【正文】 ，噪聲較低，振動(dòng)要小，操作方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。如中型車床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺(tái)應(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求。CA6140主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來(lái)保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個(gè)小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計(jì)確定，并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對(duì)顏色的喜好及風(fēng)俗。 普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時(shí)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。過(guò)小，增加帶彎曲次數(shù)；過(guò)大，易引起振動(dòng)。帶撓曲次數(shù)＝1000mv/=；實(shí)際中心距 故小帶輪包角單根V帶的基本額定功率,查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表28，；單根V帶的基本額定功率增量 ——彎曲影響系數(shù)，查表29，取 ——傳動(dòng)比系數(shù)，查表210， 故；帶的根數(shù) ——包角修正系數(shù)，查表211，； ——帶長(zhǎng)修正系數(shù)，查表212，； 故 圓整z取4；單根帶初拉力 q——帶每米長(zhǎng)質(zhì)量，查表213，； 故＝帶對(duì)軸壓力設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。mm）； Mn＝955η/＝95511＝（N Nd——電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率； K——安全系數(shù)，～； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表215，取f=； ——摩擦片的平均直徑（mm）。 b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（Dd）/2=23mm； ——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）；＝＝＝ ——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表215，； ——速度修正系數(shù) ＝n/6=（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表216，； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表217，； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表218。摩擦片的厚度一般取2（mm），～（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用10或15鋼，～（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； T齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。驗(yàn)算56：=≤[]=1250MP符合強(qiáng)度要求對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。 —該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20186。其額定壽命的計(jì)算公式為： C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；—功率利用系數(shù)，查表3—3；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》；P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； 從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 B齒寬（mm） Z小齒輪齒數(shù)； u大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“”號(hào)用于內(nèi)嚙合； 壽命系數(shù)：工作期限系數(shù)：T齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得： =式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。 傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。 《機(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為：式中 L。其額定壽命的計(jì)算公式為： C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；—功率利用系數(shù)，查表3—3；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》；P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； 從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； 齒輪