18级6136机床主轴箱设计18级6136机床主轴箱设计

C6136 型机床主轴箱课程设计说明书系 别： 机 械 系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机自 081 姓 名： 方志微 学 号： 08 指导老师： 季晓明 C6136 机床主轴传动箱课程设计1目录一、设计目的 2二、机床主要技术要求 2三、确定结构方案 2四、运动设计 24.1 确定极限转速 24.2 拟订结构式 34.3 绘制转速图 34.4 确定齿轮齿数 .44.5 验算主轴转速误差： .54.6 绘制传动系统图 .5五、动力设计 65.1 V 带的传动计算 .65.2 各传动轴的估算 75.3 齿轮模数确定和结构设计： 85.4 摩擦离合器的选择与计算： 95.5 结构设计 10六、齿轮强度校核 126.1、各齿轮的计算转速 .126.2、齿轮校核 .12七、主轴刚度校核 14八、主轴最佳跨度确定 158.1 计算最佳跨度 158.2 校核主轴挠度 158.2 主轴图：（略）见附图 2.15九、各传动轴支持处轴承选用 15十、键的选择和校核 161）、轴 IV 的传递最大转矩 16十一、润滑与密封 16十二、总结 16十三、参考文献 17十四、附 17C6136 机床主轴传动箱课程设计2一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。可使我们学会理论联系实际的工作方法，培养独立工作的能力；学会基本的设计的方法；熟悉手册、标准、资料的运用；加强机械制图、零件计算、编写技术文件的能力，学会设计说明书的编写。为接下去的毕业设计、毕业论文积累经验。二、机床主要技术要求1车床类型为 C6136 型卧式车床。2床身上最大工件回转直径：360mm3刀架上的最大回转直径：190mm4 主轴通孔直径：40mm5主轴前锥孔：莫式 5 号6最大加工工件长度：900mm7主电动机功率为 5.5kw 改 48确定公比： =1.269转数级数：Z=18三、确定结构方案1 主轴传动系统采用 V 带、齿轮传动；2传动形式采用集中式传动；3主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；4变速系统采用多联滑移齿轮变速。四、运动设计4.1 确定极限转速根据工况，确定主轴最高转速有采用 YT15 硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用 W16Cr4V 高速钢刀车削铸铁件获得。= =maxninmax10dvmin159240r1inzRi3.maxrn根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为 1600r/min，最低转速为 31.5r/min电动机选用 Y132S-4 型电动机额定功率为 5.5KW，额定转速为 1440r/min。C6136 机床主轴传动箱课程设计34.2 拟订结构式1）确定变速组传动副数目：传动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，为实现 18级主轴转速变化的传动系统可以以下多种传动副组合： 18=332 18=3 23 18=2 33 等18 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能，应满足前多后少的原则，主轴上的传动副数主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。综上所述，传动式为 18=3322）确定变速组扩大顺序：18=332 的传动副组合，在降速传动中，为防止齿轮直径过大而径向尺寸，常限制最小传动比在升速时为防止产生过大的噪声和震动常限制最大转速比 。在主传动链任2imax一传动组的最大变速范围 。根据前密后疏的原则，初选结构式108)/(Rminax如下：93128在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组，第二扩大组的变速范围是:，其中132RPx2P6X2.，所以 ，符合要求1086.-94.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据条件电动机选用Y132S-4 型笼式三相异步电动机，其满载转速 1440 r/min。分配总降速传动比总降速传动比 不符合转速数列标准，因而需增加一定传 动副 71.450.3mindC6136 机床主轴传动箱课程设计4确定传动轴轴数传动轴轴数=变速组数+ 定比传动副数+1=3+1+1=5确定各级转速并绘制转速图由 z = 18 确定各级转速：min/5.31rnmi26.11600、1250、1000、800、630、500、400、315、250、200、160、125、100、80、63、50、40、31.5r/min。931284.4 确定齿轮齿数在保证输出的转速准确的前提下，应尽量减少齿轮齿数，是齿轮结构尺寸紧凑。齿轮齿数的确定原则：实际转速 与标准转速 n 的相对转速误差 为：nn%101 n齿轮副的齿数和 ；120zS满足结构安装要求，相邻轴承孔德壁厚不小于 3mm。当变速组内各齿轮副的齿数和不相等时，齿数和的差不能大于 3。利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组齿数和 72 90 95齿轮 1z23z45z67z89z10z123z145z16齿数 36 36 32 40 28 44 45 45 30 60 18 72 63 32 19 76C6136 机床主轴传动箱课程设计54.5 验算主轴转速误差：主轴各级实际转速值用下式计算： 32121udnE式子中 u1、u2、u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比， 取 0.05。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：其中 n为主轴标准转速。转速误差表主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9标准转速 31.5 40 50 63 80 100 125 160 200实际转速 31.8 40 50 63.6 80 100 127.3 160 200转速误差% 0.95 0 0 0.95 0 0 1.84 0 0主轴转速 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18标准转速 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600实际转速 250.6 315 393.8 501.1 630 787.5 1002.3 1260 1575转速误差% 0.24 0 1.55 0.2 0 1.6 0.23 0.8 1.56转速误差满足要求。4.6 绘制传动系统图%10n-C6136 机床主轴传动箱课程设计6smn/3.106451.306DV1 49.28.096)4.012(5K)P(La0c 120.75.aD18012m806La00865m1604)1527()10(24.3)L20220aDa五、动力设计5.1 V 带的传动计算电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=5.5kw,传动比 i=1.8，两班制，一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。1） 、选择 V 带型号 ， （P电动机额定功率， 工作情况系数）KWPKa05.6.1c aK查机械设计 ，得应选择 B 型带确定带轮的计算直径 ， 2为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径不能过小，即 ，min1D查机械设计表 8-6 和表 8-8 得：小带轮基准直径 =150mm,大带轮基准直径 ，由表 8-8 取 =270mmi782 22） 、确定 V 带速度按公式 ,5m/minV25m/min,故合适3） 、初步确定中心距根据经验公式 ，即 294mm 840mm）（）（ 21021a7. 0a初步确定中心距 =60004） 、V 带的计算基准长度由机械设计表 8-2 选带的基准长度 L=2000mm。5） 、确定实际中心距 a6） 、验算小带轮包角,主动轮上的包角合适。7） 、确定 V 带条数传动比： 查机械设计表 8-4a 和表 8-4b 得： .i,kw40Pk19.2查表 8-5 得： ，查表 8-2 得：8Ka 8.则：C6136 机床主轴传动箱课程设计7NqvKzac17595.1809.523.061.P5F20 所以取 Z=3 根8） 、计算预紧力 查机械设计表 8-3 得： q=0.18kg/m 9） 、计算压轴力NZ7.10462.7sin152sinF10p 5.2 各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。1） 、主轴计算转速主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即：min/1026.531n38mi rZ2） 、其余各轴的计算转速n=125r/min, n=500r/min, n=800r/min3） 、各轴最小直径的确定：实心轴 ： 空心轴：mnP03Ad 4301AdnP其中： P电动机额定功率系数，可查表得到0该传动轴的计算转速6.5轴： ,K=1.06,A=1209.1取： 22 m3.208.0d3轴： ，996.2取：258.23501d3轴： 909.3C6136 机床主轴传动箱课程设计8取：36m08.341259.0d3轴： 75.4取：4016.30.-10d435.3 齿轮模数确定和结构设计：参考金属切削机床课程设计指导书中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数：m = 32 ZnNj3式中 N 该齿轮传递的功率（ KW） ；Z 所算齿轮的齿数； 该齿轮的计算转速（ r/min） 。j同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（ ）最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值Znj作为该变速组齿轮的模数。第一变速组中：，齿轮齿数为 36 的 值最小，其计算转速为kw28.596.05N1电 Znj500r/min。计算得：m =2.13mm ，取标准模数 m=2.5 mm。第二变速组中：,齿轮齿数为 45 的 值最小，其计k07.98212 j算转速为 125r/min。计算得：m = 3.09 mm，取标准模数 m=3.5 mm；第三变速组中：，齿轮齿数为 19 的 值最小，其计算转kw2.4.097.5N23 Znj速为 125r/min计算得：m = 3.96mm ,取标准模数 m=4 mm；C6136 机床主轴传动箱课程设计9标准齿轮： 25.0,1h20ca，齿轮具体参数见下表：齿轮 齿数 Z 模数 m分度圆 d齿顶圆 a齿根圆 fd齿宽 b1 36 2.5 90 95.5 83.75 252 36 2.5 90 95.5 83.75 203 32 2.5 80 85.5 73.75 254 40 2.5 100 105.5 93.75 205 28 2.5 70 75.5 63.75 256 44 2.5 110 115.5 103.75 207 45 3.5 157.5 164.5 148.75 358 45 3.5 157.5 164.5 148.75 309 30 3.5 105 112 96.25 3510 60 3.5 210 217 201.25 3011 18 3.5 63 70 54.25 3512 72 3.5 252 259 243.25 3013 63 4 252 260 242 3514 32 4 128 136 118 4015 19 4 76 84 66 4016 76 4 304 312 294 355.4 摩擦离合器的选择与计算：1） 、确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径 d 来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数 是外片内径 D1 与内片外径 D2 之比，即21D一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(26)=30+4=34mm;机床上采用的摩擦片 值可在 0.570.77 范围内，此处取 =0.6，则内摩擦片外径 D2=57mm。1D6.034按扭矩确定摩擦离合面的数目 Z： mVKfPTK)D-(1023cC6136 机床主轴传动箱课程设计10其中 T 为离合器的扭矩 =9550 =9550 =84.9Nmm；KTcnPjd3.1*805K安全系数，此处取为 1.3；P摩擦片许用比压，取为 1.2MPa；f摩擦系数，查得 f=0.06；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为 1.35；结合次数修正系数，查表为 1；m将以上数据代入公式计算得 =9.38 圆整为整偶数 12，离合器内外摩擦片总数ZKi=Z+1=13。2） 、计算摩擦离合器的轴向压力 Q：Q=SPKV =1256*1.2*1.3 =1959.36（N ）摩擦片厚度 b = 1，1.5，1.75，2 毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4）mm。3） 、反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率 Pk 一般为额定功率 Pd 的 2040%，取 Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为 Pk = 2.2KW，代入公式计算出 Z5.7，圆整为整偶数 6，离合器内外摩擦片总数为7。5.5 结构设计1） 、带轮结构设计：、带轮的材料常用的 V 带轮材料为 HT150 或 HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料，本机床选用材料为 HT200。、带轮结构形式根据 V 带计算，选用 3 根 A 型 V 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V 带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径 （d 为安装d5.2带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当 可以采用腹板式，md30时可以采用孔板式，当 时，可以采用mdDmd10,301同 时 轮辐式。带轮宽度： 。fezB789215)(2)( 分度圆直径： 。d4D=90mm 是深沟球轴承 6210 轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。、V 带轮的论槽V 带轮的轮槽与所选的 V 带型号向对应，见【4】表 8-10mmd与 相对应得 槽型 dbminahinfeminfo32o4o36o8A 11.0 2.75 8.7 3.0159 18 1V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V 带工作面夹角发生变化。为了使 V 带的工作面C6136 机床主轴传动箱课程设计11与大论的轮槽工作面紧密贴合，将 V 带轮轮槽的工作面得夹角做成小于 。o40V 带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 。minifah和轮槽工作表面的粗糙度为 。2.36.1R或、V 带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。921.357TGB2） 、主轴换向与制动机构设计：本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有 4 个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。制动器安装在轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。3） 、齿轮块设计：机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。轴采用的花键分别为：轴：626306轴间传动齿轮精度为 8778b，轴间齿轮精度为 7667b。轴承的选择：为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用 E 级精度。4） 、主轴组件：本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为 C 级精度，后轴承为 D 级精度5） 、润滑系统设计：主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为 65mm 左右，甩油环浸油深度为 10mm 左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。6） 、密封装置设计：轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。C6136 机床主轴传动箱课程设计12故 合 适,8.923.15.7081.6.2437.509bmKFYMpatsaF78.124.051KFavA 4.1,/0.5,87013.62F FaHt4t KmNbKNdTA 取 4.1,/102.8541F,40512.F FaHtt KmNbKNdTA 取六、齿轮强度校核6.1、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。1） 、第一变速组中，32/40 只需计算 z = 28 的齿轮，计算转速为 800r/min；2） 、第二变速组计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 400r/min；3） 、第三变速组应计算 z = 19 的齿轮，计算转速为 125r/min。6.2、齿轮校核校核 a 传动组齿轮，只需校核齿数 28 的强度。 mNn 466 103.68/2.510.9/P105.9T由机械设计查得： dv 7b，.,.FH动载系数：查表 10-5 得： 9.Y,62.sFa齿轮弯曲疲劳强度极限 pE取安全系数 s=1.3校核 b 传动组齿轮：只需校核齿数 18 的强度 n 566 0.4/.5.9/P105.9由机械设计查得： dv，8K,4FHC6136 机床主轴传动箱课程设计138.124.051KFavA动 载 系 数 ： 故 合 适,842.513408.1.92734.50bmKFYMpatsaF 1.,/106.872130F,13072.4FFaHt5t KmNbKNdTA 取5.6.KFavA动 载 系 数 ： 故 合 适,842.64713059274.50bmKFYMpatsaF查表 10-5 得 .Y,91.2sFa齿轮弯曲疲劳强度极限 pE4F取安全系数 s=1.3校核 c 传动组齿轮：只需校核齿数 19 的强度 7./9.5.9/P105.9T 566 mNn由机械设计查得： dv 2b01，.,.FH查表 10-5 得 5.Y,9.sFa齿轮弯曲疲劳强度极限 pE4F取安全系数 s=1.3C6136 机床主轴传动箱课程设计14N170FP7.63.5218.620431.dW2trtrtDTm径 向 力 ：圆 周 力 ：Lj jPDTmNnd DdbDMPaWTM5.0,/2PMn P1095TTzb m32z32dWm-132d 5.0rt2yx 43243403bb22 ：直 齿 圆 柱 齿 轮 的 径 向 力 为 齿 节 圆 直 径齿 轮 的 圆 周 力 ： 的 最 大 弯 矩圆 周 力 ， 径 向 力 所 引 起该 轴 上 的 主 动 被 动 轮 的该 轴 的 计 算 转 速该 轴 传 递 的 最 大 功 率 矩 ：在 危 险 断 面 上 的 最 大 扭花 键 轴 键 数花 键 轴 键 宽 ；花 键 轴 外 径 ；花 键 轴 内 径 ；其 中 ： ）（：花 键 轴 的 抗 弯 断 面 系 数 ）（空 心 轴 ： ）（实 心 轴 ： 面 系 数轴 的 危 险 断 面 的 抗 弯 断素中 和 载 荷 循 环 特 性 等 因许 用 应 力 ， 考 虑 应 力 集 七、主轴刚度校核由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常采用复合应力公式进行计算。轴材料选用 45 钢，调质处理，由表查得：轴许用应力 ，60MaRb轴的校核： 0.6T41Nm36.8017LFM5C6136 机床主轴传动箱课程设计15故 该 主 轴 合 格,/2095.87.6.1K. /7.526910384.1038644.0.As 222B mNmNlaAB mNB 85.4.6cos035.1.2964K2091069153103K244244 Aiesald根 据 公 式 ：符 合 要 求,51104.8736.W57.0M252b b轴、轴的校核如上，经校核符合要求。八、主轴最佳跨度确定8.1 计算最佳跨度前支撑为圆锥孔双列圆柱滚子轴承和推力球轴承，后支撑为圆锥孔双列圆柱滚子轴承。L=7808.2 校核主轴挠度 5.6905dei对于机床刚度要求，取阻尼比 0.当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时， 8.,/cbD%20bmaxli取 0,73ax加 上 悬 伸 量 共 长L8.2 主轴图：（略）见附图 2九、各传动轴支持处轴承选用轴：30205-圆锥滚子轴承 30000 型 25、6205- 深沟球轴承 60000 型 25轴：30205-圆锥滚子轴承 30000 型 25轴：30207-圆锥滚子轴承 30000 型 35轴：前端：NN 3017 K-圆锥孔双列圆柱滚子轴承 8551117-推力球轴承 51000 型 85后端：NN 3011 K-圆锥孔双列圆柱滚子轴承 55C6136 机床主轴传动箱课程设计16十、键的选择和校核1） 、轴 IV 的传递最大转矩 m107.58/9.02.4105.9/P05.9T66 Nn 由挤压强度条件： ppTdhl式中：T转矩；d轴径；h键的高度；l 键的工作长度查表取许用挤压应力为260/pNm，采用 B 型键轴径键处 d=63mm查表得 b=18mm h=10mm 取键长 L=45mm。满 足 要 求,/5.4910637.542p pdhlT十一、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 0.10.3m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。十二、总结机床产品设计是设计人员根据市场，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。C6136 机床主轴传动箱课程设计17十三、参考文献【1】陈立德主编 机械制造装备设计课程设计 高等教育出版社 2007.11【2】李庆余、孟广耀主编 机械制造装备设计 机械工业出版社 2008.7【3】 濮良贵、名纪刚主编 机械设计 第八版 高等教育出版社 2007.8【4】殷玉枫主编 机械设计课程设计手册 高等教育出版社 2006.6【5】张彤、樊红丽主编 机械制图 北京理工大学出版社 2006.7【6】何萍主编 金属切削机床概论 北京理工大学出版社 2008.2【7】范思冲主编. 画法几何及机械制图 机械工业出版社,2005.7十四、附1） 、机床主轴箱展开图2） 、主轴零件图3） 、反向齿轮零件图