毕业设计（论文）金属切削机床CA6140型车床转速主轴箱设计.doc

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1、目录一、设计要求：- 1 -二、设计目的- 2 -三、设计步骤- 2 -1.运动设计- 2 -1.1已知条件- 2 -1.2结构分析式- 2 -1.3 绘制转速图- 3 -1.4 绘制传动系统图- 7 -2.动力设计- 7 -3. 带传动设计- 8 -4.齿轮传动设计- 11 -第一变速组齿轮的结构尺寸- 11 -第二变速组齿轮结构尺寸的设计- 15 -5、轴的设计- 21 -轴的设计计算- 21 -轴结构设计- 24 -轴结构设计- 27 -6、主轴结构设计- 30 -7、轴承的校核- 33 -轴上的轴承校核- 33 -轴上的轴承校核- 33 -III轴上的轴承校核- 34 -主轴上的轴承校

2、核- 35 -7、键的选用和强度校核- 36 -轴上的键的选用和强度校核- 36 -II轴上的键的选用和强度校核- 36 -主轴上的键的选用和强度校核- 37 -8、轴承端盖的设计- 38 -四、箱体的结构设计- 40 -五、润滑与密封- 41 -1、润滑设计- 41 -2、润滑油的选择- 41 -七，参考文献- 42 -一、设计要求：主电动机的功率4kw，最高转速1400r/min,最低转速31.5r/min.本次设计主要参考（1）规格 选用型号CA6140、规格4001000（2）用途 CA6140型卧式车床万能性大，适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削外圆柱面、车削

3、端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削内外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工范围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。二、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。三、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多

4、的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使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音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。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，只检查最后一个扩大组： 其中， 值，符合要求，其他变速组的变速范围肯定也符合要求。1.3 绘制转速图 （1）选择电动机类型根据已知工作条件和要求，选择一般用途的Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。

5、（2）机械传动效率 根据以上公式可得传动副效率的概略值可按表2-3选取（参考机械设计基础课程指导主编林远艳、唐汉坤下面简称文献1）于是 （3）电动机所需的输出功率为： 所以 （4） 确定电动机的型号 根据已知条件选择最低转速31.5r/min，最高转速1400r/min,功率4kW，所以选择Y112M-4的Y系列三相鼠笼式异步电动机电机型号额定功率/kW电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y112M-4415001440 （5）分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 +

6、 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：355、500、710r/mi

7、n。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 确定各变速组传动副齿数根据表2-8（机械制造装备设计主编关慧贞、冯辛安）查得 传动组a: ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1, ，时：69、72、73、76、

8、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速由转速图可知：主轴的计算

9、转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。5各轴的功率6计算各轴的输入转矩3. 带传动设计电动机转速n=14

10、40r/min,传递功率P=3.68kW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得

11、的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。由文献1查表10-7取从文献1中表10-5查取 表10-2查取则 7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 9V带轮的结构设计4.齿轮传动设计第一变速组齿轮的结构尺寸已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率，主动轮转速，最大传动比，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：材料、热处理方法。可选一般齿轮材料

12、如下：小齿轮选用45号钢，调制处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬质差40,在规定的3050范围内。 选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度。 按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。 a) 载荷系数K：查参考文献1中表8-5，取K=1.2.b) 转矩：c)d) 接触疲劳许用应力: 由参考文献1的图8-12查得： 950 ，850。接触疲劳寿命系数:由公式N=得 查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献【二】的表8-8，取=1.1,则 e) 计算小齿轮分度圆直径： 查参考文献1中的表8-

13、10，取 取f) 计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。 确定主要参数， 第一对齿轮(齿数24/48)主要几何尺寸1) 模数: 2) 分度圆直径： 3）中心距: 4)齿根圆直径： 6） 齿顶圆直径： 7）齿宽： 经处理后取，则第二对齿轮(齿数30/42)的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2)齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理后取，则第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2）齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理取，则 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由考文献1；查表8-6得： 应力

14、修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1中图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。第二变速组齿轮结构尺寸的设计已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢正火处理，硬质差，在规定的3050范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度。按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决定。 （a） 载荷系数K：参考文献1中的表8-5，取

15、。（b） 转矩:（c） 接触疲劳许用应力 ： 由参考文献1中的图8-12查得：，接触疲劳寿命系数:由公式N=得 查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献1的表8-8，取=1.1,则 g) 计算小齿轮分度圆直径： 查参考文献1中的表8-10，取 取h) 计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。 确定主要参数， 第一对齿轮(齿数22/62)主要几何尺寸1) 模数: 2) 分度圆直径： 3）中心距: 4)齿根圆直径： 5)齿顶圆直径： 6）齿宽： 经处理后取，则第二对齿轮(齿数42/42)的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2)齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处

16、理后取则 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由文献1查表8-6得： 应力修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。第三变速组齿轮结构尺寸的设计 已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：小齿轮选用45号钢，高频淬火，;大齿轮选用45号钢，高频淬火，硬质差，在规定的3050的范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献1中的表8-4，初选

17、八级精度。 载荷系数K：参考文献1中的表8-5，取。转矩:接触疲劳许用应力 ： 由参考文献1的图8-12查得 ：， 接触疲劳寿命系数:由公式N=得 查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献1的表8-8，取 按一般可靠性要求，查参考文献【二】表 8-8，取，则 计算小齿轮分度圆直径： 查参考文献1中的表8-10，取 取 计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。确定主要参数， 第一对齿轮(齿数18/72)主要几何尺寸1) 模数: 2) 分度圆直径： 3）中心距: 4)齿根圆直径： 5)齿顶圆直径： 6）齿宽： 经处理后取，则第二对齿轮(齿数60/30的主要几何尺寸(1)分度圆直

18、径： (2)齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理后取则按齿根弯曲疲劳强度校核。齿形系数：由机械设计基础刘孝民主编；查表8-6得： 应力修正系数：查机械设计基础刘孝民主编中表8-7得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得:由机械设计基础刘孝民主编；由表8-8查得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。5、轴的设计轴的设计计算（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 考虑有键槽和轴承，轴加大5%：所以取d=22m

19、m（3） 轴的结构设计（1） 确定轴各段直径和长度 段 直径 =22（大V带轮轮毂孔径） 段肩高 所以取 参见项目减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长18mm。通过密封盖轴段长度应根据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。 故mm; 段 直径（选择轴承内径） 初选用角接触轴承7206AC，宽度16mm，外径62mm. 安装处轴肩直径40 安装齿轮的段长度应比轮毂宽度小2mm mm。(4)轴的强度校核已知小齿轮求圆周力，径向力轴的支持反力水平面弯矩轴承支反力垂直面的弯矩合成弯矩转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度该轴强度

20、足够。轴结构设计（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 考虑有键槽，轴加大5%：所以取最小d=30mm（3） 轴的结构设计 确定轴各段直径和长度 直径 =30（轴承内径） 肩高 所以取 参见项目减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长18mm。通过密封盖轴段长度应根据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。 故 直径（选择轴承内径）初选用圆柱滚子轴承N207E，宽度17mm，外径72mm.根据箱体厚度取 主要是安装轴承，初选N206E，宽度

21、16mm，外径62mm，所以。（4） 轴的强度校核主要校核危险截面，危险截面在右边，直径为34mm段已知小齿轮求圆周力，径向力轴的支持反力垂直面的弯矩轴承支反力水平面弯矩合成弯矩转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度该轴强度足够。轴结构设计（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 有键槽和轴承，轴加大5%： 取d=38mm.（3） 轴的结构设计确定轴各段直径和长度 直径 =35（轴承内径）初选圆柱滚子轴承N207E，宽度17m

22、m，外径 72mm.根据箱体厚度取 肩高 所以取 故 直径（选择轴承内径）初选用圆柱滚子轴承N209E，宽度19mm，外径85mm. 主要是安装轴承，初选N207E，宽度17mm，外径72mm，所以。(4)轴的强度校核主要校核危险截面，危险截面在右边，跨距255mm。直径为42mm段C面已知小齿轮求圆周力，径向力轴承支反力水平面弯矩轴的支持反力垂直面的弯矩合成弯矩转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度该轴强度足够。6、主轴结构设计（1）选择轴的材料 由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献【二】中的表11-1和表11-3所以选用调质处理，硬度，。（2

23、）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 有键槽和轴承，由于主轴为空心轴所一轴加大70%： 取d=70mm（3） 轴的结构设计 段：考虑到密封和端盖所以取，； 段：主要是轴承的安装，初选圆柱滚子轴承N212E，宽度22mm，内径60慢慢，外径110mm所以 ，； III段：考虑轴肩取，有结构布局和初选圆柱滚子轴承N214E，则 ，； 段:从齿轮的布局考虑，则，； 段：根据轴承的安装设计，初选N217mm，宽28mm，内径85mm，外径150mm； 则 VII段：根据密封和端盖，则，； VIII段： ，； VIIII段：用于安装卡盘等机构，IX段： 工艺椎体

24、，锥度为1：12， ，；轴的总长。（4）验算轴的疲劳强度已知齿轮求圆周力，径向力轴承支反力水平面弯矩轴的支持反力垂直面的弯矩合成弯矩转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度该轴强度足够。7、 轴承的校核按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，H=48000h。轴上的轴承校核（1） 确定参数 已知计算转速为710r/min,两轴承径向反力为。 初选圆柱滚子轴承N206E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

25、3。（2） 轴承的寿命计算由文献1中式（12-6）得预期寿命满足轴上的轴承校核（1）确定参数 轴上一共三个轴承， 已知计算转速为355r/min,左，中间轴承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。 初选承受圆柱滚子轴承6206型，额定动载荷，额定静载荷。而承受的轴承是N207E型，额定动载荷，额定静载荷。初选承受圆柱滚子轴承6206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II

26、I轴上的轴承校核（1）确定参数 轴上一共三个轴承， 已知计算转速为125r/min,左，中间轴承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。 初选承受圆柱滚子轴承6206型，额定动载荷，额定静载荷。而承受的轴承是N207E型，额定动载荷，额定静载荷。初选承受圆柱滚子轴承6206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）得预期寿命满足主轴上的轴承校核主轴上一共三个轴承， 已知计算转速为90r/min

27、,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，所以主轴圆柱滚子轴承，左边的选择30212E，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30217型，额定动载荷，额定静载荷。而且预期寿命满足。7、键的选用和强度校核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

28、）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。II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C型平键，键，。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。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

29、为，选用C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。8、轴承端盖的设计（1）由于轴与轴的中心距短的原因，所以两轴承端盖做成连体，主要以轴的端盖轴心线为主要基准，确保密封性好，所以结构如上图所示，密封槽尺寸按毛毡的标准尺寸。（2）III轴的端盖如下图所示（3） 主轴的轴承端盖如下图四、箱体的结构设计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HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用H

30、T20-40。与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，选择轴承和联轴器。 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚24箱盖壁厚30箱盖凸缘厚10箱

31、座凸缘厚10箱座底凸缘厚45地脚螺钉数目18轴承旁凸台半径外箱壁至轴承端面距离铸造过渡尺寸X 见“一般标准”中的“铸造过渡斜度”齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座肋厚 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 为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。五、润滑与密封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

32、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。（2） 飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒，贱油件浸油深为1020毫米（不大于23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

33、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11.5毫米。 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35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。六、总结 金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下

34、，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计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.七，参考文献1工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.2机械零件手册周开勤主编，第五版，高等教育出版社，2001年7月；3机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月；4机械设计基础课程设计指导主编：林远艳、唐汉坤，华南理工大学出版社，2008年8月；5机械设计主编：濮良贵、纪名刚，高等教育出版社，2010年9月6机械设计基础主编：刘孝民、黄卫萍，华南理工大学出版社，2006年8月。