最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计课程设计

最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计

系名： 专业班级： 学生姓名 学号 指导老师 指导老师职称

第一章绪论

第2章 传动方案的拟定及说明 车床的规格系列和用途 操作性能要求 主轴级数的拟定 变速结构的设计

3、主电机功率——动力参数的肯定 肯定变速组及各变速组中变速副的数量 结构网的拟定

肯定各变速组变速副齿数

1）肯定齿轮齿数 结构设计的内容、技术要求和方案 第4章 传动件的设计

带轮的设计 区别看看 机设p163 传动轴的直径估算 肯定各轴转速 肯定各轴转速

齿轮的布置

传动轴直径的估算

键的选择各变速组齿轮规格的肯定(好好查查

机械设计手册)

齿宽的肯定 带轮结构设计 各轴轴承的选用

片式摩擦聚散器的选择

一、 摩擦聚散器上扭矩的计算 3 计算轴向压力Q

第5章 主轴组件的设计 主轴的大体尺寸肯定 外径尺寸D 主轴孔径d 主轴悬伸量a 支撑跨距L

主轴最佳跨距L0的肯定 主轴的验算

主轴组件弯曲刚度的验算 主轴组件扭转刚度的验算 主轴轴承寿命的验算 7）主轴材料与热处置 6）头部尺寸的选择

第6章 箱体与润滑的设计 箱体的设计 润滑与密封 其他

目录

第一章车床参数的拟定 车床主参数和大体参数

运动设计

传动结构式、结构网的学选择肯定

第2章 传动方案的拟定及说明 车床的规格系列和用途

普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵循的基础。因此，对这些大体知识和数据作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。

最大加工直径 最高转速 最低转速 电机功率 P（kW） Dmax(mm) nmax( rmin) nmin( rmin) 公比 400 2000 45 4 表 车床的主参数（规格尺寸）和大体参数表 操作性能要求

1）具有皮带轮卸荷装置

2）手动操纵双向片式摩擦聚散器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成 变速结构的设计

变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用互换齿轮、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。这次设计中，咱们采用分离变速型式的主轴变速箱。 主轴级数的拟定

由设计任务已知：机床主轴

极限转速为： nmax2000rmin、nmin45rmin

公比： 1.41

考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数z=12,设其转速公比为。则由式：

Rn

nmaxnminz1 （1）

现以= 代入上式：

Rnnmaxnmin2000441.41z145

得： Z=12

61.411.06因为：查表（机制）表2-4，首先找到45，然后每跳过5个数

取一个数，即可取得公比为的数列：4五、63、90、12五、180、250、35五、500、710、

1000、1400、2000共12级转速。

综合上述可得：主传动部件的运动参数

nmax=2000rmin nmin=45rmin Z=12 =

3、主电机功率——动力参数的肯定

合理地肯定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，知足生产需要，又不致使电机常常轻载而降低功率因素。

选择电动机的原则有两点：

①考虑电动机的主要性能（启动、超载及调速等）、额定功率大小、额定转速及结构型式等方面要知足生产机械的要求。 ②在以上前提下优先选用结构简单、运行靠得住、保护方便又价钱合理的电动机。

中型普通车床典型重切削条件下的用量

刀具材料：硬质合金YT15（采用车刀具，可转位外圆车刀） 刀杆尺寸：16mm25mm b= 刀具几何参数：

0=10o，=-10o，r=75o， r=。

sa工件材料：钢铁材料（取热轧45号钢）

切削方式：车削外圆 表面粗糙度：R=

查表可知(切削用量参考表、硬质合金外圆车刀切削速度参考值表) ：背吃刀量ap=4mm 进给量f(s)=r 切削速度V=100m/mins) 功率估算法用的计算公式 机床功率的计算，

主切削力的计算 主切削力的计算公式及有关参数：

Fc=9.81CFcapxFcfyFc(60Vc)nFcKFc =0.30.75100切削功率的计算

0.15 =1620（N）

Pc=Fcvc103=103=（kW）

依照一般情况，取机床变速效率=.

PZ=2.705=(kW) 0.8

按照《机械设计师手册》Y系列（IP44）封锁式三相异步电动机技术数据表，该系列电动机为一般用途全封锁自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。咱们选取Y112M-4型三相异步电动机，额定功4kW,满载转速1440rmin，额定转矩，品质47kg。

肯定变速组及各变速组中变速副的数量

级数为Z的主变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组别离有Z、Z……个变速副。即

ZZ1Z2Z3

Zab ，变速副中由于结构的以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：

实现12级主轴转速转变的传动系统可以写成多种传动副的组合:

1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2 5) 12=2×2×3

12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能，应该遵守以下四个原则： （1）传动副前多后少原则

（2）传动顺序与扩大顺序相一致的原则

（3）变速组的降速要前快后慢，中间轴的转速不宜超过电动机的转速 （4）转速图中传动比的分派

以上原则，还需按照具体情况加以灵活运用。 分析：

1） 和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将

大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必需互锁以避免两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。

2） 依照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩

擦聚散器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加上主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。

3）方案4，因为I轴上装有双向摩擦片式聚散器M，轴向尺寸较长，为使结构紧凑第一变速组采用了双联齿轮，而不是依照前多后少的原则，采用三个传动副。 设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般降速最小传动比u主min1/4 ；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般直齿圆柱齿轮最大升速比u主max2。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取u主max2.5。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围R主maxu主maxu主min(2~2.5)0.25(8~10)。

在设计时必需保证中间变速轴的变速范围最小。 综上所述：方案采用12=2x3x2 结构网的拟定

由上选择的结构式12=23×31×26 ,画其结构图如下：

图结构网

结构式的拟定

（1） 选择Y112M-4型三相异步电动机。 （2） 分派总降速变速比 总降速变速比i=（3）主轴转速

nmin=45r/min、

nmin

⁄nd=45⁄2000=0.0225

1.41、z = 12 4五、63、90、12五、180、250、35五、500、

710、1000、1400、2000共12级转速

在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组别离设为a、b、c。现由Ⅳ（主轴）开始，肯定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：

1先来肯定Ⅲ轴的转速 变速组c 的变速范围为

61.4168Rmax[8,10]，结合结构式，

Ⅲ轴的转速只有一种可能：ua1=

11.414

，ua2=1.412

710、500、355、250、180、125 r/min。 2肯定轴Ⅱ的转速

变速组b的级比指数为1，决定其余变速组的最小传动比按照“前慢后快”的原则。 ua1=1.413， ua2=1.412,ua3=1.41 , 轴Ⅱ的转速肯定为：500、1400 r/min。 ③肯定轴Ⅰ的转速

对于轴Ⅰ，其级比指数为3,可得 ua1=1.41 ua2=1.412

肯定轴Ⅰ转速为1000r/min。 肯定各变速组变速副齿数

齿轮齿数的肯定必需在保证转速在允许误差范围的前提下，对于闭式传动尽可能符合减少模数、增加齿数的选定最小齿数的原则，同时又应考虑到使齿轮结构尺寸紧凑，通过衡量、分析计算最后肯定出较为合理的齿数。

齿数是按各个变速组别离进行计算肯定的。按照转速图中各个传动副的传动比来肯定齿数等

可用计算法或查表肯定齿轮齿数，后者更为简便，此处咱们采用查表法。按照要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和选择时应考虑：

1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数2.齿轮的齿数和

11

1

1

SZ，查表即可求出小齿轮齿数。

ZminZmin=17

SZ不能太大，以避免齿轮尺寸过大而引发机床结构增大，一般推荐齿数和

SZ≤100-120，常选用在100之内。

3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必需保证相等。 4.保证强度和避免热处置变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚

5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。

图 齿轮的壁厚

1）肯定齿轮齿数 1. 用计算法肯定第一个变速组中各齿轮的齿数

其中：

ZiZi'Szi

ZiZi'i

Zi—主动齿轮的齿数 Zi'—被动齿轮的齿数

i—对齿轮的传动比 SZ—对齿轮的齿数和

为了保证不产生根切和保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 𝑢1=

11.41

（查1.9881）、ua2=1.412

知足以上条件的

SZ=84、87、8九、90、9二、97、10一、102……

且齿根圆直径应大于摩擦聚散器外片外径，即大于90mm。故把Z1的齿数取大些。取Z1=40则

Z1'=Z1404080

u11/211.412齿数和

SZ=Z+Z'=40+80=120

1

1

一样按照公式:

SZZ2Z2'120

𝑍2/𝑍2′=φ=1.41 Z2 = 70

Z2'=50

1

1

2. 用查表法肯定第二变速组的齿数

1） 首先第二变速组u1、u2、u3中各传动比：𝑢1=1.413(查2.80322)、𝑢2=1.412（查1.9881）、𝑢3=

11.41

能同时知足三个传动比要求的齿数和有

SZ=84、87、92、102、104、107、10八、110、111、114、11五、11八、119

2） 肯定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时知足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为24，则对应的齿数和为

SZ=84。

3） 依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为：

Z324、Z430、Z537

4221.98113.9) 肯定第三变速组u1、u2中各传动比u1=、选取齿数和为

101，在同时知足两个传动比的齿数和中，选取小齿轮的齿数为18、30

同理可得其它的齿轮如下表所示： 表 各传动组的最小齿轮齿数和齿数和 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 齿轮 齿数 120 84 90 Z1 80 Z2 Z1' Z2' Z3 Z4 Z5 Z3' Z4' Z5' Z6 Z7Z6' Z7' 50 40 70 22 28 35 62 56 49 18 60 72 30

绘制变速系统图

按照轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：采用分离式结构

第3章 传动结构设计

结构设计的内容、技术要求和方案 由转速图肯定各轴及各齿轮计算转速

计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由《金属切削机床》表8—2可查得主轴的计算转速

njnmin轴的计算转速为

z13

为从主轴最低转速算起，第一个

13转速范围内的最高一级转速，即为n4125rmin。Ⅲ

、Ⅱ轴的计算转速为

nj3180rmin

nj2500rmin、Ⅰ轴的计算转速为

nj11000rmin 各传动齿轮的计算转速如下表：

表 齿轮的计算转速 齿轮 Z1 Z2 Z1' Z2' Z3 710 1400 500 500 Z4 500 Z5 500 Z3' Z4' Z5' Z6 Z7Z6' Z7' 355 250 180 180 180 125 355 计算转速 710 （r/min） 第4章 传动件的设计

带轮的设计 区别看看 机设p163

带传动是一种挠性传动，具有结构简单、传动平稳、价钱低廉缓和冲吸振等特点，在近代机械中普遍应用。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4kW,传动比i=，天天8小时，工作年数10年。 (1)肯定计算功率

Pca

PcaKAP

PK（式中ca为v带计算功率，kW、A为工作情况系数、P为电动机额定功率）

查《机械设计》，由表8-7查的工作情况系数 则

PcaKAP1.144.4kW（小轮转速（即电机轴转速）为1440

rmin查《机械设计》

图8-10）

（2）选择V带的带型 按照

Pca、n，由《机械设计》图8-10，选用A型普通V带。

(3)肯定带轮的基准直径dd并验算带速v。

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dd1不宜过小，即

dd1dd1min。

1） 初选小带轮的基准直径dd1。

按照《普通V带轮的基准直径系列》取主动小带轮基准直径dd190mm。 由公式

2)、验算带速度v， 按公式验算带的速度

vdd1n16010003.149014406.78m

s601000∵5msv30ms，故带速适合。 3）计算大带轮的基准直径

dd2n1dd11 n21dd21/290(10.02)176.4mm

式中：

n-小带轮转速，n-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取。

按照《普通V带轮的基准直径系列》圆整为180

mm。

(4)肯定V带的中心距a和基准长度Ld

带轮的中心距，通常按照机床的整体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 按照经验公式

1）0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)

取0.7(90180)a02(90180)取a0500mm。 2）由计算带轮的基准长度公式：

Ld02a02dd1dd2ddd1d24a02

3.14(18090)2Ld02500901801428mm

24500由表8-2选带的基准长度 Ld1400mm3)肯定实际中心距

aa0LdLd014001428500514mm52022

amina0.015Ld5200.0151400499mm中心距的转变故范围为499amaxa0.03Ld5200.031400562mm

562mm

(5)、验算三角带的挠曲次数

1000mv100026.789.5040次L1428，故能知足要求。

(6)、验算小带轮上的包角1 按照公式

1180

dd2dd11809057.318057.3170120 a520

(7)、肯定三角带根数Z

1）计算单根V带的额定功率Pr 由

dd190和

n11440，查表8-4a得

P01.0

按照

n11440，i2和A型带，查表4-8b得

，表8-2得

P00.169kW，于是

查表8-5得

K0.980KL0.960Pr(P0P0)KKL(1.00.169)0.9800.960kW1.16kW2） 计算V带根数z

zPca4.43.79Pr1.16

Z故取4根

(8)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 查表8-3的A型带《V带单位长度质量》得，q=m

由公式：

(F0)min500pca2.5K4.4(2.50.98)()qv25000.16.782105.3N vZK6.7850.98其中：

pca-带的变速功率,KW；

v-带速,m/s；

q-每米带的品质，kg/m；取q=m。 v = 1440r/min = s。 （9）计算作用在轴上的压轴力Fp压轴力的最小值为

(Fp)min170o2z(F0)minsin24105.3sin839.2N

221

传动轴的直径估算

传动轴除应知足强度要求外，还应知足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除载荷很大的情况外，可以没必要验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必需保证传动轴有足够的刚度。 肯定各轴转速

⑴、肯定主轴计算转速：

由转速图肯定各轴及各齿轮计算转速

计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由《金属切削机床》表8—2可查得主轴的计算转速

njnminⅢ轴的计算转速为Ⅱ轴的计算转速为

z13

为从主轴最低转速算起，第一个

13转速范围内的最高一级转速，即为n4125rmin。

nj3180rminnj2500rminⅠ轴的计算转速为

nj11000rmin

各传动齿轮的计算转速如下表： 表 齿轮的计算转速 齿轮 Z1 Z2 Z1' 710 710 1400 Z2' 500 Z3 500 Z4 500 Z5 500 Z3' Z4' Z5' Z6 Z7Z6' Z7' 355 250 180 180 180 125 355 计算转速 （r/min）

验算主轴转速误差

由于肯定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过±10(ψ-1)%。 主轴各级实际转速值用下式计算

n实nd(1)u1u2u3u4其中：

ε—滑移系数=2%

u1、 u2 、u3 、u4别离为各级的传动比

转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示

nn实际n理论n理论100%10(1)%

90502218n实144012%44.7r/min180706272

n44.745100%0.7%4.1%45

一样其他的实际转速及转速误差如下:

表各级传动组的转速误差 n1 n2 n3 n4 n5 主轴转速 理论转速 实际转速 45 63 63 0 90 90 0 125 180 n6 250 252 n7 355 n8 500 504 n9 710 720 n10 1000 n11 1400 n12 2000 2016 转速误差 （%） 故转速误差知足要求。

齿轮的布置

为了使变速箱结构紧凑和考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布

置如下图所示。

图齿轮结构的布置

传动轴直径的估算：肯定各轴最小直径 机造p106

按照轴的最小直径公式，d914Pnjmm，并查表表

刚度主 一般的传较低的传要求 轴 动轴 动轴 允许的扭转角 [] —1 1— —2 对于一般的传动轴，取[]=。取估算的传动轴长度为1000mm。 ①Ⅰ轴的直径：取10.96,n1j710r/mind9144nj914

40.9624.1mm，圆整为d1=25mm

7101.1②Ⅱ轴的直径：取210.980.990.990.922,nj2355r/min

d9144nj49140.92228.37mm,圆整为d2=32mm

3551.1③Ⅲ轴的直径：取320.980.990.,nj3125r/min

d9144nj91440.36.50mm ,圆整为d3=38mm

1251.1其中：P-电动机额定功率（kW）；

-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

； nj-该传动轴的计算转速（rmin） -传动轴允许的扭转角（m）。

键的选择

查《普通平键和普通楔键的主要尺寸》选择轴上的键，按照轴的直径

d22~30，键的尺寸选择键宽b键高h取87，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为键宽b键高h取2816，键的长度L取100。 采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。

d1'=25×= d2'=32×=

d3'=38×=

查表可以选取花键的型号其尺寸NdDb(GB114487)别离为

d1:621255 d2:626326 d3:832386

各变速组齿轮规格的肯定(好好查查机械设计手册)

齿轮模数的肯定：

齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，按照齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数mH和mF，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一

样，通常不超过2～3种模数。

先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮,齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40Cr(合金铸钢调质)，硬度为280HBS：（一对轴承的传递效率为，齿轮传动效率为，此处去轴承位）

按照《机械设计手册》有公式：

mH160203①齿面接触疲劳强度：

KP(1)2mnjz2HP

mF4303②齿轮弯曲疲劳强度：

KPmnjzFP

⑴ a变速组：别离计算各齿轮模数，先计算最小齿40的齿轮。

mH160203①齿面接触疲劳强度：其中:

KP(1)2mnjz2HP

-公比 ； = 2；

mmbm510=；

P-齿轮传递的名义功率；P = =；

-齿宽系数

HP-齿轮许允接触应力HP0.9Hlim，Hlim按MQ线查取;（查查这个图）

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取。（查表）

Hlim=650MPa，

HP650MPa0.9585MPa

∴mH11602031.22.8831.65mm

8502258521000按照《标准模数系列》将模数圆整为2mm。

mF4303②齿轮弯曲疲劳强度：

KPmnjzFP

其中: P-齿轮传递的名义功率；P = =；；

m-齿宽系数

mbm510=；

FP-齿轮许允齿根应力FP1.4Flim，Flim MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速nj1000r/min;

K-载荷系数取。

Flim300MPa，

∴FP300MPa1.4420MPa ∴mF143031.22.881.2mm

8100050420按照《标准模数系列》将齿轮模数圆整为 。 ∵mH1mF1所以m12mm 于是变速组a的齿轮模数取m = 轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径：

da123876mm；da223366mm;da322958mm 轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径别离为：

''da；da124896mm2253106mm;da3257114mm

⑵、b变速组：肯定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数25的齿轮。

mH160203①齿面接触疲劳强度：其中:

KP(1)2mnjz2HP

-公比 ； =；

mmbm510=；

P-齿轮传递的名义功率；P = =；

-齿宽系数

HP-齿轮许允接触应力HP0.9Hlim，Hlim由MQ线查取;

nj-计算齿轮计算转速nj800n/min;

K-载荷系数取。

Hlim=650MPa，

∴HP650MPa0.9585MPa ∴mH21602031.22.883.52.44mm 228252.5585800 按照《标准模数系列》将齿轮模数圆整为3mm

mF4303②齿轮弯曲疲劳强度：

KPmnjzFP

其中: P-齿轮传递的名义功率；P ==；

m-齿宽系数

mbm510=；

FP-齿轮许允齿根应力FP1.4Flim，Flim由MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速nj500n/min;

K-载荷系数取。

Flim300MPa，

∴FP300MPa1.4420MPa ∴mF243031.23.6882.12mm

850022420按照《标准模数系列》4将齿轮模数圆整为3mm 。 ∵mH2mF2所以m23mm 于是变速组b的齿轮模数取m = 4mm 轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径：

db1334102mm；db232575mm 轴Ⅲ上二联从动轮齿轮的直径别离为：

db'13162mm；db'2353159mm；

⑶、c变速组：肯定轴Ⅲ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。

mH160203①齿面接触疲劳强度：其中:

KP(1)2mnjz2HP

-公比 ； =4；

mmbm510=；

P-齿轮传递的名义功率；P = =；

-齿宽系数

HP-齿轮许允接触应力HP0.9Hlim，Hlim由MQ线查取;

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取。

Hlim=650MPa，

∴HP650MPa0.9585MPa ∴mH21602031.23.5655.16mm 228184585180 按照《标准模数系列》将齿轮模数圆整为5mm

mF4303②齿轮弯曲疲劳强度：

KPmnjzFP

其中: P-齿轮传递的名义功率；P ==；

m-齿宽系数

mbm510=；

FP-齿轮许允齿根应力FP1.4Flim，Flim由MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取。

Flim300MPa，

∴FP300MPa1.4420MPa ∴mF243031.23.563.15mm

818018420按照《标准模数系列》4将齿轮模数圆整为4mm 。 ∵mH2mF2所以m3=5mm 于是变速组c的齿轮模数取m = 5mm 轴Ⅲ上主动轮齿轮的直径：

dc151880mm；dc2560300mm

轴Ⅳ上二联从动轮齿轮的直径别离为：

dc'1572360mm；dc'2530150mm

⑷、标准齿轮参数：20，h*1，c*0.25

*d=(z+2ha)ma1齿顶圆直径 ；

齿根圆直径

df(z12ha2c)m；

分度圆直径 d=mz；

*h=ham齿顶高 a；

齿根高

hf=(h*a+c*)m；

齿轮的具体值见表

表齿轮尺寸表 （单位：mm） 齿轮 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 齿数 z 80 40 50 70 35 49 28 56 22 62 60 30 18 72 模数 m3 3 3 3 4 4 4 4 4 4 5 5 5 5 分度圆直径d 240 120 150 210 140 196 112 224 88 248 300 150 90 360 齿顶圆直径齿根圆直径 130 186 102 214 78 238 齿顶高 齿根高 mn da df ha 2 2 2 2 4 4 4 4 4 4 5 5 5 5 hf 5 5 5 5 5 5 246 126 156 216 148 204 120 232 96 256 310 160 100 370 齿宽的肯定 由公式bmm(m5~10取8)得：

①Ⅰ轴主动轮齿轮b8216mm； ②Ⅱ轴主动轮齿轮b8324mm； ③Ⅲ轴主动轮齿轮b8540mm；

一般一对啮合齿轮，为了避免大小齿轮因装配误差产生轴向错位时致使啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm取6）。 所以：b1b3b516mm,b2b4=b6=10mm

b7b924mm,b8=b1018mm b11b1340,b12b1433mm

各轴间中心距的肯定

带轮结构设计 ⑴、带轮的材料

常常利用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 ⑵、带轮结构形式

V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径

(z1z2)m(4080)3180(mm)； 22(22+62)4d168(mm)；

2(1872)6dV270(mm)2 ddd2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当

dd300mm可以时，

采用腹板式，

dd300mm,同时D1d1100mm时可以采用孔板式，当

dd300mm可以采用轮辐式。

带轮宽度：B(z1)e2f(41)152963mm。 分度圆直径：

dd250mm。

⑶、V带轮的论槽

V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应 mm

槽型 bd haminhfmin e fmin dd与 dd相对应得 32o 34o 36o 38o A 150.3 9 — 118 — 118 o（1） V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生转变。为了使V带的工

作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于40。

（2） V带安装到轮槽中以后，一般不该该超出带轮外圆，也不该该与轮槽底部接触。为

此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度

（3）轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。

带轮的技术要求

铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂痕、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺点进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GBT13575.192中的规定。

各轴轴承的选用

①主轴 前支承：NN3000K，前支承：NN3000K ②Ⅰ轴 前支承：30208;带轮处支承：6210 ③Ⅱ轴 前支承：30207;中后支承：30207 ④Ⅲ轴 前支承：30208;后支承：30208

4b5b7b932mm,b6b8=b1027mm

片式摩擦聚散器的选择

片式摩擦聚散器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部份零件已标准化。在机床主轴箱变速传动顶用于主轴的启动和正、反转。 一、 摩擦聚散器上扭矩的计算 由上可知轴Ⅰ

hamin和hfmin。

d1取 6-25×21×5，直径为20mm、转速为nj11000rmin。

摩擦聚散器所在轴（Ⅰ轴）的扭矩由下式计算：

MfKMmK9550nNj1 式中：

Mf—聚散器的额定静扭矩

K—安全系数

Mm—运转时最大扭矩

N—电动机额定功率

nj1 —Ⅰ轴计算转速

—电动机轴到Ⅰ轴传动效率 由上知：N=、

nj1=1000

rmin、=。查《机床设计手册》表得 K=。则

由表查的摩擦聚散器外片外径D=90mm，内片内径d=30mm， 则其平均圆周速度

5.5Mf1.5955010000.9675.N•mv1000601）

dndD210001000603.14ms

计算摩擦面对数Z

vm

式中：f—摩擦片间摩擦系数 [p]— 许用压强MPa

D— 摩擦片外片外径mm d— 摩擦片内片内径mm Kv— 速度修正系数

Kz— 结合面数修正系数 Km— 接触系数修正系数

查表12得f=、[p]=.；查表13得Kv =、Km =所以经计算得KzZ=取Z=10则摩擦片的总数为10+1=11片。

ZfpD3d3K120Mn•K•KZK3 计算轴向压力Q

轴向压力可由下式计算：

Q4D2d•p•kvN2

第5章 主轴组件的设计

主轴的结构贮存应知足利用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准肯定出。通常，按照利用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的模拟分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计肯定下来，最后在进行必要的验算或实验，如不能知足要求可从头修改尺寸，直到满意为直。 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。

主轴的大体尺寸肯定 外径尺寸D

主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径D1。D1选定后，其他部位的外径可随之而定。D1一般是通过筒规格的机床模拟分析加以肯定。按照下图的资料参考，P为4KW，最大加工直径为400mm。

所示为普通车床主轴前轴颈直径D1和主参数最大加工直径Dmax的关系 500 Dmax 220~250 315~400 D1 0.27Dmax±10 0.25Dmax±15 0.22Dmax±15 0.2Dmax±15 630~1000 则初取前轴颈D1=80mm, 后轴颈D2(0.7~0.85)D1取D260mm

主轴平均直径D=(60+80)/2=70mm 主轴孔径d 主轴内孔作用：

1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等 2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量

肯定d的原则：在知足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求和不减弱主轴刚度的要求下尽可能取大些

一、结构；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于20~50mm，主轴尾端最薄处的直径不要小于10~15mm。

二、刚度；孔径增大会减弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，

KdId(D4d4)d4即：1() 4KIDD

式中：

Kd、K空心、实心截面主轴刚度；Id、I空心、实心截面惯性矩：D0主轴平均外径：

据上式可得出主轴孔径对刚度有影响 ，有图可见，

d主轴孔径：

当dD00.5时，KdK0.94，说明空心主轴的刚度降低较小。当dD00.7时，

KdK0.76，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过量减弱主轴的刚度，一般取dD00.7。普通车床d/D(或者d/D1)0.550.6

初步设定主轴孔径d=48mm，主轴孔径与外径比为。 主轴悬伸量a

主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量a与前支承中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式和前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。因此，在知足结构要求的前提下，应尽可能减少悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。按照结构类型,定悬伸长度a110mm。

主轴悬伸量与直径之比 类型 机床和主轴的类型 a/D1 通用和精密车床，自动车 I 床和短主轴端铣床，用滚~ 动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求。 中等长度和较长轴端的 车床和铣床，悬伸不太长 II III （不是细长）的机密镗床~ 和内圆磨床，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求。 孔加工机床，专用加工细 长深孔的机床，由加工技 术决定需要有常的悬伸> 刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度化要求的机床。 （考虑密封装置的结构尺寸）暂取a=85mm

支撑跨距L

支撑跨距L，当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，可是，由于两支撑主轴的最佳支距L0一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。如图所示，三支撑主轴的前中支距L1，对主轴组件刚度和抗震性的影响，要比前后支距L地影响大得多，因此，需要合理肯定L1。为了使主轴组件取得很高的刚度可抗震性，前中之距L1可按两支撑主轴的最佳只距

L0来选取。

由于三支撑的前后支距L对主轴组件的性能影响较小，可按照结构情况适当肯定。若是为了提高主轴的工作平稳性，前后支距L可适当加大，如取L(5~6.5)D1。采用三支撑结构时，一般不该该把三个支撑处的轴承同时预紧，不然因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必需具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必需是前支撑，不然前支撑即便存有微小间隙，也会使

主轴组件的动态特性大为降低。实验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。

主轴最佳跨距L0的肯定

(4)、主轴支承跨距

主轴跨距与悬伸量

主轴支承跨距L是指主轴前-后或前-中支承反力作用点之间的距离，它是决定主轴组件刚度的主要因素之一，因为主轴组件的刚度主要取决于主轴本身的刚度和主轴支承的刚度，而前者与支承跨距L 有关。

主轴组件的刚度与主轴受力后的端部变形有关。主轴端部受力后，主轴和主轴的支承都会产生弹性变形，使主轴端部产生位移，按照位移叠加原理，主轴端部位移y由两部份组成

yy1y2

式中：y1-----刚性支承（假定支承不变形）上弹性主轴端部的位移。 y2----弹性支承上刚性主轴（假定主轴不变形）端部的位移。

（1）刚性支承上弹性主轴端部的位移y1

按照《材料力学》中两支撑点梁和悬臂梁的挠度公式，可得：

1Pa3LPaLPa32PaLa y1=a+=1 （厘米）

3EIa3EI3EI3EI式中：E——主轴材料的弹性模量；

I—— 主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D,内孔直径为d时，I=

D4d4D4；当无孔时，I;

(2)弹性支承上刚性主轴端部的位移y2

设前、后支承的刚度别离为c1,c2，前后支承的弹性变形刚度别离为1,2

ARAR,BB c1c2a 式中：RA———前支承的支反力，RAP1

la RB————后支承的支反力，RBP

l 因此， APa1， c1lPa c2l B 用相似三角形定理可求得：

aPaPaa y2A1B1

lc1lc2ll 整理后可得：

2Pc1a2a11 y2c1lc2l22 主轴端部位移：

Pa3 yy1y213EI2lPc1a2a1cll1 ac12

合理的跨距可按照上式肯定，最小挠度的条件为式顶用l0表示：

dy0，这时的l应为合理跨距，dlPa31Pc12a22a330 13EIac1c2l0l0整理后得：

3 l06EI6EIc11l00 c1ac1c2EI，代入上式，可解出： c1a3可以证明，该三次代数方程式只存在唯一的正实根，求解此方程较麻烦，为此可考虑用计算线图来定l0，令综合变量

l 0a

31

l0c161ac2它表示抗弯刚度EI与主轴前支承刚度c1及悬伸量a的三次方的比系无量纲量，

值，由上式可知，仅是比值做出的计算图。

（3）按照线图法可以求解出最佳跨距L0，已知主轴孔径为d=63mm，主轴前、后支承均选

用 NN3000K（3182100）系列轴承，D1=115mm,D2=95mm,D=105mm,a=110mm。 ①计算前支承刚度

按照经验公式前轴承刚度c1=1700×=×1151.4=×105N／mm 后轴承直径小于前轴承， 取②计算综合变量

主轴惯性矩I=π (D4-d4)/＝π⁄（10−634）=×106mm4 此处弹性模量E=×105N／mm2 ,

EI2.1×105×5.119×106

综合变量η===0.619

c1a313.04×105×1103

③肯定L0⁄a

l0lcc和1的函数，故可用1为参变量，0为变量，c2c2aac11.4则后轴承刚度c2=9.1105N／mm c2在上图中在横坐标上找出η=之点，向上作垂直线与KA⁄KB =的斜直线相交，由点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L0⁄a =

所以主轴最佳跨距L0=110×2.8=308mm。

由于采用分离式主轴箱，没有结构等原因，所以主轴最佳跨距既是主轴实际跨距L=303mm。且不用采用三支承。

主轴的验算

机床在切削加工进程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能知足刚度要求的主轴，也能知足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以避免发生共振。

一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方式较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方式，如按照部产生切削哆嗦条件来肯定主轴组件刚度，计算较为复杂。此刻仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。 主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是不是知足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是不是知足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。

主轴组件弯曲刚度的验算

对一般设备中的主轴，主要进行刚度验算。通常，若是能知足刚度要求，也就可以知足强度要求。只有对重载荷的主轴才需要进行强度验算；对于高速主轴，有时需要进行临街转速的验算，以防发生共振。

（1）考虑机械效率，主轴最大输出转距T9550床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径200mm,则半径为m. （2）计算切削力

P0.271.98Nm.

125F271.98Nm2719.8N

0.1m前后支撑力别离设为FA,FB.

FAFal1103082719.83691.2N l308a110FBF2719.8971.4N

l308

如上图所示为主轴的计算简图。主轴端部受到F力作用，产生弯曲形变，在主轴端部引发的挠度为YF。

当假设轴承为刚性支撑，主轴为弹性体，则主轴前端受力F后的弹性形变引发的挠度为Y1，即

Fa3LY1=(+1)

3EIa式中：

F主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量切削力（N）；a主轴悬伸量(mm)；L主轴有关尺寸（mm);E主轴材料的弹性模量（MPa）,钢E2.1105N/mm2;D主轴当量外径（mm）;I

(D4d4);代入数据得：

2719.8×1103308

Y1=×（+1）=0.00426mm

3×2.1×105×5.119×106110当假设主轴为刚体，支承件为刚性体，又前后支承的支反力别离为FA,FB,其支承刚度相应为KA,KB,则主轴前端受力F后的弹性变形引发的挠度为F2,即

FKAa22aY2=[(1+)2++1]

KAKBLL 代入数据得：

2719.811022×110

Y2=×(2.4×++1)=0.00420mm

13.04×1053082308按照叠加原理，主轴端部最大变形量YF是在刚性支承弹性主轴引发的主轴端部变形Y1和刚性主轴弹性支承引发的主轴端部变形Y2的代数和，即

YF=Y1+Y2=0.00426+0.00420=0.00846mm 对一般设备，则取〖Y〗=

则YF=0.00846mm<0.0002L=0.0616mm符合要求。 主轴组件扭转刚度的验算

对以扭转变形为主的主轴，还要验算其扭转刚度。通常要求其扭转角φ在（20~25）D的长度内不超过1o,即：

MnL180Oφ=<10

GIRπ式中： Mn—主轴传递的最大扭矩，单位为N•mm L—计算长度，取(20~25)D,单位为mm

G—剪切弹性模量，对于钢材为8.1×104N⁄mm2

IR—轴截面极惯性矩，对于圆截面IR≈0.1D4,单位为mm4

D—主轴直径，单位为mm 代入数据得φ=

2.7198×105×22×3088.1×104×0.1×10

×

180oπ

=0.060<1o符合要求。

主轴轴承寿命的验算

在水平面：

FAHFFBHal1103082719.83691.2N l308a110F2719.8971.36N

l308在水平面：考虑压轴力FC=839.2N的影响的

FAV56.9N

FBV6.2N ∴

22FAFAHFAV2588.36256.922588.98N④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，查得载荷系数则有：

fp，取

fp1.2，

PfpFA1.22317.73106.77N

⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命

106C1061950010/3Lh()()84467.8h58400h60nP160903106.77.

故该轴承NN3000K能知足要求。

7）主轴材料与热处置

材料为45钢，调质到220～250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50～55，轴径应淬硬。 6）头部尺寸的选择

对机床主轴的头部普遍采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择B型，主轴前端轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径D=,、误差为+、D1=170、D2=、d1=、d2=14、d3=M六、B=2五、l=14、h=5。

第6章 箱体与润滑的设计 箱体的设计

参考设计手册11-1，铸铁减速器箱体结构尺寸初步取如下5-1： 表5-1

名称 符号 减速器型及尺寸关系mm 箱体壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 表5-1 续 名称 地脚螺钉直径  =12mm 1 b b1 b2 1=12mm b==18mm b1=1=18mm b2==30mm 减速器型及尺寸关系mm +12=+12=,取常用值df=20mm,型号为GB5782-86M2030, 采用标准弹簧垫圈，型号:垫圈GB93-8720 a<250mm,取n=6 d1==15mm,取d1=16mm 型号为：螺栓GB5782-86M1630 采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8716 d2=12mm, 型号为：螺栓GB5782-86 采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8710 符号 df 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 n d1 机盖与机座联接螺栓直径 d2 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df,d1,d2至外机壁距离 df,d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面的距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 l d3 d4 d c1 c2 R1 h l1 10m 10mm 6mm 8mm c1f=26mm,c11=22mm,c12=16mm c2f=40mm,c22=14mm c2 根据轴承座外径确定，便于扳手操作为准 c1+c2+18-12 12mm 12mm , 160mm d3 =D2 1 2 m1,m D2 t s 以上参数作为画图依据，为便于装配，尺寸将会有所调整，以图为准。 1. 窥视孔及视孔盖 取长L=145mm 宽B=118mm, 厚h=6mm.

2. 通气器用通气帽，查《机械设计课程设计手册》表11-5，得以下数据：取

M362, D1=20mm, D2=48mm, D3=42mm, D4=24mm, B=40mm, h=20mm, H=60mm, H2=42mm, a=8mm,

=4mm,

K=12mm,b=11mm,h1=29mm,b1=8mm,s=41mm,孔数6 . 3. 启盖螺钉：

型号为：螺栓GB5782-86 M1030

4. 调整垫片：由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。 5. 环首螺钉，吊环和吊钩

在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩用以搬运或拆卸机盖，在机座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器。 润滑与密封

减速器内的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以避免侵蚀，降低噪声。

虽然高速轴上的大锥齿轮齿顶线速度大于2m/s，但转动轴承dn的值过大（3-1）所以轴承采用脂润滑，选用转动轴承脂SY1514-82,轴承端盖均采 用毡圈密封。齿轮采用油润滑，选用中负工业齿轮油代号N100。 其他

箱座在加工进程中要注意以下几点: 1. 箱座铸成后,应进行时效处置;

2. 应检查箱盖结合面得密封性和箱后,边缘应平齐,彼此错位不超过2;

3. 箱盖和箱座用塞尺塞入深度后，不得大于结合面宽度的三分之一，用涂色法检查接触面达每平方米一个斑点；

4. 与箱盖连结后，打上定位销进行镗孔，镗孔时接合面处禁放任何衬垫； 5.轴承孔轴线与剖分面的位置度为；

6.两轴承孔轴线在水平面内的轴线平行度公差为；两轴承孔轴线在垂直面内轴线的平行度公差为；

7.机械加工未注公差按GB/TB04-f； 8.未注铸造圆角的圆角半径R=3-5mm；

9.加工后应消除污垢，内表面涂漆，不得漏油。 部件装配进程要注意有几步：

1.装配前，所有零件煤油清洗，机体内不准有任何杂质存在，内壁用耐油油漆涂刷两次； 2.齿和侧隙用铅丝查验,，铅丝直径不得大于小侧隙4倍；

3.用图色法查验斑点，按齿高方向接触斑点不小于40%，按齿长方向斑点不小于50%，必要时可进行研磨以达到以上要求； 4.应调整轴承的轴向间隙；

5.查验减速器剖分面，个接触面及密封处均不准漏油；剖分面允许涂以密封胶及水玻璃； 6.按减速器实验规程进行实验，减速器安装后按慢慢加载法进行试运转；

7.箱座，箱盖及其他零件未加工的内表面，齿轮的未加工面图底漆并图红色耐油漆。箱盖，箱座及其他零件未加工的外表面涂底漆并涂浅灰色油漆。