机械制造装备设计

机械制造装备设计课程

设计

文件编码（008-TTIG-UTITD-GKBTT-PUUTI-WYTUI-8256）

安徽航空航天大学

机械制造装备设计

课程设计

姓名：

班级：

学号：

指导老师：

目录

一、前言……………………………………………………………………3

二、运动设计

1.确定各运动参数…………………………………………………………4

2.确定结构式………………………………………………………………5

3.确定转速图………………………………………………………………6

4.确定齿轮齿数………………………………………………………………8

5.带传动的设计（V型）……………………………………………………9

6.计算转速…………………………………………………………………11

7.验算主轴的转速误差

n

…………………………………………………11

8.传动系统图的绘制………………………………………………………12

三、动力设计

1.电机的选择………………………………………………………………13

2.各轴的传递功率…………………………………………………………13

3.确定各齿轮的模数………………………………………………………14

4.确定各轴直径……………………………………………………………19

四、结构设计

1.设计主轴组件……………………………………………………………20

2.主轴的验算……………………………………给女朋友的一封信 …………………………20

五、结束语……………………………………………………………………22

六、参考文献…………………………………………………………………23

《机械制造装备设计》课程设计任务书

设计题目：C6135型普通车床主运动传动系统设计

专业：

班级：

学号：

姓名：

指导教师：

教研室主任：

一、前言

1.设计目的

机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及专业课的基础上，结合机床

主传动部件（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。

（1）.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零

件计算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。

（2）.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。

（3）.训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和

规范，编写技术文件等。

2.完成的内容

机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机

床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练

最大工件回转直径是350mm普通车床主轴变速箱设计

一、运动设计

1．确定各运动参数

2．确定结构式

3．绘制转速图

4．确定齿轮齿数

5．绘制传动系统图(转速图与传动系统图绘在同一张图纸)

二、动力设计

1．确定主电动机功率

2．确定各轴的直径

3．确定各齿轮的模数

三、结构设计

1．设计主轴组件

2．主轴组件的验算

3．绘制主轴组件装配图(1号图纸)

四、编写设计说明书(不少于20页)

五、答辩。

二、运动设计

1.确定各运动参数

（1）确定极限切削速度

max

V和

min

V。

根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要求考虑：工序种类、工艺要

求、刀具和工件材料等因素。查《机床设计指导》有，允许的切削速度参考值

如下：

加工条件

max

V

（m/min）

min

V

（m/min）

硬质合金刀具粗加工铸铁工件30-50

硬质合金刀具半精或精加工碳钢工

件

150-300

螺纹（丝杆等）加工和铰孔3-8

取

max

V=200m/min，

min

V=5m/min。

（2）确定主轴的转速、公比及变速范围。

1）主轴的最大极限转速

max

n=

min

max

d

V1000



式中，查《机床设计指导》有，

min

d按经验公式（）D

取==；

求得，主轴的最大极限转速

max

n=1455m/min。

2）主轴的最小极限转速

min

n=

max

min

d

V1000



式中，查《机床设计指导》有，

max

d考虑车螺纹和铰孔时，其加工最大直

径应根据实际加工情况选取和50mm左右；取

max

d=50mm；

求得，主轴的最小转速

min

n=m/min。

3）车床的变速范围R

R=

min

max

n

n

=

4）确定公比



。

取机床的变速级数为Z=12级，

由公式R=1Z，得



=，取标准值



=.

5）主轴的各级转速

各级转速可直接从《机床设计指导》的标准转速列表中查出，标准数列表

给出了以



=1—10000的数值，因为



==606.1，从表中找到

max

n=1500r/min，就

可以每隔5个数值取出一个数，从而得出十二级转速分别为：1500r/min、1060

r/min、750r/min、

530r/min、375r舞美效果图 /min、265r/min、190r/min、132r/min、95r/min、67

r/min、

r/min、r/min。

2.确定结构式

（1）确定传动顺序

1）此次设计的c6135车床为12级，故有以下几种传动方案：

2）对方案进行比较

第1、第2种有四联滑移齿轮，如果采用四联滑移齿轮的话，话大大增大

了主轴箱的轴向尺寸，故不采用第1、第2种方案；

也是从结构方面考虑，第5种的轴向尺寸都会比第3第4种的大；下面就

第3第4种方案进行比较，从而选取最终方案。

对于第3种方案，严格浪漫词语 遵循了“前多后少”的设计原则，把尽可能多的传动

副置于前面，让尽可能多传动副处于较高速的状态，这样就可以尽量减轻它们的

受力情况，从而可以减小其尺寸，从而减少整体尺寸；

对于第4种方案，没有遵循了“前多后少”的设计原则，但是由于采用第3

种方案的话，会增大轴



的轴向尺寸；为了使轴



的轴向尺寸不至于太长，把二联

滑移齿轮放在轴



，三联滑移齿轮放在轴



；这样的话可以使轴



的尺寸不太大，

又可以使较多的传动副放在相对高速的位置。

对于第3第4种方案都是相对其他几种比较好的方案，基于不同方面的考

虑，可以选择其中一种；在本次设计中，选择第4种方案进行计算。

3）最终确定的传动方案为232124。

（2）确定扩大顺序

传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致；

本设计扩大方案设计为

613

23212。因为轴



上有离合器，为避免离合器

干涉齿轮啮合，必须使其中一个齿轮的齿根圆直径大于离合器的最大直径。故采

用此扩大顺序

613

23212

（3）此次设计的车床的结构式为

613

23212。

（4）绘制结构图

3.确定转速图

（1）电动机转速的确定

根据本设计车床的12级转速，

max

n=1500r/min；要使电动机的转速与主轴的

最高转速相近，以避免过大的升速或降速；根据电动机的转速标准，取电动机的

额定转速

m

n=1440r/min；

（2）确定



轴的转速

查《机床设计指导》有，车床的



轴的转速一般取700--1000r/min左右比

较合适，故在本设计车床中，取



轴的转速



n=750r/min；

（3）分配传动比

1）分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比

max

u



2，最小传动比

min

u

4

1



传动比过大，引起振动和噪音，传动比过小，使

动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。

2）由传动比限制原则，得出极限级比指数表：

级比指数极限值

x值

4

11

i

x

max





4

‘x值2

1

i

x

min





2

3）根据“前缓后急”原则，先确定各个变速组的最小传动线；从



轴的

750r/min转速传到主轴的r/min，相差9格，相当于级比指数为9；

总共有3个变速组；93=3；由“前缓后急”原则分配三格给中间变速组，

分配两格给第一变速组，分配四格给第三变速组；

然后，对于其他传动线，结合结构图可相应得出；

4）综上所述，得出各传动线的传动比：

传动

组

传动比

电机—



—



—



—

V

i

0

i132:25

a1

i1:2

1b

i19:53

c1

i1:

公

0

a2

i7:5

b2

i1:2



b3

i5:7

4



c2

i2:

1

（4）转速图的绘制：

4.确定齿轮齿数

（1）确定齿轮齿数应该注意以下几类：

1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距使机床结构庞大

一般推荐齿轮数和S

Z

为60～100；

2）不产生根切最小齿轮

min

Z18～20；

3）保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根园到键槽的壁厚



2mm一般

取



5mm则

m

T

Z

2

5.6

min

；

4）三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4；避免齿轮右左移动时齿轮

右相碰，能顺利通过。

（2）在一个变速组中，主动齿轮的齿数用

j

Z表发烧的前兆 示，从动齿轮的齿数用jZ‘表

示，

j

Z+jZ‘=

zj

S，则传动比

j

i为

j

i=

j

j

Z

Z

‘

=

j

j

b

a

式中，

jj

ba、为互质数，设

ojjj

Sba

oj

zj

jjS

S

aZ

oj

zj

j

jS

S

bZ‘

由于

j

Z是整数，

zj

S必定能被

oj

S所整除；如果各传动副的的齿数和皆为

z

S，则

z

S

能被

o1

S、

o2

S、

o3

S

所整除，换言之，

z

S是

o1

S、

o2

S、

o3

S的公倍数。所以确定齿轮的齿数时，应在

允许的误差范围内，确定合理的

jj

ba、，进而求得

o1

S、

o2

S、

o3

S，并尽量使

o1

S、

o2

S、

o3

S的最小公倍数为最小，最小公倍数用

o

S表示，则

z

S必定为

o

S的整数倍。

设

z

S=k

o

S，k为整数系数。然后根据最小传动比或最大传动比中的小齿轮确定k

值，确定各齿轮的齿数。

（3）第一变速组

已知

2

1

i

a1

、

5

7

i

a2

，则有

两对齿轮的齿数和分别为

a1

S=3、

a2

S=12；最小公倍数

a

S=12；则齿数和为

z

S=12k。最小齿数发生在

a1

i中，则5k17k4k12

3

1

Z

a1

，；取k=6，得

z

S=72，第一对齿轮的齿数24Z

a1

、48Za1‘，第二对齿轮的齿数

42S

12

7

Z

za2

、30Za2‘。

（4）第二变速组

已知

53

19

i

b1

、

2

1

i

b2

，

7

5

i

b3

则有

三对齿轮的齿数和分别为

b1

S=72、

b2

S=3、

b3

S=12；最小公倍数

b

S=72；则齿

数和为

z

S=72k。最小齿数发生在

b1

i中，则1k17k19k72

72

19

Z

b1

，；取

k=1，得

z

S=72，第一对齿轮的齿数19Z

b1

、53Zb1‘，第二对齿轮的齿数

24S

3

1

Z

zb2

、48Zb2‘、30S

12

5

Z

zb3

、42Zb3‘。

（5）第三变速组

已知

4

1

i

c1

、

1

2

i

c2

，则有

两对齿轮的齿数和分别为

c1

S=5、

c2

S=3；最小公倍数

c

S=15；则齿数和为

z

S=15k。最小齿数发生在

c1

i中，则7.5k17k3k15

5

1

Z

c1

，；取k=7，得

z

S=105，第一对齿轮的齿数21Z

c1

、84Zc1‘，第二对齿轮的齿数

70S

3

2

Z

zc2

、35Zc2‘。

5.带传动的设计（V型）

已知：电机额定功率kw5.7P

m

，额定转速r/m1440n

m

，



轴的转速

r/min750n



，两班制工作。

（1）确定计算功率

ca

P

公式

mAca

PKP

查《机械设计》教程表8-7，得

A

K=，则

mAca

PKP=9kw；

（2）选择V带带型

查《机械设计》教程图8-11，选取B型

（3）选择小带轮的基准直径

1

d

根据V带的带型，参考《机械设计》教程表8-6和表8-8确定小带轮的基准

直径

1

d=132mm；

（4）确定大带轮的基准直径

2

d

公式）（1did

102

0

i—电机到



轴的传动比；

1

d—小带轮的基准直径；



—根据《机械设计》教程，取；

计算结果为）（1did

102

=248mm；查《机械设计》教程表8-8，取

2

d=250mm。

（5）验算带速V

V带的速度V=

100060

nd

m1





=s；

由此得

25m/sV5

；验算合格；

（6）确定V带的基准长度

d

L

1）初定两带轮的中心距

0

a

查《机械设计》教程，得

0

a=（）（

1

d+

2

d），取

0

a=500mm。

2）计算初定中心距

0

a相应的带长

ca

L

0

2

12

210caa4

d-d

dd

2

a2L

）（

）（



=1607mm；

查《机械设计》教程表8-2，取

d

L=1600mm。

（7）确定两带轮的中心距a

由公式a=

2

L-L

acad

0

计算出实际中心距a=。

（8）验算小带轮上的包角

1



由公式

a

d-d

3.5718012

1

计算出120166

1

；

验算合格。

（9）计算V带的根数Z

公式

L

KKPP



）（

00

ca

P

Z





式中，

0

P—单根V带的基本额定功率，查《机械设计》教程表8-4a取

0

P=；

0

P—单根V带额定功率的增量，查《机械设计》教程表8-4b取

0

P=；



K—包角修正系数，查《机械设计》教程表8-5取



K=；

L

K—带长度系数，查《机械设计》教程表8-2取

L

K=；

计算结果Z=；取整Z=4；V带的根数为4根。

6.计算转速

变速传动中传动件的计算转速，可根据主轴的计算转速和转速图确定。确定

传动轴的计算转速时，先确定主轴的计算转速，再按传动顺序由后往前依次确

定，最后确定各传动件的计算转速。

（1）主轴的计算转速为公式1

3

Z

1V

nn





式中，

1

n—第一级的转速；

Z—机床的转速级数；

计算出，主轴的计算转速为95r/min；

（2）各传动轴的计算转速

主轴的计算转速是轴



经21/84的传动副获得的，此时轴



相应的转速为

375r/min，但变速组c有两个传动副，轴



转速为最低转速132r/min时，通过

70/35的传动副可使主轴获得转速265r/min>95r/min，则应能传递全部功率，

所以轴



的计算转速为132r/min，轴



的计算转速时通过轴



最低转速

375r/min获得，所以轴



的计算转新业务 速为375r/min。同样，轴



的计算转速为

750r/min。

轴主轴

计算转

速

750r/min375r/min132r/min95r/min

7.验算主轴的转速误差

n



（1）已知：

传动

组

传动比

电机—



—



—



—

V

i=



a1

i



a2

i



1b

i



b2

i



b3

i



c1

i



c2

i2

（2）计算误差

n1

=（

1

n-

m

n

0

i

a1

i

1b

i

c1

i）

1

n100%=%

n2

=（

2

n-

m

n

0

i

a1

i

2b

i

c1

i）

2

n100%=2%

n3

=（

3

n-

m

n

0

i

a1

i

3b

i

c1

i）

3

n100%=%

n4

=（

4

n-

m

n

0

i

a2

i

1b

i

c1

i）

4

n100%=%

n5

=（

5

n-

m

n

0

i

a2

i

2b

i

c1

i）

5

n100%=%

n6

=（

6

n-

m

n

0

i

a2

i

3b

i

c1

i）

6

n100%

=2%

n7

=（

7

n-

m

n

0

i

a1

i

1b

i

c2

i）

7

n100%

=%

n8

=（

8

n-

m

n

0

i

a1

i

2b

i

c2

i）

8

n100%

=%

n9

=（

9

n-

m

n

0

i

a1

i

3b

i

c2

i）

9

n100%

=%

n10

=（

10

n-

m

n

0

i

a2

i

1b

i

c2

i）

10

n100%

=%

n11

=（

11

n-

m

n

0

i

a2

i

2b

i

c2

i）

11

n100%

=%

n12

=（

12

n-

m

n

0

i

a12

i

3b

i

c2

i）

12

n100%

=%

（3）转速误差允许值为4.1%%101）（

本设计机床的十二级转速误差均在误差允许值范围内；

转速验算合格。

8.传动系统图的绘制

三、动力设计

1.电机的选择

合理的确定电动机的功率，使车床既能充分发挥其使用性能，满足生产要

求，又不致使电动机经常轻载而降低功率因素。

本设计车床典型重切削条件下的用量：

刀具材料：YT15

工件材料：45号钢

切削方式：车削外圆

参照《机床设计指导》选取：切削深度

p

a=；进给量f=r；

切削速度v=95m/min。

1）主切削力：75.0

pc

fa1900F

=3187N

2）切削功率：

61200

VF

Pc

切

=

3）电动机功率：

总

切



P

P

轴承齿轮

总

63

V

4=

计算得：

总

切



P

P=；

4）查《机械设计手册》，取电机型号为：Y132M-4；电机额定功率

m

P=；

电机的额定转速

m

n=1440r/min。

2.各轴的传递功率

对于



轴，kwPV

m

37.696.05.7P44•





对于



轴，

kwPV

m

06.699.097.096.05.7P2424•••



轴承

齿轮



对于



轴，kwPV

m

76.599.097.096.05.7P424424•••



轴承齿轮幼儿教师年度总结

对于

V

轴，kwPV

m

47.599.097.096.05.7P634634

v

•••



轴承齿轮

3.确定各齿轮的模数

采用8级精度的圆柱直齿轮；大齿轮用45号钢（调质），硬度为240HBS；

40

Cr

（调质），硬度为280HBS.

（1）估算模数

1）按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮

各公园设计图 参数都已知后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。

齿轮弯曲疲劳的估算：

式中，P—小齿轮所在轴的传递功率，kw；

Z—小齿轮的模数，mm；

n—小齿轮的计算转速，r/min。

齿轮齿面点蚀的估算：

式中，P—小齿轮所在轴的传递功率，kw；

Z—小齿轮的模数，mm；

n—小齿轮的计算转速，r/min；

z

S—小齿轮所在传动副的齿数和。

求出

j

mm、



后，取的模数要比两者大。

2）对于

48

24

的传动副，齿轮弯曲疲劳的估算：

75024

6.37

32m







=

齿轮齿面点蚀的估算：

72

750

6.37

740

m

3

j



=

对于

30

42

的传动副，

齿轮弯曲疲劳的估算：

060103

6.06

32m







=

齿轮齿面点蚀的估算：

72

1060

6.06

740

m

3

j



=

取

48

24

和

30

42

的传动副的齿轮的模数m=3。

3）对于

53

19

的传动副，

齿轮弯曲疲劳的估算：

75391

6.06

32m







=3

齿轮齿面点蚀的估算：

72

375

6.06

740

m

3

j



=

对于

48

24

的传动副，

齿轮弯曲疲劳的估算：

37524

6.06

32m







=

齿轮齿面点蚀的估算：

72

375

6.06

740

m

3

j



=

对于

42

30

的传动副，

齿轮弯曲疲劳的估算：

37530

6.06

32m







=

齿轮齿面点蚀的估算：

72

375

6.06

740

m

3

j



=

取

53

19

、

48

24

和

42

30

的传动副的齿轮的模数m=4。

4）对于

84

21

的传动副，

齿轮弯曲疲劳的估算：

32121

5.76

32m







=

齿轮齿面点蚀的估算：

105

132

5.76

740

m

3

j



=

对于

35

70

的传动副，

齿轮弯曲疲劳的估算：

9553

5.47

32m







=

齿轮齿面点蚀的估算：

105

95

5.47

740

m

3

j



=

取

84

21

和

35

70

的传动副的齿轮的模数m=5。

（2）齿数的验算

1）根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

式中，P—计算齿轮（小齿轮）的传递的额定功率，kw；

n—计算齿轮的计算转速，r/min；

m

—齿轮系数，常取6-10，这里取8；

Z—计算齿轮的齿数；

i—大齿轮与小齿轮的齿数比；“+”用于外啮合，“-”用于内啮

合；

s

K—寿命系数，

qNnTs

KKKKK

；当

maxs

KK时，取

maxs

KK；

当

mins

KK时，取

mins

KK；

T

K—工作期限系数，m

0

TC

nT60

K；齿轮在接触和弯曲交变载荷下的

疲劳曲线指数m和基准循环次数

0

C查《机床设计指导》表3；预定的齿轮工作期

限T，中型机床取T=h，这里取20000；

n近代历史人物 —齿轮的最低转速，r/min；

n

K—转速变化系数，查《机床设计指导》表4；

N

K—功率利用系数，查《机床设计指导》表5；

q

K—材料强化系数，查《机床设计指导》表6；

1

K—工作情况系数，中等冲击的主运动，

1

K=—，这里取；

2

K—动载荷系数，查《机床设计指导》表8；

3

K—齿向载荷分布系数，查《机床设计指导》表9；

Y—齿形系数，查《机床设计指导》表10；



j





、—许用弯曲、接触应力，Mpa；查《机床设计指导》表11；

2）对于

48

24

的传动副，

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j5076502428

37.66.013.125.112

16300m







）（

=3

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

275507842.024

37.68.013.11.25

275m









=

对于

30

42

的传动副，

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j10606004.1308

06.66.015.125.114.1

16300m







）（

=

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22010608444.003

06.68.015.11.25

275m









=2

经过验算，取传动副

48

24

和

30

42

的齿轮的模数为3。

3）对于

53

19

的传动副，

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j3756508.2198

06.66.013.125.118.2

16300m







）（

=

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

2753758386.019

06.68.013.11.25

275m









=3

对于

48

24

的传动副，

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j3756502248

06.66.013.125.112

16300m







）（

=2

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

275375842.024

06.68.013.11.25

275m









=

对于

42

30

的传动副，

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j3756504.1308

06.66.013.125.114.1

16300m







）（

=

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

2753758444.020

06.68.013.11.25

275m









=

经过验算，取传动副

5毒案 3

19

、

48

24

和

42

30

的齿轮的模数为。

4）对于

84

21

的传动副，根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j1326504218

76.56.01125.114

16300m







）（

=

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

27513284.021

76.58.0111.25

275m









=

对于

35

70

的传动副，

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

3

22

j2656002358

47.56.01125.112

16300m







）（

=

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

3

220265846.030

47.58.0111.25

275m



黑咖啡作用





=

经过验算，取传动副

84

21

和

35

70

的齿轮的模数为5。

4.确定各轴直径

（1）对于一般传动轴的直径的估算

一般轴的材料选取45号钢；

公式

4

n

P

91d





式中，P—该轴的输入功率，kw；

n—该轴的计算转速，n/min；

—允许扭转角，查《机床设计指导》P32的表选取，本设计取=；

1）对于



轴，

4

25.1750

6.37

91d



=26mm；最小轴段直径mm32d

min

；

取



轴轴承处的轴颈的直径d=40mm；

2）对于



轴，

4

25.1375

6.06

91d



=30mm；

取



轴轴承处的轴颈的直径d=35mm；

3）对于



轴，

4

25.1132

5.76

91d



=39mm；

取



轴轴承处的轴颈的直径d=45mm；

（2）主轴直径的确定

查李庆余主编的《机械制造装备设计》，取主轴的前轴承轴颈的直径

1

D=90mm；

后支撑轴承的轴颈的直径

12

D9.07.0D）（，取

2

D=70mm

四、结构设计

1.设计主轴组件

（1）主轴上的轴承的选择

在配置轴承时，应注意以下几点：

1）每个支撑点都要能承受径向力；

2）两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受；

3）径向力和两个方向的轴向力都应该传递到箱体上；

4）前轴承的精度要比后轴承的精度高一级；

对于主轴，采用后端定位；

选取双向角接触球轴承3182113和3182118承受轴向力；

选取双列圆柱滚子轴承2268116+承受径向力；

前轴承用P4级精度，后轴承采用P5级精度；

（2）主轴尺寸的确定

1）主轴内孔直径的确定

公式d=

2

D

查《机械制造装备设计》表3-7，取

55.0

，计算得主轴内孔的直径d=，

取整40mm。

2）前锥孔尺寸的确定

查《机床设计指导》，取莫氏锥孔5号。

3）支承跨距及悬伸长度

支承跨距L取L=5

1

D=450mm；

悬伸长度a

5-3

L

=90-150mm；取a=90mm。

5）主轴头部类型的选择

参照《机床设计指导》选取一般结构的主轴头B型。

2.主轴的验算

（1）跨距L=450mm

（2）当量外径D=80mm

（3）主轴的刚度

由于5.0

D

d

，参照《金属切削机床设计》取公式

式中，

s

K—主轴刚度，m/N；

D—当量直径，cm；

L—支承跨距，cm；

a—主轴悬伸量，cm；

计算得结果得，

s

K=280m/N。

（4）对这种车床主轴的刚度要求

由于这种机床属于通用机床，主轴的刚度要求可根据自激振动稳定性决定。

查《金属切削机床设计》表3-5，取阻尼比=.

查《金属切削机床设计》表3-4，当V=100m/s，s=时，

取•77mmmN/81.1K

ab

、

这种机床要求切削稳定性良好，取mm735002.0D02.0b

maxlim



根据《金属切削机床设计》公式

计算得，mN/46K

B



根据《金属切削机床设计》公式

计算得，

A

K=163mN/

mN/270K

A



s

K=280m/N

由此，验算合格。

五、结束语

首先，感谢赵克政老师在这为期两个星期的课程设计中对我的辛勤指导，

没有赵克政老师的指导，我不会这么容易快速很好的完成本次设计任务。

其次，在这次设计中我学到了以下几点：

（1）掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零

件计算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。

（2）综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。

（3）训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和

规范，编写技术文件等。

（4）巩固了在《机械制造装备设计》课程中学到的知识，使我很好的把所

学的知识应用到了实际设计中，为以后的设计打下了坚实的基础。

六、参考文献

【1】《机床设计指导》曹金榜等主编机械工业出版社

【2】《金属切削机床设计》戴曙主编机械工业出版社

【3】《机械制造装备设计》王启义主编冶金工业出版社

【4】《机械设计手册》成大先主编化学工业出版社

【5】《机械制造装备设计》李庆余、孟广耀主编机械工业出版社

【6】《机械设计》濮良贵、纪名刚主编高等教育出版社

【7】《机械设计课程设计》杨光、席伟光主编高等教育出版社

【8】《机械制造技术基础》华楚生主编重庆大学出版社

【9】《机械原理》孙桓等主编高等教育出版社