时，辅助支撑才起作用。
本设计，前支撑作为主要支撑点，选择双列短圆柱滚子轴承，型号为型，它承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好的满足设计要求，但不能承受轴向力。
本设计在中支撑处选择两列型推力球轴承，在作辅助支撑的同时，配合前支撑承受轴向力。
后支撑采用内圆外锥式滑动轴承，方面，它能满足高速，高精度，重载，以及同时承受较大轴，径向力的要求另方面，它能将主轴由前向后的轴向力，充分的传至机身上，保证主轴良好的运转精度和动力性能。
各滚动轴承均有螺母调整其轴向间隙，内圆外锥式滑动轴承可通过双向背帽调整其径向间隙。
主轴的强度校核主轴作为车床的输出轴，方面，通过卡盘带动被夹工件回转，另方面，由于主轴精度，性能要求较高，导致其结构及其上传动元件布置较复杂，因而主轴般都较粗，且均做成中空轴，以保证在同等材料用量下，有较高的强度，刚度以及疲劳强度。
本次设计，只针对主轴进行强度校核，其它轴，以及刚度，疲劳强度校核限于篇幅不作讨论。
本次设计，主轴的动力来源有两种，是通过背轮机构获得低级转速，是通过内齿离合器获得高级转速。
这两种情况下，主轴的受力状况显然不同，因而应分别进行受力分析并校核。
另外，车床主轴前端般布置卸荷装置，可将切削过程中的切削力传至机身上，故在强度校核时不考虑切削力的影响。
由于主轴同时承受弯矩和转矩，在进行校核时，按弯矩和转矩的合成强度条件进行校核，根据第三强度理论，可推得ε本设计主轴的材料为经调质处理的钢，它的许用疲劳强度。
在验算前，先进行些简略处理简化计算。
主轴的结构简图如图所示，其上传动元件具体的轴向位置如图纸所示。
这里，由于中间支撑仅做辅助支撑，在进行受力分析时，并不将其看做是支撑反力点。
左右轴承集中反力作用点，均看做作用在轴承支撑的中点处。
现将主轴上各传动元件的作用点位置和距离表示如下图主轴及其上元件轴向位置简图截面处的垂直弯矩截面处的合成弯矩同理，截面处的当量弯矩为ε轴的受力图，转矩图，弯矩图如图所示。
同样，截面处当量弯矩最大，故可能为危险截面。
已知。
，所以其强度也足够。
图高级轴的强度计算综上所述，两种情况下主轴的强度均足够，故本次设计的主轴尺寸满足要求。
参考文献彭文生等主编机械设计第版北京高等教育出版社，李余庆等主编机械制造装备设计第版北京机械工业出版社，唐增宝等主编机械设计课程设计第版武汉华中科技大学出版社，吴宗泽主编机械零件设计设计受册第版北京机械工业出版社，高级传动时强度验算这种情况下，主轴上右边的固定齿轮受力，其受力简图如图所示。
转矩圆周力径向力水平面上的支反力垂直面上的支反力截面处的水平弯矩截面处的垂直弯矩截面处的合成弯矩因主轴单向回转，视转矩为脉动循环，ε，则截面处的当量弯矩为ε轴的受力图，转矩图，弯矩图如图所示。
按弯扭合力来校核轴的强度截面处当量弯矩最大，故可能为危险截面。
已知。
，所以其强度足够。
图低级轴的强度计算高级传动时强度计算这种情况下，主轴左边的内齿离合器直接与轴外齿啮合。
其受力简图如图所示。
同理有转矩圆周力径向力水平面上的支反力垂直面上的支反力截面处的水平弯矩有如下经验公式式中，该传动轴传递的额定功率，η，单位。
η电机到该轴传动件传动效率总值。
当量直径，单位。
计算转速，单位。
对于花键轴，轴内径般要比小。
允许扭转角的确定般，机床各轴的允许扭转角参考值见表表机床各轴允许扭转角本次设计，中间传动轴允许扭转角均取。
计算转速的确定计算转速是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速般为故本次设计，。
根据转速图图，即可确定各轴的计算转速见下表。
表各轴的计算转速各轴传递功率的确定各轴的传递功率η。
在确定各轴效率时，不考虑轴承的影响，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。
般机床上格传动元件的效率见下表。
表机械传动效率变速箱圆柱齿轮传动选取级精度，主轴箱精度要求高，选取级精度。
由表，表，表以及公式即可确定各轴传递效率以及当量直径。
见下表表机床各中间传动轴传递功率及计算直径齿轮模数的估算按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系统各参数都已知道的情况后方可确定，所以，只在草图完成后校核用。
在画草堂前，先估算，再选用标准齿轮模数，般同变速组中的齿轮取同模数，个主轴，变速箱中的齿轮采用种模数。
传动功率的齿轮模数般取大于。
在中型机床中，主轴变速箱中的齿轮模数常取。
由中心距及齿数可求齿轮模数为根据生产实践经验，按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式式中，大齿轮的计算转速，单位为。
该齿轮传递功率，单位为。
从轴到轴，则。
从轴到轴，则，我设计的齿轮宽度。
而对于主轴箱内故变速箱内相邻固定齿轮间距离应不小于。
图齿轮的轴向布置传动轴及其上传动元件的布置轴的设计图轴及其上传动元件布置图轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为。
左右端均选取深沟球轴承，其型号分别为，。
右端为齿皮带轮，与轴平键连接，电机工头右端带轮将动力传至轴，又通过滑移齿轮传动力至轴。
轴的设计图轴及其上传动元件布置图轴上为个固连齿轮，左边个为与轴配合的齿轮，右边各与轴配合。
相应花键轴段尺寸为，左，右端均为型号为的深沟球轴承。
动力从轴传至轴，并通过右边两齿轮传动力至轴。
轴的设计图轴及其上传动元件布置图轴上有联滑移齿轮，与轴的个固定齿轮啮合。
与之配合的相应花键轴段尺寸为。
左，右均为型号为的深沟球轴承。
左端为齿皮带轮，动力从轴传至轴，再通过左边的带轮传动力至轴。
轴的设计图轴及其上传动元件布置图轴实际上是带有齿轮，并套在主轴左端的套筒。
两个型号为的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。
左端为齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。
动力从轴径皮带轮传至轴，再通过右边齿轮将动力传出。
轴的设计图轴及其上传动元件布置图轴实际上是背轮机构，其上个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在起，进而达到变速目的。
与之配合的花键轴尺寸参数为。
左右均为型号为的深沟球轴承。
当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与轴齿轮啮合时，主轴将得到低级转速。
若拨动滑移齿轮，使与之故连得拨叉主轴上齿轮直接与轴齿轮啮合时，主轴将得到高级转速。
主轴的设计图主轴及其上传动元件布置图主轴上装有受轴背轮机构上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主轴上的与轴右端小齿轮的齿轮。
当轴齿轮直接与内齿离合器啮合时，主轴将得到高级转速。
当脱开时，故连齿轮与背轮机构恰好接通，通过两个的减速，主轴将得到低。
从轴到轴，则。
由以及表各轴齿轮传动齿数和，对于最小齿数和，则有各轴应满足的最低模数。
故对于轴，轴，，则。
对于轴，轴，，则。
对于轴，轴，，则。
因而，对于变速箱内圆柱齿轮传动，统取。
由于主轴传递扭矩大，故对于主轴箱内齿轮模数取。
各轴直径及各齿轮齿数的确定。
在生产实际中，轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的，花键连接以其对中性好，导向性能好，应力集中小等优点获得广泛应用。
因而本次设计中，所有的传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径来选取适当标准的花键轴径，再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动副的齿数。
具体各花键轴尺寸，齿轮齿数和的选取见下表。
表各花键轴参数以及相应传动副齿轮齿数和这里需要说明三点花键轴参数尺寸代表。
表示花键轴齿数，表示花键轴大径，表示小径，表示齿宽，具体图样见下图图矩形花键轴齿轮齿数的选取，应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于。
如图纸绘制的车床主传动系统图所示，轴做成带有齿轮的中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。
轴和轴间为皮带轮传功。
结构设计结构设计包括主轴箱，变速箱的结构，以及传动件传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等，主轴组件，箱体以及连接件的结构设计和布置等等。
齿轮的轴向布置本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当对齿轮完全脱离后，令对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。
所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有的间隙。
齿轮齿宽般取，对变速箱内齿轮传动副模有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴到轴可得到种不同的传动速度同理，轴到轴有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴到轴共可得到种不同的传动转速。
图传动方案在制定机床传动方案时，常将传动链特性的相关关系画成图，以供比较选择。
该图即为结构网图。
结构网只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值，因而绘制成对称形式图。
由于主轴的转速应满足级比规律从低到高间成等比数列，公比为，故结构网上相邻两横线间代表个公比。
为了使根轴上变速范围不超过允许值，传动副输越多，级比指数应小些。
考虑到传动顺序中有前多后少原则，扩大顺序应采用前小后大的原则，即所谓的前密后疏原则。
故本设计采用的结构式为级数。
按传动顺序的各传动组的传动副数。
各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。
该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序致。
图为该传动的结构式。
图结构网绘制转速图绘制车床转速图前，有必要说明两点为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制页最小传动比最小传动比斜齿轮所以，在个变速组中，变速范围要小于等于，对应本次设计，转速图中，个轴上的传动副间最大不能相差格。
前缓后急原则即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。
车床转速图与它的主传动系统图密切相关。
故在绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。
图普通车床主传动系统
CM6132车床主传动设计
