= 1Z ，其中 z=12， R=44，可以计算级数 =定级数主要其他参数 定主轴的各级转速 依据题目要求选级数 Z=12， = 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转 速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为： 35， 50,71,100,140， 200， 280， 400， 560， 800， 1120,1540 电机功率 动力参数的确定 合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为 于书本上没有 三相异步电动机的型号，故在此就近选择功率为 3转最高转速 正转最低转速 电机功率 N（ 级数 z 1540 35 2 3 选择电动机的型号为 动机具体数据如下表所示： 电动机参数表 电 动机信号 额定功率 满载转速 级数 同步转速 420r/级 1500r/ 确定结构式 已知 Z=2a a、 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。 1. 拟定传动方案： 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相 关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。 2. 确定结构式： 可以按照 Z=12进行分配 可得： 322122321222312 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高 速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：12=3 2 2； 由 12=3 2 2传动式可得 6种结构式和对应的结构网。分别为： 361631 22312 22312 124214 22312 22312 612162 22312 22312 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为 ： 631 22312 Z ； 定结构网 传动副的极 限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比， 1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比 2i ，斜齿轮比较平稳，可取 i ，故变速组的最大变速范围为 8 10。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过 4 极限值，其他变速组就不会超过极限值。 依据中间轴变速范围小的原则设 计设计结构网如下所示： 系统结构网图 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 42 / 0 . 5/m i a a 1012(6)1(2 22 其中 ， 42 X ，22 P ； 最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 2）绘制转速图： 5 转速图 （ 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 6 图 2主传动系统图 定各变速组此论传动副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和 应过大；齿轮的齿数和 大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐 100 200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数 18； 受结构限制的最 小齿轮最小齿数应大于 18 20； 齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10%（ %， 即： ）（理实理 110 n % 理n 实 7 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 小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3般在主传动中，最小齿数应大于 18 20。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。 根据表 3机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华）查得 传动组 a: 由 2/1/1 21 1/13 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 4,于是可得轴齿轮齿数分别为： 47、 24。 于是 47/471 70/242 齿轮 1247 24 94 轴齿数 47 70 传动组 b： 由 2/1/1 21 1/13 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 4，于是可得轴上三联齿轮的齿数分别为： 42、 35、 28。 于是 42/421 49/352 56/282 两齿轮的齿数分别为： 42、49、 59。 齿轮 123轴齿数 42 35 28 84 轴齿数 42 49 56 传动组 c: 查表 84/11 22 1 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 取 0. 4/11 轴齿轮 齿数为 30； 22 8 于是得 72/182 01 齿轮数据如下表所示： 齿轮 1234轴齿数 18 72 60 30 90 第 3 章 传动件的计算 传动设计 输出功率 P=3 根据任务书上提供的条件，电动机的功率为 于书本上没有 在此就近选择功率为 3 转速 440r/00r/算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 101016 16101016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机 荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛 荷 变动较大 螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；9 磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械 载荷 变动很大 破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机 据 稳 ，两班工作制（ 16小时），查机械设计 ， 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W 择带型 普通 d 和小带轮的转速 械设计 3 11选取。 根据算出的 1420r/查图得： d d=80 100 型 定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 10075 295表 13 表 3. 0 槽型 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211420 = 1 . 7 7 5 , = 1 0 0 1 . 7 7 5 = 1 7 7 . 5 m 所 以 由机械设计 3V 带轮的基准直径”，得280 误差验算传动比：21180= 1 . 8 4(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率） 误差111 . 8 4 1 . 81 0 0 % 1 0 0 % 2 . 2 % 5 %1 . 8 误 ，符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 2 0v = 7 . 4 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 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。 12 算压轴力 由机械设计 3 12查得， 0 面已得到1a=z=3，则 1a 1 6 8 . 6 32 s i n = 2 3 1 4 0 . 6 2 s i n N = 8 3 9 . 6 0 z F 算转速的计算 （ 1） 由 机械系统设计表 3 35 错误 !未找到引用源。 )13/12( 错误 !未找到引用源。 98r/ 取计算转速为 100r/2). 传动轴的计算转速 在 转速图上，轴 在最低转速 100r/ 这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴 的最低转速为该轴的计算转速即 n j=400r/ 计算转速为 错误 !未找到引用源。 =800 r/ 2）确定各传动轴的计算转速 由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮 转速的最小值即3800r/计算转速入表 3 表 3各轴计算转速 （ 3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在主轴上并具有 级转速，其中只有 56r/递全功率，故 Z6j=56 r/次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3 表 3齿轮副计算转速 序号 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 800 800 400 13 00 400 400 100 轮模数计算及验算 模数计算， 一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 63383 221 )1( 可得 各组的模数，如表 3示。 45号钢整体淬火， 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 163383 221 )1( 可得 m=363383 221 )1( 可得 m=363383 221 )1( 可得 m=4 3模数 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 齿数 47 47 24 70 分度圆直径 141 141 72 210 齿顶圆直径 147 147 78 216 组号 基本组 第一扩 大组 第二扩大组 模数 3 3 4 14 齿根圆直径 宽 22 22 22 22 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=3r/. ; TK 里取 T=15000h.; 1n r/ 15 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 3 4 5 齿数 42 42 35 49 28 56 分度圆直径 126 126 105 147 84 168 齿顶圆直径 12 12 111 153 90 174 16 齿根圆直径 宽 22 22 22 22 22 22 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 6 7 齿数 60 30 18 72 分度圆直径 240 120 72 288 齿顶圆直径 248 128 80 296 齿根圆直径 230 110 62 278 齿宽 32 32 32 32 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286 均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw =135 w动轴最小轴径的初定 由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=4 17 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； = 01 。 各轴最小轴径如表 3 表 3最小轴径 轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=3据【 1】表 轴径应为 6090步选取 0轴径的 0据设计方案，前轴承为 ，后轴承为圆锥滚子轴承。定 悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=95509550 3100=该机床为车床的最大加工直径为 250床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 60%，即 180 切削力（沿 y 轴） 4716N 背向力（沿 x 轴） c=2358N 总作用力 F= 22F = 号 轴 轴 最小轴径 20 30 30 18 此力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度： ； N/ m ；轴的当量外 径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】图 3 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100轴径 d=80轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 19 第 4 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 2 6摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。 摩擦片对数可按下式 计算 Z 2 f 20Dbp 式中 摩擦离合器所传递的扭矩（ N ； 955 410955 410 3 00 510（ N ; 电动机的额定功率（ 安装离合器的传动轴的计算转速（ r/； 从电动机到离合器轴的传动效率； K 安全系数，一般取 f 摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表 2 f= 0D 摩擦片的平均直径（ ; 0D=（ D+d） /2 67b 内外摩擦片的接触宽度（ ； b=（ ； p 摩擦片的许用压强（ N/ 2 ； p 0vK mK 基本许用压强（ 查机床设计指导表 2 速度修正系数 02 410 =m/s） 根据平均圆周速度床设计指导表 2 20 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2 摩擦结合面数修正系 数，查机床设计指导表 2 所以 Z 2 f 20Dbp 2 510 267 23 11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗般取 11 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算： Q=0 20) 267 23 510 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、 2（ ，,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用 10或 15钢，表面渗碳 ,淬火硬度达 2。 21 第 5 章 主要零部件的选择 承的选择 带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装 深沟 球轴承 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 端安装双列角接触球轴承代号 7015C 另一安装端角接触球轴承代号 7010C 中间布置角接触球轴承代号 7012C 速操纵机构的选择 选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制 的校核 轴弯曲刚度校核 （ 1）主轴刚度符合要求的条件如下： a 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 b 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 c 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 (2)计算如下： 前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450当量外径 21 = 52 1 1 04 5 0 主轴刚度： 因为 di/5/285=上的键的选用和强度校核： 轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=48轮快厚度 L=25 传递扭矩 267840；选用 选键型号为791 09 6,7014 )(70 。查机械设 计表 7 0,1 0 0 。由机械设计式（ 7式（ 7 M P p 11001448/(2 6 7 8 4 04/4 由上式计算可知挤压强度满足。 M P 11001448/(2 6 7 8 4 02/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 主轴上的键的选用和强度校核 主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=80轮快厚度 L=95递扭矩 357230；选用 于主轴空心所以选择键791096,801422 )(80 。查机械设计表 7 0,1 0 0 。由机械设计式（ 7式（ 7 M P P 1 1 001480/(3 5 7 2 3 04/4 由上式计算可知挤压强度满足。 M P 1 1 002280/(3 5 7 2 3 02/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 承端盖设计 参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用 据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示： (依据该参 数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案 ) 为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；36430533023030)42()1510( 26 体的结构设计 1 、箱体材料 箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为度要求较高的箱体用 有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用 床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。 2 、箱体结构 1、箱体结构设计要点 （ 1） 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体 的宽度。 （ 2） 依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。 （ 3） 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。 （ 4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。 箱体的尺寸 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 15 主轴左侧凸缘厚 1b 73 箱座凸缘厚 b 32 主轴右侧凸缘厚 2b 37 外箱壁至轴承端面距离 1l 12( 5 1 0 ) 齿轮顶圆与内箱壁距离 1 18 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 2、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工 艺性。 3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。 4、装配工艺对结构的要求 滑与密封 1、润滑设计 （ 1） 普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。 27 （ 2） 飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为 8米 /秒，贱油件浸油深为 10 20毫米（不大于 2 3倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度 过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。 （ 3） 进油量的大小和方向 回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。 箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。 （ 4） 放油孔 应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。 （ 5） 防止或减少机床漏油 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 轴与法兰盖 的间隙要适当，通常直径方向间隙 1 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为 3 5毫米。 2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。 28 第 6 章 主轴箱结构设计及说明 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 0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： 1 布置传动件及选择结构方案 。 2 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。 3 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。 开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 错误 !未找到引用源。 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外 径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在 29 其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。
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