机械制造装备课程设计-普通车床的主轴箱部件设计.doc

宁 XX大学课程设计(论文) 普通车床的主轴变速箱设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日5摘 要本设计着重研究卧式车床主轴箱系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以主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，目 录摘 要2目 录4第1章 绪论61.1 课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计61.2.3编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求6第2章 车床参数的拟定82.1车床主参数和基本参数82.2车床的级数82.3确定级数主要其他参数82.3.1 拟定主轴的各级转速82.3.2 主电机功率动力参数的确定82.3.3确定结构式92.3.4确定结构网122.3.5绘制转速图和传动系统图122.4 确定各变速组此论传动副齿数142.5 核算主轴转速误差16第3章 传动件的计算163.1 带传动设计163.1.1计算设计功率Pd163.1.2选择带型173.1.3确定带轮的基准直径并验证带速183.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角193.1.5确定带的根数z203.1.6确定带轮的结构和尺寸203.1.7确定带的张紧装置203.1.8计算压轴力203.2 计算转速的计算223.3 主轴合理跨距的计算233.4 齿轮模数计算及验算244 主轴及其组件的设计285 轴承计算校核305.1 轴上的轴承校核305.2 轴上的轴承校核315.3 III轴上的轴承校核315.4 主轴上的轴承校核326 键的选用和强度校核326.1 轴上的键的选用和强度校核326.2 II轴上的键的选用和强度校核336.3 轴上的键的选用和强度校核336.4 主轴上的键的选用和强度校核347 主轴箱结构设计及说明347.1 结构设计的内容、技术要求和方案347.2 展开图及其布置35结束语35参考文献36 全套图纸加153893706第1章 绪论1.1 课程设计的目的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。1.2课程设计的内容课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：给定参数：主轴最低转速为31.5r/min;主轴最高转速为1600r/min：主轴转速公比为1.26，主运动电动机功率7.5kw36第2章 车床参数的拟定2.1车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：最低转速Nmin( )最高转速Nmin( 主电机功率N（kw）公比 31.516007.51.262.2车床的级数公式R=，其中 =1.26 ，R=50，可以计算级数z=182.3确定级数主要其他参数2.3.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=18， =1.26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：31.5，40,50,63,80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250,16002.3.2 主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。根据题设条件电机功率为7.5KW可选取电机为：Y132M-4额定功率为7.5KW，满载转速为1440r/min.表3-1 Y132M-4电动机性能电机型号额定功率/kW电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y132M-47.5150014402.3.3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。将主轴转速级数分解因子，可能的方案有：第一行 第二行 在上面的两行方案中，第一行方案是由11对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的18级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现9个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有2个或者3个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为18级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。根据公式可得，传动件所传递的功率P与它的计算转速决定了传递转矩T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速也较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用的方案，它表示该传动系统是由3个变速组共8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。在方案中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出6种不同的方案。6种方案的结构式如下： 在这6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件： 在、这四种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 所以不满足传动组的极限变速范围要求。在、这两种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案为最佳方案，结构式为：。确定扩大顺序当传动顺序确定后，由于基本组、扩大组的排列顺序不同，可得出不同的排列方案，其结构式为：射线开口大势必造成低转速较低，其结果是使传动件的尺寸较大。因此，在网上表现为前后传动组的射线间开口笑，后面传动组的射线间开口大，这时各变速组的变速范围是逐渐增大的，故方案为最佳方案。确定变速组中的极限传动比及变速范围在主传动系统中，对于降速，为了防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常应限制最小传动比。对于升速，为了防止产生过大的振动和噪声，常应限制最大传动比。由于齿轮副的极限传动比有了限制，则变速组的最大变速范围相应地也应有一定的限制。在主运动中： 因此，一般只要最后扩大组的变速范围不超过限制范围，则其余的变速组也不会超过。通常，最后扩大组的传动副数为2，可以减少最后扩大组的变速范围，以利于不超过限制范围。因此，设计传动系统时，Rn值的扩大，由于受到值的限制，就不能通过无限增加变速组的数目来实现。验算：方案，其最后扩大组的变速范围，合格。确定最小传动比在设计传动系统时，电动机与主轴的转速已经确定。当降速时，分配传动比应使各个中间传动轴的最低转速适当地高些。因为n高后，在传递一定功率下，传递的扭矩就小，相应的使传动件的尺寸也小。未来使更多的传动件在相对高速下工作，减少变速箱的结构尺寸，除了在传动顺序上前多后少，扩大顺序上前密后疏，对于降速运动最小传动比应采取前缓后急的原则，即在传动顺序上，越靠前最小传动比越小，最后变速组的最小传动比常取1/4。2.3.4确定结构网画出结构网如下：(变速系统共需4根轴，其中轴为主轴) 图3-1 结构网 2.3.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图： （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2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D) 轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m) 图2-3 主传动系统图2.4 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。（1） 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表5-2，有： a变速组， ， 时，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，时，=，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，时，=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，可知，可取=60。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：26、23和20。则：； b变速组， ， 时，=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 时，=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 时，=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，可取=83，查出齿轮齿数为：37、32、和20。； c变速组， 时，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 时，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=90，查出齿轮齿数为：20和33。则： ；2.5 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)=2.6各级转速误差转速误差小于2.6，因此不需要修改齿数。第3章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=800r/min3.1.1计算设计功率Pd表4-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016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1.01.11.21.11.21.3载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1.11.21.31.21.31.4载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；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6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1.31.41.51.51.61.8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，取KA1.1。即3.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图4-1 V带型功率转速图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.1.3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=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表4-2 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=180mm 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。3.1.7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。3.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=172.63o，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），轮槽尺寸见表7-3。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。表4-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图4-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图4-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图4-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图4-2d。（a） （b） （c） （d）图4-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=95.27r/min，取95r/min。齿轮的计算转速。齿轮装在轴上，3、轴径设计及键的选取传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。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值见机械设计手册表7-12。轴有键槽，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值： a.轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 =21.12 考虑有键槽和轴承，轴加大5%：所以取d=25mmb. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 =25 考虑有键槽，轴加大5%：所以取最小d=30mmc. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。(2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 =28有键槽和轴承，轴加大5%：； 取d=30mm.根据以上计算各轴的直径取值如下表示：轴轴轴轴最小轴径值2525303.3 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=7.5kw，根据【1】表3.24，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=124mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=424.44N.m切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1242.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 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=100mm，后轴径d=80mm。前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。3.4 齿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mj=16338可得各组的模数，如45号钢整体淬火， 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3mm3-4轴由公式mj=16338可得mj=3.31mm，取m=4mm表3-3 模数组号基本组第一扩大组第一扩大组模数 mm 333.5（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齿数263423372040分度圆直径781026911160120齿顶圆直径841087511766126齿根圆直径70.594.561.5103.552.5112.5 齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率 -计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4 Z5Z5Z6Z6齿数473732522064分度圆直径1411119615660192齿顶圆直径14711710216266198齿根圆直径133.5103.588.5148.552.5184.5 齿宽242424242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数60301872分度圆直径21010563252齿顶圆直径21711270259齿根圆直径201.2596.2554.25243.25齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 4 主轴及其组件的设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择由车床功率N=4kw,查表可以选取前支承轴颈直径:,考虑到轴承的直径系列均为5的倍数，故取 后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=7085mm 选取 D2=80 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。由车床主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回转直径D=400mm的主轴通孔直径d50推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2=90 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=49.554mm 所以，内孔直径取d=50mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号、标准莫氏锥度尺寸为：大端直径 D=63.348mm、锥度、长度L=181mm4）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.61.5a=(0.61.5)D1=60150 mm所以，悬伸量取100mm5）支承跨距及悬伸长度 为了提高主轴刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距L。一般推荐取跨距L小时，轴承变形对轴端变形影响大。所以轴承刚度小时，应选大值，轴刚性差时，则取小值。其大小很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。在安排结构时力求接近即可。6）头部尺寸的选择 对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择B型，主轴前端轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径D=106.375,、偏差为+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。7）主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。8） 主轴轴承 主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。5 轴承计算校核5.1 轴上的轴承校核1) 确定参数 已知计算转速,两轴承径向反力为。 初选圆锥滚子轴承30205型，额定动载荷，额定静载荷。 根据文献1中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。根据根据文献1中式（12-1）及表12-7得压紧端轴承当量载荷滚子轴承的寿命系数10/3，取3。2) 轴承的寿命计算由文献1中式（12-6）得 预期寿命满足5.2 轴上的轴承校核1）确定参数轴上一共三个轴承， 已知计算转速,左，中间轴承从轴上齿轮传递径向反力为，中间和右边轴承承受径向反力为。 初选承受圆锥滚子轴承30206型，额定动载荷，额定静载荷。而承受的轴承是NN3007E型，额定动载荷，额定静载荷。初选承受圆锥滚子轴承30206型，额定动载荷，额定静载荷。根据文献1中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。根据根据文献1中式（12-1）及表12-7得当量载荷 滚子轴承的寿命系数10/3，取3。2）轴承的寿命计算由文献1中式（12-6）得预期寿命满足5.3 III轴上的轴承校核1) 确定参数轴上一共两个轴承， 已知计算转速为132r/min,从轴上齿轮传递径向反力为。初选承受圆锥滚子轴承30208型，额定动载荷，额定静载荷。根据文献1中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。根据根据文献1中式（12-1）及表12-7得压紧端轴承当量载荷 滚子轴承的寿命系数10/3，取3。2) 轴承的寿命计算由文献1中式（12-6）得预期寿命满足5.4 主轴上的轴承校核主轴上一共三个轴承， 已知计算转速为106r/min,左， 总体来说主轴轴承承受齿轮传动的力不大，按一般的校核一定满足要求寿命要求，但是主轴是的要求很高，必须保证主轴的传动稳定，和刚度要求，所以主轴双排圆柱滚子轴承及单排圆柱滚子轴承，左边的选择NN3013E，额定动载荷，额定静载荷。中间的轴承是N214E型，额定动载荷，额定静载荷。右边圆柱滚子轴承NN3016型，额定动载荷，额定静载荷。而且预期寿命满足。6 键的选用和强度校核6.1 轴上的键的选用和强度校核 轴与大带轮链接采用平键链接1) 轴径，传递扭矩。2) 选用C型平键，键，。3) 由文献1中表7-9得。4) 根据文献1中式（7-14）和式（7-15）得 挤压强度满足抗剪切强度满足。轴与齿轮的联接采用平键联接1) 轴径，传递扭矩。2) 选用B型平键，键，。3) 由文献1中表7-9得。4) 根据文献1中式（7-14）和式（7-15）得挤压强度满足抗剪切强度满足。由于轴与齿轮的联接情况一样，所以另外的两个齿轮与轴同样选用C型平键，键，也满足要求。无需重复校核。6.2 II轴上的键的选用和强度校核1)轴与齿轮的联接采用花键联接，轴径，传递扭矩 2)选用花键。3) 由文献1中表7-9得。4) 根据文献1中式（7-14）得 挤压强度满足 抗剪切强度满足。6.3 轴上的键的选用和强度校核1)轴与齿轮的联接采用花键联接，轴径，传递扭矩。2)选用花键。3) 由文献1中表7-9得。4) 根据文献1中式（7-14）得 挤压强度满足 抗剪切强度满足。6.4 主轴上的键的选用和强度校核1) 轴与齿轮的联接采用平键联接，轴径，传递扭矩。2) 齿宽为,选用B型平键,由于主轴空心所以选择键，。选用B型平键，键,。3) 由文献1中表7-9得。4) 根据文献1中式（7-14）和式（7-15）得 挤压强度满足 抗剪切强度满足。7 主轴箱结构设计及说明7.1 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，