机床课程设计

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目录

1. 概 述----------------------------------------------------------------------------2 1.1机床课程设计的目的--------------------------------------------------------2 1.2铣床的规格系列及用处-----------------------------------------------------2 2．参数的拟定--------------------------------------------------------------------2 2.1确定极限转速与转速范围--------------------------------------------------2 2.2主电机选择--------------------------------------------------------------------3 2.3确定公比-----------------------------------------------------------------------3 3. 传动设计------------------------------------------------------------------------3 3.1传动方案拟定-----------------------------------------------------------------3 3.2传动结构式﹑结构网的选择-----------------------------------------------4 3.3转速图的拟定-----------------------------------------------------------------5 3.4传动系统图的绘制-----------------------------------------------------------7 4. 传动件的估算----------------------------------------------------------------13 4.1传动轴的估算---------------------------------------------------------------13 5. 传动设计----------------------------------------------------------------------16 5.1主轴刚度验算---------------------------------------------------------------16 5.2齿轮校验---------------------------------------------------------------------18 5.3轴承的校验------------------------------------------------------------------19 5.4主轴组件设计---------------------------------------------------------------20 5.5润滑与密封------------------------------------------------------------------22 6. 总结与参考文件-------------------------------------------------------------23

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1 概述

1.1机床课程设计的目的

机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力 1.2 铣床的规格系列和用处

普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。

铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数：

正转最低转速

nmin

正转最高转速 nmax

电机功率

N

公比

?

转速级数Z

( rmin)

( rmin) （kw） 1800

5.5

1.26

12

140

2 参数的拟定

2．1确定极限转速与转速范围

nmaxnmin由任务书已给，得Rn=12.8.

?Rn，Rn??z??

2

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2．2主电机选择

合理的确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

已知电动机的功率是5.5KW，根据《铣床设计手册》附录表2选Y132-4，额定功率2.2kw，转速1420 rmin，最大额定转距2.2,效率81%

2．3 确定公比

由于任务书以给定的变速级数为 Z=12，且转速数列一般为公比一定的等比数列，则有：

nz??z?1?nmax ??nmaxz?1nmin?111250100?1.26

由表查得转速的标准数列为：

100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250

因为机床的主传动系统的变速组大多采用双联或三联齿轮，因此转速记级

数宜为2、3因子的乘积，即Z=3为宜。其中m、n为整数。

3 传动设计

3．1主传动方案拟定

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、性能及经济等多方面统一考虑。

传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱

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上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，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。

3．2 传动结构式、结构网的选择

结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3 .2. 1确定传动组及各传动组中传动副的数目

级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z?、

Z?、??个传动副。即Z?Z1Z2Z3??

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：Z??a??b ，可以有三种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3. 2. 2 动式的拟定传

12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3. 2. 3 结构式的拟定

对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：

12?31?23?26， 12?32?21?26， 12?32?26?21， 12?31?26?23 12?34?22?22 12?34?22?21

初选12?31?23?26的方案。

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3. 3 转速图的拟定 3. 3. 1 分配总将速传动比

然后终将速比按“先缓后急”的原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。降速时，为防止被动齿轮的直径过大而增大箱体的径向尺寸，同常限制最小的传动比 imin?1申速时，为使传动平稳，常限制最大的传动比 imax?2。

43. 3. 2 各轴传动比的分配

所选的三个传动组为 a 、b 、c ,变速机构共需四轴，加上电动机轴，共五轴。主轴共12级转速，中间走的转速可由主轴的转速向前推，即先确定Ⅲ轴的转速：

传动组c 的变速范围 ?6?1.266?4 由于是十二级传动估可分配的传动比为： uc1??21?1.58, uc2?1?4?12.52

这样Ⅲ轴的最大转速范围为 250---500r/min.

随后确定Ⅱ轴的转速。传动级比指数是3，即向隔三格，由于极限传动比的限制，轴Ⅱ的最高转速可达630. 800. 1000r/min，最低为 315. 400 500 r/min ,为避免从Ⅱ轴到Ⅲ轴的升速，又不可使传动比过小，使Ⅱ轴转速过高，轴间尺寸过大，可取 ub1?11?1, ub2?1?3?12

这样Ⅱ轴的转速确定为 500 630 800r/min 。同样Ⅰ轴可取:

ua1?1?1, ua1?11???11.26 ，ua3?1?2?11.262

这样就确定Ⅰ轴转速为800r/min 。电动机轴与Ⅰ轴之间也选用齿轮传动，传动比 i=1420/800=1.8。 有上面得到的可画转速图如下图所示：

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图3-1正转转速图

图3-2 反转转速图

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图3-3主传动系图

3.4 传动系统图的绘制

3. 4. 1 三角带传动的计算

三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。

(1)选择三角带的型号 根据公式

Pca?KaP?1.1?3?3.3KW

式中P---电动机额定功率，Ka--工作情况系数

bd=11mm，查《机械设计》图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=80mm，h=10， ??40?。

(2)确定带轮的计算直径D?，D?

带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D?不宜过小，即D??Dmin。查《机械设计》表8-3，8-7取主动轮基准直径D?=125mm。

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课 程 设 计 说 明 书 由公式D2?式中：

n?-小带轮转速，n?-大带轮转速，?-带的滑动系数，一般取0.02。

n1n2D1?1???

所以D2?14201008?125?1?0.02??172.57mm，由《机械设计A》表8-7取园整为

180mm。

(3)确定三角带速度

按公式V??D1n160?1000?3.14?125?142060?1000?9.289ms

(4)初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式0.7?D1?D2??A0?2?D1?D2?mm 取2??125?180??610mm，取

A0=500mm.

(5)三角带的计算基准长度L?

L???A?????D??D???3.142?D??D????A?

L0?2?500???125?180???180?125?4?5002?1480.36mm

由《

1000mvL8-2，圆整到标准的计算长度 L?1600mm

(6)验算三角带的挠曲次数 u??9.289?40次s，符合要求。

(7)确定实际中心距A

A?A0?L?L02?500?（1600?1480）?2?560mm

(8)验算小带轮包角?

?1?180?0D2?D1A?57.5?174.35?120，主动轮上包角合适。

000(9)确定三角带根数Z

根据《机械设计》式8-22得

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传动比

i?v1v2?1420/800?1.4

z?pcap0??p0k?kl

查表8-5c，8-5d 得?p0= 0.13KW,p0= 1.93KW 查表8-8，k?=0.99；查表8-2，kl=0.99 Z?3.31.93?0.13?0.99?0.99?1.6

所以取Z?2 根 (10)计算预紧力

查《机械设计》表8-4，q=0.1kg/m

F0?500?pca?2.52?1???qvvz?k??3.3

?500??2.5?2 ?1?0.1?9.289??9.289?2?0.99??144.09N

3. 4. 2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Sz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。

传动比：u1?1?1, u2?1?11.26?0?

查《机械制造装备设计》表3-6，齿数和Sz取84

Z?=42，Z2=42，Z3=37，Z4=47；

第二组齿轮：

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传动比：u1?1?0?1,u2?1?2?11.59，u2?1?4?12.52

齿数和Sz取90：

Z5=26，Z6=64，Z7=45，Z8=45，Z9=35，Z10=55；

第三组齿轮：

传动比：u1??21?1.59,u2?1?4?12.52

齿数和Sz取119：

Z11=73，Z12=46，Z13=33，Z14=86，

反转齿轮： 传动比：u1?n1n2'?10081397， u2?n2n2'?13971109

取Z15?35，得Z16?Z15?u1?26 Z17?Z16?u2?33 3. 4. 3 齿轮模数的计算 (1)Ⅰ-Ⅱ 齿轮弯曲疲劳的计算：

N1?Nd??3?0.96kw?2.88kw

?1.35

m??323Nznjmm?323347?800nj为大齿轮的计算转速， （机床主轴变速箱设计指导P36，可根据转速图确定）

齿面点蚀的计算：A?3703Nn

mm?3703j2.88800?56.7

取A=79，由中心距A及齿数计算出模数： mj?2AZ1?Z2?2?5784?1.36根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取mj?1.36 所以取m?2 (2) Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算：

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外径尺寸100mm。齿《机械设计》表8-10确定参数得：

bd?11.0,ha?2.75,hf?8.7,e?15,f?10,?min?6,??38?

带轮宽度：B??z?1?e?2f??2?1??15?2?10?35mm 分度圆直径：dd?177mm，

d1?1.9D?1.8?100mm?180mm,C?5/28?B?6.25?7mm'，

L?B?35mm,

5. 动力设计

5.1主轴刚度验算

5. 1. 1选定前端悬伸量C

参考《机械装备设计》P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm. 5. 1. 2

一般最佳跨距L0??2?3?C?240?420mm，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距L0大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm

5.1.3 计算C点挠度 1）周向切削力Pt的计算

其中Nd?5.5KW,??0.96?0.987,

Dj??0.5?0.6?Dmax??0.5?0.6??400?200?240mm,取Dj?240,nj?31.5r/minpt?2?955?10?NdDjnj4

故pt?2?955?10?0.82?5.5240?35.54?1.15?10N，故P?1.12Pt?1.736?10N。

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Pr?0.45Pt?6.98?10N,Pf?0.35Pt?5.43?1033N

2）驱动力Q的计算

参考《主轴箱指导书》， 其中

所以

Q?2.12?10?7Q?2.12?107Nnzn

N?Nd??5.5?0.96?0.98?4.58KW,z?72,m?3,n?35.5r/min7

4.584?72?35.5?1.13?10N4

3）轴承刚度的计算

这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承 根据C?22.222?1.50.103?d0.8求得：

CA?22.222?1.5CB?22.222?1.50.1030.103?700.8?8.48?10N/mm?9.224?10N/mm55?1000.8

4）确定弹性模量，惯性距I；Ic；和长度a,b,s。 ①轴的材产选用40Cr，查《简明机械设计手册》P6，有

②主轴的惯性距I为：

I?E?2.1?10MPa

5??D4外?D4内?64?4.27?10mm64

主轴C段的惯性距Ic可近似地算： Ic???D41?0.6D64441??6.25?10mm64

③切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通铣床，W=0.4H，（H是铣床中心高，设H=200mm)。

则：S?120?0.4?200?200mm ④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm

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⑤计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度

ycsp?3sc2?c3Lsc?L?S??L?C?sc?P????223EICALCAL?6EIc??mm ?代入数据并计算得ycsp=0.1299mm。

⑥计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度ycmq ycmq?Q????bc?2L?b??L?b?6EIL??L?C??L?b?CBL2?bc?mm 2?CAL?计算得：ycmq=-0.0026mm

⑦求主轴前端C点的终合挠度yc

水平坐标Y轴上的分量代数和为ycy?ycspcos?p?ycmqcos?q?ycmcos?m,

其中?p?66,?q?270,?m?180，计算得：ycy=0.0297mm.ycz?0.0928mm。

???综合挠度

?yc?artgcycz?yc??ycy?ycz?0.118mm22。综合挠度方向角

0.0?002?60m0m.1为2。0因

ycy7，2又.?2y?5?0.000L2?yc??y?，所以此轴满足要求。

5. 2 齿轮校验

在验算算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2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。

齿轮12的齿数为18，模数为4，齿轮的应力： 1）接触应力： Qf?2088?10zm4?u?1?k?kvkaksNuBnj u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；

k?---齿向载荷分布系数；kv----动载荷系数；kA----工况系数；ks----寿

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命系数

查《机械装备设计》表

kHB?1.1k5F,?B1k.?2v0;10-4及图10-8及表10-2分布得

k?1.A假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为

N?60njLh?60?500?1?48000?1.44?10次9

查《机械装备设计》图10-18得KFN?0.9,KHN?0.9，所以：

?72?2?1???1.15?1.05?1.25?0.9?7.5?0.96?0.98?18?3?1.024?10MPa72?21?50018?f?2088?1018?43

2）弯曲应力： Qw?191?10k?kvkaksNzmBYnj25

查《金属切削手册》有Y=0.378，代入公式求得：Qw=158.5Mpa

查《机械设计》图10-21e,齿轮的材产选40Cr?渗碳?，大齿轮、小齿轮的硬

?度为60HRC，故有?从图10-21e读出??w??920MPa。因为： ??f??1650MPa，

?f?????f?,?w???w?，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

Ⅰ轴选用的是角接触轴承7206 其基本额定负荷为30.5KN

由于该轴的转速是定值n?710r/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Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。

齿轮的直径 d?24?2.5?60mm Ⅰ轴传递的转矩 T?9550Pn

7.5?0.96710?59.3Nm

T?9550? 19

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齿轮受力 Fr?2Td?2?59.360?103?1412N

根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 Rv1?Frl1l1?l2?1060N

Rv2?1412?1060?352N

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fp

为1.2到1.8，取fp?1.3，则有：

P1?fpX1R1?1.3?1062?1378N N

P2?fpX2R2?1.3?352?457.6轴承的寿命 因为P1?P2，所以按轴承1的受力大小计算： Lh?10660nP1(C)??10660?850(172001378)?38309.1h

3故该轴承能满足要求。 5. 4 主轴组件设计

主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。

5. 4. 1 各部分尺寸的选择

主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。 1） 内孔直径

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。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。

2） 轴颈直径

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前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。

3） 前锥孔直径

前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 4） 支撑跨距及悬伸长度

为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取：L =3～5，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚

aa度小时，L应选大值，轴刚度差时，则取小值。

跨距L的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。 5. 4. 2 主轴轴承 1）轴承类型选择

主轴前轴承有两种常用的类型：

双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。

与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：

60角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。

推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。

2）轴承的配置

大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.03～0.07mm），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。

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轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。

在配置轴承时，应注意以下几点： ①每个支撑点都要能承受经向力。

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传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承

受。

3）轴承的精度和配合

主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。

普通精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。 5. 4. 3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。 5.5 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0.1～0.3mm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。

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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 5.6 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40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为RC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HB220～250。

6. 总结

通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定传动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。

虽然只有一周的时间，在很仓促的情况下完成了这次金属切削机床的课程设计，但收获却很大，使我初步具备了设计的能力，我相信我在这方面的设计能力会逐渐成熟起来。再次感谢老师耐心指导帮助！

参考文献

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