机床主轴设计
机床主轴结构优化设计
机床主轴结构优化设计指导老师:姓名:学号:机床主轴结构优化设计一.机械优化设计的一般过程① 建立优化设计的数学模型② 选择适当的优化方法③ 编写计算机程序④ 准备必要的初始数据并上机计算⑤ 对计算机求得的结果进行必要的分析其中，建立优化设计的数学模型是首要的和关键的一步，其基本原则仃： 1、 设计变量的选择在充分了解设计要求的基础上，应根据各设计参数对目标函数的彤响程度认真分析 其主次，尽最减少设计变最的数目，以简化优化设计问题。
另外，还应注意设计变 量应当相互独立，否则会使目标函数出现“山脊”或“沟谷”，给优化带来困难。
2、 目标函数的确定常取其中最主要的指标作为目标函数，而其余的指标列为约束条件。
3、 约束条件的确定在选取约束条件时应当避免出现相互矛盾的约朿。
因为相互矛盾的约束必然 导致可行域为一空集，使问题的解不存在。
另外应当尽量减少不必要的约束。
不必要的约束不仅增加优化设计的计算臺，而且可能使可行域缩小，影响优 化结果。
二、优化实例机床主轴是机床中重耍零件之般为多支承空心阶梯轴。
为了便丁使用材料力 学公式进行结构分析，常将阶梯轴简化成以当量直径表示的等截面轴。
下面以两支 承主轴为例，说明优化设计的全过程。
右图所示的是一个己经简化的机床主轴。
已知主轴内 径d=30mm,外力 215000N,许用挠度 yO=O. 05mm« 主 轴材料是铸钢。
密度p = 7.8 x 10"6Kg/ mm 3,弹性模 * E=210GPa 设计变量数n=3,约束函数个数m=5,设 计变量的初值、上下限列于设计变量 XIX2 X3 初始值 480100 120 下限值 30060 90 上限值 650 140 150 表8-1初始数据-- --- ―一殳表8-1中。
设计变量的确定当主轴的材料选定时，其设计方案由四个设计变量决定。
即孔径d 、外径D 、跨距1及外伸端长度a 。
由丁•机床主轴内孔常用于通过待加工的棒料， 其大小由机床型号决定，不能作为设计变量。
关于数控机床主轴结构的改进设计
关于数控机床主轴结构的改进设计数控机床作为现代制造业中的重要设备，其主轴结构的设计对于机床性能和加工质量具有非常重要的影响。
随着制造技术的不断发展，传统的数控机床主轴结构已经不能满足现代制造业对高精度、高效率、高稳定性的需求。
对数控机床主轴结构进行改进设计已成为当今的研究热点之一。
一、数控机床主轴结构的基本形式数控机床主轴结构是由主轴箱、主轴和主轴驱动系统组成的，其中主轴箱起到支撑和导向主轴的作用，主轴承载加工刀具和承受切削负载，主轴驱动系统则负责驱动主轴旋转。
传统的数控机床主轴结构通常采用滚动轴承或滑动轴承支撑主轴，由电机通过皮带传动或直接连接方式驱动主轴旋转。
由于滚动轴承和滑动轴承在高速、高负载工况下易产生磨损和热变形，从而影响机床的加工精度和稳定性。
二、数控机床主轴结构的改进设计方向针对传统数控机床主轴结构存在的问题，现代研究者提出了一系列的改进设计方案，主要包括以下几个方向：采用高速轴承技术、使用直接驱动技术、应用新材料和新工艺等。
这些改进设计方案旨在提高数控机床主轴的转速、承载能力和稳定性，从而提高机床的加工精度和效率。
1. 采用高速轴承技术传统数控机床主轴结构采用的滚动轴承或滑动轴承在高速工况下容易出现磨损和热变形，限制了主轴的转速和稳定性。
而采用高速轴承技术可以有效地提高主轴的转速和承载能力，同时减小主轴的振动和磨损，从而改善机床的加工精度和稳定性。
目前，国内外一些制造商已经开始使用陶瓷轴承和陶瓷滚珠轴承等高速轴承技术来改善数控机床主轴结构。
2. 使用直接驱动技术传统数控机床主轴结构通常采用电机通过皮带传动或直接连接方式来驱动主轴旋转，然而这种方式存在传动效率低、振动大、维护成本高等问题。
使用直接驱动技术成为了现代数控机床主轴结构改进的重要方向。
直接驱动技术通过在主轴内部集成电机，利用电磁力直接驱动主轴旋转，不仅可以减小机床的占地面积，提高传动效率，还可以减小振动和噪音，从而提高机床的加工精度和稳定性。
机床主轴部件设计
机床主轴部件设计主轴部件是机床重要部件之一。
作为机床的执行件，其功能是支承并带动工件或刀具旋转进行切削，承受切削力和驱动力等载荷，完成表面成形运动。
主轴部件由主轴及其支承轴承和安装在主轴上的传动件、密封件及定位元件等组成。
对于钻、镗床，主轴部件还包括轴套和镗杆等。
主轴部件的工作性能对整机性能和加工质量以及机床生产率有着直接影响，是打算机床性能和技术经济指标的重要因素。
一、主轴部件应满意的基本要求（1）旋转精度——主轴的旋转精度是指机床主轴部件装配后，在无载荷、低速转动条件下，在安装工件或刀具的主轴部位的径向圆跳动和端面圆跳动。
旋转精度取决于主轴、轴承、箱体孔以及主轴上其他相关零件的制造、装配和调整精度。
（2）刚度——主轴部件的刚度是指其在外加载荷作用下反抗变形的力量，通常以主轴前端部产生一个单位位移的弹性变形时，在位移方向上所施加的作用力的大小来表示。
主轴部件的刚度是综合刚度，它是主轴、轴承和轴承座等刚度的综合反映。
因此，主轴的尺寸和外形，使用轴承的类型、数量、预紧程度和配置形式，传动件的数量及布置方式，以及主轴部件的制造和装配质量等都影响主轴部件的刚度。
（3）抗振性——主轴部件的抗振性是指反抗受迫振动和自激振动而保持平稳运转的力量。
在切削过程中，由于各种因素引起的冲击力和交变力的干扰，使主轴产生振动。
抗振性差，表现为主轴部件工作时易产生振动且振幅较大，降低已加工表面质量和刀具寿命，加速传动件的磨损，诱发加工时的噪声，影响工作环境。
严峻的振动则可破坏刀具或主轴部件正常运转，使加工无法进行。
（4）温升及热变形——主轴部件运转时，因各相对运动处的摩擦生热，切削区的切削热等使主轴部件的温度上升，其尺寸、外形及位置发生变化，造成主轴部件的热变形。
主轴热变形可引起轴承间隙变化，温升后会使润滑油粘度降低，这些变化都会影响主轴部件的工作性能，降低加工精度。
（5）精度保持性——主轴部件的精度保持性是指长期地保持其原始制造精度的力量。
CK6140数控车床主轴部件设计
摘要本设计是以CK6140数控车床主轴部件为主要内容。
讲述了数控机床的结构设计要求：提高机床的结构刚度，提高机床结构的抗振性，以及减少机床的热变形。
主要设计主轴的前端轴径的大小和形状、主轴跨距的计算及前后支撑的类型和轴承的选用。
主轴是加工中心的关键部位，其结构优劣对加工中心的性能有很大的影响，因此，在设计的过程中为主要考虑对象。
关键词：主轴回转精度；轴承精度；最优跨距；前端悬伸量目录绪论 (1)一、主轴的用途及设计要求 (2)二、有关零件的分析 (5)（一）零件的结构特点 (5)（二）加工工艺性 (6)三、基准的选择 (7)（一）有关基准的选择说明 (7)（二）确定零件的定位基准 (8)四、轴类零件的材料、毛坯及热处理 (9)（一）轴类零件的材料 (9)（二）轴类毛坯 (9)（三）轴类零件的热处理 (9)五、制定加工工艺路线 (10)（一）主轴加工工艺过程分析 (10)（二）工艺路线的拟定 (11)（三）车床主轴机械加工工艺过程卡 (14)（四）加工余量的确定 (15)六、轴类零件的检验 (17)（一）加工中的检验 (17)（二）加工后的检验 (17)结论 (18)参考文献 (19)致谢 (20)绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。
主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数和动力参数。
通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具有用高速钢刀具。
因此必须对所设计的机床工艺范围和使用情况全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。
(完整版)数控车床主轴设计
绪论随着市场上产品更新换代的加快和对零件精度提出更高的要求，传统机床已不能满足要求。
数控机床由于众多的优点已成为现代机床发展的主流方向。
它的发展代表了一个国家设计、制造的水平，在国内外都受到高度重视。
现代数控机床是信息集成和系统自动化的基础设备，它集高效率、高精度、高柔性于一身，具有加工精度高、生产效率高、自动化程度高、对加工对象的适应强等优点。
实现加工机床及生产过程的数控化，已经成为当今制造业的发展方向。
可以说，机械制造竞争的实质就是数控技术的竞争。
本课题的目的和意义在于通过设计中运用所学的基础课、技术基础课和专业课的理论知识，生产实习和实验等实践知识，达到巩固、加深和扩大所学知识的目的。
通过设计分析比较机床的某些典型机构，进行选择和改进，学习构造设计，进行设计、计算和编写技术文件，达到学习设计步骤和方法的目的。
通过设计学习查阅有关设计手册、设计标准和资料，达到积累设计知识和提高设计能力的目的。
通过设计获得设计工作的基本技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行一般机械的设计创造一定的条件。
一、设计题目及参数1.1 题目本设计的题目是数控车床的主轴组件的设计。
它主要由主轴箱，主轴，电动机，主轴脉冲发生器等组成。
我主要设计的是主轴部分。
主轴是加工中心的关键部位，其结构优劣对加工中心的性能有很大的影响，因此，在设计的过程中要多加注意。
主轴前后的受力不同，故要选用不同的轴承。
1.2参数床身回转空间400mm尾架顶尖与主轴端面距离1000mm主轴卡盘外径Φ200mm最大加工直径Φ600mm棒料作业能力50～63mm主轴前轴承内和110～130mm最大扭矩480N·m二、主轴的要求及结构2.1主轴的要求2.1.1旋转精度主轴的旋转精度是指装配后，在无载荷，低转速的条件下，主轴前端工件或刀具部位的径向跳动和轴向跳动。
主轴组件的旋转精度主要取决于各主要件，如主轴、轴承、箱体孔的的制造，装配和调整精度。
数控机床主轴设计
数控机床主轴设计
一、概述
1.数控机床主轴是机床加工过程中的核心部件，其质量直接影响到机
床的精度和生产效率。
数控机床主轴设计的主要任务是解决加工件的加工
精度、表面质量和生产效率等要求的技术问题。
2.数控机床主轴设计工作需要满足性能、结构、重量、尺寸、动力、
控制、安装等方面的要求，其中最重要的是性能和结构要求。
二、主轴结构设计
1.针对不同的加工工艺的要求，数控机床主轴设计的结构形式有很多，常见的有研磨轴、多段轴、悬臂式轴等。
2.研磨轴是机床主轴的基本结构，一般用于精超磨削，其结构特点为
研磨轴有较长的平稳运行区段，其强度高，通常采用梃形连接，耐磨性能好，是目前机床常用的轴形式。
3.多段轴是指主轴有多段，每段之间有齿轮连接，它可以满足不同加
工工艺的需求。
4.悬臂式轴是指主轴的两端分别有悬臂，是一种自转和轴向振动均有
良好平衡的结构形式，是用于精铣、拉床等加工工艺的主轴形式。
三、主轴性能设计
1.主轴的动力要求是指主轴所需的动力。
主要有机械动力、电动机动
力和气动动力等形式，根据不同的加工工艺要求，采用不同动力形式实现，其中机械动力是最常用的动力形式。
数控机床设计4主轴组件设计
采用合理的轴承选配法，可在制造精度并非很高的情况下，也能使主轴组 件获得较高的旋转精度。
2）后轴承选配
对主轴组件前轴承选配之后再对后轴承选配，还可进一步提高主轴组件的 旋转精度。
把后轴承如同前轴承那样选配，可得到较小的轴端的偏心量。
综上所述，为了提高主轴组件的旋转精度，采用轴承选配法的几点结论是： （1）首先对前轴承进行选配（高点导向），使其偏心量δ A为最小。
常用中碳结构钢：优质结构钢，45。 合金结构钢，40Cr, 50Mn, 65Mn. 球墨铸铁也开始应用。 （2）热处理方法：滑动轴承支承，前端定位表面，淬硬HRC50~55； 低碳钢，渗碳淬火；合金可以化学处理。
三、主轴的技术条件 主轴的精度是根据机床的精度来提出技术要求，主轴的精度是：尺寸精 度，形状精度，以及支承轴颈与壳心表面之间的位置精度和光洁度。 支承轴颈为主轴基准，是工艺基准和测量基准，技术条件可以根据机床 手册和同等精度机床主轴图纸上的条件确定。
可用于要求不高的中速、普通精度机床的主轴（卧式车床、多刀车床、立式铣 床等）。
3）两端定位
两端定位结构其特点：
（1）支承结构简单，间隙调整方便； （2）主轴受热伸长会改变轴承间隙，
影响轴承的旋转精度及寿命；
（3）刚度和抗振性较差。 适用范围：（1）轴向间隙变化不影响正常工作的机床主轴，如钻床。
（2）支距短的机床主轴，如组合机床。
2 .60°接触角双向推力向心球轴承
这种轴承的优点是制造精度高，
允许转速高，温升较低，抗振性高 于推力球轴承8000型，装配调整简
单，精度稳定可靠。与双列圆柱滚
子轴承相配套，用于承受轴向载荷。 3.单列圆锥滚子轴承 普通单列圆锥滚子轴承（7000型），能同时承受径向和轴向载荷，承载 能力和刚度较高，价格便宜，支承简单，间隙调整方便。可用于中速、中载、 一般精度的主轴组件。
铣床主轴箱设计
目录1.题目要求及参数确定-------------------------------------------2 1.1设计要求--------------------------------------------------------------------2 1.2运动参数确定-------------------------------------------------------------21.3动力参数的确定------------------------------------------------------------22.运动设计------------------------------------------------------ 2 2.1传动组的传动副数的确定--------------------------------------2 2.2结构网和结构式各种方案的选择-------------------------------3 2.3拟定转速图----------------------------------------------------4 2.4齿轮齿数确定--------------------------------------------------52.5传动系统图----------------------------------------------------53.传动零件的初步计算---------------------------------------------6 3.1传动轴直径初定------------------------------------------------63.2齿轮模数的初步计算-------------------------------------------74.主要零件的验算-------------------------------------------------8 4.1三角胶带传动的计算和选定------------------------------------8 4.2圆柱齿轮的强度计算------------------------------------------10 4.3传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算---------------------144.4 滚动轴承的验算----------------------------------------------165.总结-----------------------------------------------------------------------------176.参考文献-------------------------------------------------------181. 题目要求及参数确定1.1设计要求1）机床的类型、用途及主要参数铣床，工作时间：二班制，电动机功率： 1.5N KW =，主轴最高、最低转速如下： max 1250n rpm =，min 100n rpm =变速级数：z=12。
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设计题目机床主传动系统设计系别机电工程分院专业机械制造及其自动化学生姓名专业班级班级学号设计日期车床设计任务书一、设计题目工件最大回转直径D max=300mm，/r轴最低转速=355min/r轴最高转速=1800min电机功率P=3KW，公比Ф=1.26=二、运动设计，确定结构式1. 查表得250 500 1000 265 530 1060 280 560 1120 300 600 1180 315 630 1250 335 670 1320 355 710 1400 375 750 1500 400 800 1600 425 850 1700 450 900 1800475 950 1900355，450，560，710，900，1120，1400，1800（共8级）或者Z=82.结构式、传动组和传动副数的确定 ①传动组和传动副数可能的方案有： 8=4×2 8= 2×4 8 = 2×2×2第一行方案有时可以省掉一根轴。
缺点是有一个传动组内有四个传动副。
如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。
所以一般少用。
第二行的方案根据 “前多后少”的原则。
取8 = 2×2×2 的方案。
②结构式或结构网的各种方案的确定 由①知方案有a.4212228⨯⨯=b.4122228⨯⨯=c.2142228⨯⨯=d.2412228⨯⨯=e.1422228⨯⨯=f.1242228⨯⨯=选择原则：I)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围降速传动中，主动齿轮的最少齿数受到限制m in u ≥41；避免被动齿轮的直径过大升速传动比最大值max u ≤2（斜齿传动max u = 2.5）尽量减少振动和噪声；各变速组的变速范围m ax R =max u /m in u ≤8-10 之间；对于进给传动链，由于转速通常较低，零件尺寸也较小，上述限制可放宽些。
8.251≤≤进i 。
故max 进R 14≤在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。
因为其它传动组的变速范围都比它小。
应为:max )1-(p n R R n x n ≤=ϕII)基本组与扩大组的排列顺序。
原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。
综上所述，方案4212228⨯⨯= 较好三、转速图与传动系统图1.根据已知参数，取4级电动机Y100L2-4，额定功率3KW ，满载转速1430min /r本例所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。
加上电动机轴共5轴。
故转速图需5条竖线，主轴共8速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，故需8条横线。
Ⅳ轴 8级速度355，450，560，710，900，1120，1400，1800Ⅲ轴 传动组变速 4ϕ=2.5，所以俩个传动副传动比为极限值1c i =21ϕ，22ϕ=c iⅡ轴 级比指数2，取转速为900,1120min /r Ⅰ轴 级比指数1，取 ϕ11=a i 13=a i变速组a ：1/1/101==ϕa u26.1/1/112==ϕa u共同组为50、52、54、56、66、68、70、72、74、82、84、86、…取二对传动副的齿数和为52，则：,变速组b ：1/1/101==ϕb u60.1/1/122==ϕb u共同组为44、48、52、54、60、62、70、72、78、80、82、86、88、90…取两对传动副的齿数和为54，则： ,变速组C ：1/60.11/21==ϕc u 60.1/1/122==ϕc u因为互为倒数，可以选任意组 取两对传动副的齿数和为62，则：,由此可得各变速组齿轮数,,,初步验算得最高转速最低转速验算合格四，动力计算（1），选择电机型号按照工作要求和条件，选用三相异步电动机，Y系列，额定电压380V。
已知电动机的额定功率是4KW，根据《车床设计手册》查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表一：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、传动比，可见第1方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y100L2-4，其主要性能如下表二：表二：（2），带轮数据的确定1.选择三角带类型选工况系数X=1.1，则计算功率4.441.1=⨯==KN N j 根据电机转速和计算功率，三角带取A 型。
2.确定带轮的计算直径2D A 型 取min D =100mm 2D =)-(121ξD n n ⨯ ，其中ξ=0.02 所以125）2%-1（100112014302=⨯⨯=D 3.确定三角带速度s m nD v /7.51000600314001100060min =⨯⨯⨯=⨯=ππ4.确定中心距0A0A =(0.7~2)(21D D +) 取0A =1.8*（100+125）=405 5.确定三角带的计算长度0l 及内周长n l0l =20A +1163.44)(）（20min 221≈-++A D D D D π将计算出的0l 数值取整到标准的计算长度1163.4=l 1120=n l6.验算三角带的绕曲次数n 。
6.70112057.110001000=⨯⨯==lmvn ﹤40（m 为带轮个数）7.确定实际中心距A 3842-00=+=l l A A8.验算最小包角000min201201763.57-180≥=⨯-≈AD D α 9.确定三角带根数根据1D =100mm ，n 1=1430r/min, 查表得P 0=1.32kW99.0=αk19.0=l K所以 1.28819.0*99.0*)11.01.32(=+=rP所以3根（3）传动件的计算转速（1）主轴 1-3min z j n n ϕ= =521.8计算转速为主轴从最低转速算起，第一个31转速范围内的最高级转速，即为min /4504r n =（2）各传动轴：轴Ⅲ可从主轴为450r/min ，按传动副24/38找上去，似应为1120r/min, 但由于轴Ⅲ上的最低转速560r/min ， 可使主轴得到355和900r/min 俩种转速， 900r/min 要传递全部功率， 所以轴Ⅲ计算转速应为560r/min,轴Ⅱ的计算转速可按传动副38/24推上去，得900r/min 。
各轴的计算转速如下：轴序号电１23 主计算转速（r/min）1430 1120 900 560 450 （4）验算转速误差：所有转速校验合格（5）、传动轴计算及其组件的设计8512.299.096.03额1=⨯⨯=⨯⨯=r b n n p p738.299.097.08512.212=⨯⨯=⨯⨯=r g n n p p 2.62999.097.02.73823=⨯⨯=⨯⨯=r g n n p p 2.52599.097.02.62934=⨯⨯=⨯⨯=r g n n p p（KW ）（6）计算各轴扭矩（n/mm ）（n/mm ）（n/mm ）（n/mm ）（7）各轴直径的估算4jP d KA mm N η≥ 其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数A-系数η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；j n -该传动轴的计算转速。
计算转速j n 是传动件能传递全部功率的最低转速。
各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。
Ⅰ轴：K=1.06，A=12028.28112096.08512.2)06.1120(41=⨯⨯=d ,取30mmⅡ轴：K=1.06，A=12057.2990096.0738.2)06.1120(42=⨯⨯=d , 取30mmⅢ轴：K=1.06，A=12032.9556096.02.629)06.1120(43=⨯⨯=d , 取35mmIV 轴：K=1.06，A=12035.4645096.02.525)06.1120(44=⨯⨯=d , 取40mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。
（8）主轴的计算主轴前轴径D 1与刀架上工件回转直径 d 的关系为：工件最大回转直径为300，所以这里前端直径90，结合查表得后轴颈，所以D 2=40则主轴的平均直径因为主轴孔径通常不小于主轴的平均直径的55%~60%，所以d=30 支承形式选择两支撑，初取主轴前端的悬伸量a=70mm ， 支撑跨距，实际取，则取L=360mm 。
主轴图（9）轴承的选择Ⅰ轴： 30206 ，D=62 B=18 圆锥滚子轴承 Ⅱ轴： 30206， D=62 B=18 圆锥滚子轴承 Ⅲ轴： 30207 ，D=72 B=17 圆锥滚子轴承 Ⅳ轴： 前取30212，D=110 B=22 圆锥滚子轴承后取30208 D=80 B=18 圆锥滚子轴承（10）齿轮的估算与计算1.弯曲疲劳（根据齿轮最多的齿轮进行计算与计算）齿轮弯曲疲劳的估算332jx w n Z Nm ≥ 1.56900293323=⨯≥w m1.75560333323=⨯≥w m1.79450383323=⨯≥w m2.齿面点蚀估算3370jn N A ≥'2jj j Z Z Am +=55.2790033703=≥A 2.162923110.54=+=j m64.7456033703=≥A 2.403321129.48=+=j m69.6445033703=≥A 2.253824139.28=+=j m3齿数模数齿轮的尺寸计算其中：I 轴Z1,Z3, II 轴Z2,Z4,Z5,Z7, III 轴Z6,Z8,Z9,Z11, IV 轴Z10,Z12尺宽的计算齿宽计算公式1d B d j ⨯Φ=（d Φ齿宽系数，d 1为小齿轮直径）d Φ=0.2-1.4两支乘相对小齿轮作对称布置最大，两支乘相对小齿轮作不对称布置d Φ取中等，小齿轮作悬臂布置d Φ最小Ⅰ轴Z min =23 d Φ=0.5 B j1=0.5×57.5=28.75 圆整取30 Ⅱ轴Z min =21 d Φ=0.5 B j2=0.5×52.5=26.25 圆整取28 III 轴Z min =24 d Φ=0.5 B j3=0.5×60=30 IV 轴Z min =24 d Φ=0.5 B j4=0.5×60=30在设计上，相啮合齿轮的一对齿轮，小齿轮比大齿轮宽5-10mmB 1=30，B 2=28，B 3=36，B 4=28，B 5=30，B 6=30，B 7=36，B 8=30，B 9=30，B 10=36，B 11=36，B 12=30机床主轴展开图九、参考文献罗宗泽主编. 《机械设计课程设计手册》.第4版北京：高等教育出版社. 2012关慧贞，冯辛安，主编. 《机械制造装备设计》，第3版. 北京：机械工业出版社. 2009 濮良贵，纪名刚主编. 《机械设计》第八版. 北京：高等教育出版社2006。