普通型车床C6140主轴课程设计说明书

1、目录1、前言 21.1 金属切削机床在国民经济中的地位 21.2 机床课程设计的目的 21.3 设计内容和要求 22、参数的拟定 31.1 车床的规格系列和用处 31.2 确定极限转速 31.3 主电机选择 33 .传动设计 33.1 主传动方案拟定 33.2 传动结构式、结构网的选择 43.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 43.2.2 传动式的拟定 43.2.3 结构式的拟定 43.3 转速图的拟定 54 .传动件的估算 64.1 v带传动的计算 64.2 传动轴的估算 84.2.1 确定各轴转速 84.2.2 传动轴直径的估算 94.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 104.3.

2、1 齿轮齿数的确定 104.3.2 齿轮模数的计算 114.3.4 齿宽确定 134.4 带轮结构设计 145 . 动力设计 145.3 主轴刚度验算 145.1.1 选定前端悬伸量c 145.1.2 主轴支承跨距l的确定 145.1.3 计算c点挠度 错误！未定义书签。5.2 齿轮校验 错误！未定义书签。5.3 轴承的校验 166、结构设计及说明 186.1 i轴（输入轴）的设计 186.2 齿轮块设计 186.3 传动轴的设计 196.4 主轴组件设计 206.4.1 各部分尺寸的选择 206.4.2 主轴轴承 216.4.3 润滑与密封 227、总结 228、参考文献 231、刖百1.1

3、 金属切削机床在国民经济中的地位装备制造业是保证国民经济发展建设的基础，装备制造业的技术水平和现代化水平决定着整个国民经济水平的发展，肩机床的属性决定了它在国民经济中的重要地位， 负着 为国民经济各部门提供现代化装备的任务，它为工业、农业、运输业、科研和国防等部 门提供各种机器、仪器和工具，是国民经济赖以发展的基础，机床的种类、质量和加工 效率直接影响着其他机械产品的生产技术水平和经济效益。因此，机床工业的现代化水 平和规模，以及所拥有机床的数量和质量是一个国家工业发达程度的重要标志之一。1.2 机床课程设计的目的1、课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习和掌握机械系统设计

4、的一般方法。2、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构 工艺等相关知识，进行工程设计的能力。3、培养实用手册、图册、有关资料及设计标准规则的能力。4、提高技术总结及编制技术文件的能力。1.3 设计内容和要求设计内容：独立完成变速级数为12的机床主传动系统主轴变速箱的设计。基本要求：1、课程设计必须独立的进行，每人必须完成展开图、截面图图样设计各一张，能够较清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。2、根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等相关参数。3、正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。4、正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国

5、家标准规定。说明书要求用工程术语, 文字通顺简练，字迹工整。完成任务：1) 课程设计说明书一份2) 主轴箱展开图一张(a1)2、参数的拟定2.1 车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知 识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床c6140主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数(规格尺寸)和基本参数( gb1582-79, jb/z143-79)工件最 大回转直 径dmax(mm)止转最低转 速nmin(4n)电机功 率n (kw)公比邛转速级数z3204541.41122.2 确定极限转速由 nmin=45, *=1.41,z=1

6、2 确定各级转速，分别为 1970、1400、1000、710、500、 355、250、180、125、90、63、45、r/min。2.3 主电机选择合理的确定电机功率n,使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使 电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是4kw根据机械设计基础课程设计指导附录表2-4选y112m-4, 额定功率4kw,满载转速1440 r/in ,最大额定转距2.2。3) 传动设计3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的 确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速

7、类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动 方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩 大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速 电机，也可用交换齿轮、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。此次设计中，我们采用集中传 动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1

8、 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有z传1 n动副。即z =ziz2z3传动副中由于结构的限制以 2或3为合适，即变速级数 z应为2和3的因子:z =2am 3b ,可以有三种方案：12=3x 2x2; 12=2 x 3x2; 12=2x 2x3;3.2.2 传动式的拟定12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体 结构、装置和性能。在i轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多, 以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动 组的传动副

9、常选用2。综上所述，传动式为12=2x 3x2。3.2.3 结构式的拟定对于12=2x 3x2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12=2乂32乂26,12=23乂3乂2 &12 =4 1512 = 2乂 34x 2212 = ?6乂 3乂 2312 = 2 3 由于本次设计的机床i轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合 器的直径。初选12 =21m32 m26的方案。43.3转速图的拟定ii iii图3-1正转转速图iv (r/min)197014001000 710 500355 250 180 1259063455图3-2主动系图4.传动件的估算4.1 v带传动的

10、计算v带传动中，轴间距a可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和 冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定 比传动。(1)选才 v带的型号根据公式pc = kap =1.1 4 = 4.4kw式中p-电动机额定功率，ka-工作情况系数(此处取为1.1)。查机械设计图5-10,因此选择a型带，尺寸参数为b=48mm bd =11mm h=8,中=40(2)确定带轮的计算直径di，d2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di不宜过小,即ddmin。查机械设计取主动轮基准直径 d100mm。由公式d2 =叫 di 1 -式

11、中：n小带轮转速，n2-大带轮转速，”带的滑动系数，一般取0.02 所以1440d2 =100 1 -0.02 = 141.1mm1000由机械设计v带带轮基准直径的标准系列，取圆整为 140mmd2140mm实际传动比 i =21.431 - ； d11 -0.02 100mm传动比误差相对值 ，i =二 j43.44 =-0.69%i 1.44一般允许误差5%所选大带轮直径可选。(3)确定三角带速度按公式一二 dmv 二60 10003.14 100 144060 1000=7.54m/s23v在525m/s之间，满足带速要求。初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可

12、在下列范围内选取:根据经验公式0.7 d1 d2 :二a 2 2 d1 d2 mm即 0.7x(100+140 )=168mm 凡 2x(100+140)=480mm,取 a0 =320mm.(5)v带的计算基准长度l0二d - d ：lof .二 d d二一丁一 一a3.14140 -100 2l0 =2 320 100 1401018.05mm24 320由机械设计表5-4,选取带轮的基准长度为l = 1000mm。(6)确定实际中心距aa a l -l01000-1018.05a = a0 0 = 320311mm22(7)验算小带轮包角a120d2 - d1140 -100d2 - d

13、11 =180 -1 57.3 =18057.3 =180 -1 57.3 = 172.6a311a,主动轮上包角合适。(8)确定v带根数z由式 z二qpop0 k： ki查表 5-6 , 5-5 得 ip0= 0.15kw, p0= 1.32kw查表 5-7 , ka=0.99 ；查表 5-8 , kl =0.96= 3.15z =1.32 0.15 0.99 0.964.4所以取z=4根.(10)计算带的张紧力和压轴力查机械设计表 5-1 , q=0.1kg/mf0 =500 pa 空，-1qv2单根带的张紧力vz k-4.42.52二 500 -10.1 7.54 -1116.94n7.

14、54 4 0.99 831.07 4 4 0.96 = 22.11mm,取 25mm.1000(2) ii轴的直径： 2 =i 父0.98父0.99mo.99 = 0.922,5 =710r/min4 0922一d2 (83x1.07= 23.84mm,取 27mm.(3)田轴的直径： % =% m0.98x0.98 = 0.885,” =180r/min4 0885一d3 83x1.07 b=33.26mm,取 38mm.180(4) 主轴：选择主轴前端直径 d1=90 mm后端直径d2 = (0.75|_ 0.85) d1=63 76.5mm 取d2=76mm则平均直径d=83mmtf于普

15、通车床，主轴内孔直径 d = (0.55 0.6)d ,考 虑为增强主轴的弯矩适当缩小内孔径故本例之中，主轴内孔直径取为d=48mm,选择平键连接b xh=22x 14 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机 械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方 时，变速组内每对齿轮的齿数和 sz及小齿轮的齿数可以从表3-9 (机械制造装备设计)中 选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮 之间的齿

16、数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 第一组齿轮：1传动比：u10 =1,11.41查机械制造装备设计表 3-9 ,齿数和sz取60z =25, z2=30, z3=35, z4=30;第二组齿轮：传动比：u1 =4 =1, u2 =4 =1 , u2=4齿数和sz取90:z5=30, z6=45, z7=18, z8=60, zg=45, zi0=72;第三组齿轮：传动比：u1 =11=2, u24-齿数和sz取99:zn=66, zi2=20,乙3=33, zi4=79,4.3.2 齿轮模数的计算i - n齿轮弯曲疲劳的计算：n1 n nd

17、 =4 0.96kw =3.84kwm .- 323zn-mm = 32j3.84； 35 710mm = 1.72mm（机床主轴变速箱设计指导p36, nj为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）齿面点蚀的计算:n3.84a -3703mm =3703 mm 64.95mm；nj 710取a=65,由中心距a及齿数计算出模数：mj2a乙z32 65= 2.16760根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数取mj =2.167,所以取m=3 h-m齿轮弯曲疲劳的计算：n2 =p 2 =4 0.922kw =3.69kw2 32伊旧篙= 2.11齿面点蚀的计算:a 3703ln-mm = 3

18、7031369mm =101.26mm nj. 180取a=127,由中心距a及齿数计算出模数:mj2az - zz7 z102 102= 2.2790根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数 取mj =2.27 ，所以取m = 3m- iv齿轮弯曲疲劳的计算：n3=p 3 =4 0.885kw =3.54kw一 n_3.54m , 323.mm = 323 mm = 2.27mmznj79 125齿面点蚀的计算：，a 3703mm =3703.13.54mm =112.8mm :nj. 125取a=113,由中心距a及齿数计算出模数：2a2 113mj=2.28乙z299根据计算选取两

19、个中的较大值，选取相近的标准模数 取mj =2.28 ,所以取m=3 标准齿轮： =20度，h*1m = 1, c* =0.25 从机械原理表5-3查得以下公式： 齿顶圆da = d , 2ha齿根圆df=d-2hf分度圆d = mz齿顶高 ha=h*am齿根高 hf = (h*a +c*)m 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆 da齿根圆 df齿顶局ha齿根高 hf1253758167.533.752303909682.533.75335310511197.533.754303909682.533.755303909682.533.756453135141127.533

20、.757183546046.533.758603180186172.533.759453135141127.533.7510723216222208.533.7511663198204190.533.7512203606652.533.75133339910591.533.7514793237243229.533.754.3.4 齿宽确定由公式b=mm(m =610,m为模数)得：第一套啮合齿轮bi = 6|_10 3=18_30mm第二套啮合齿轮 bii = 6|_10 3 = 18 _ 30mm第三套啮合齿轮biii = 6|_10 3 =18_ 30mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装

21、配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以 b1 =20mm,b2 =20mm, b3=18mm, b4=18mm,b5 = 25mm, b6 = 25mm, b7 = 25mm, b8 = 20mm, b9 = 20mm, b10 = 20,b11 =20mm,b12 =25mm,b13 =25mm,巳4 = 20mm,4.3.5 齿轮结构设计当160mmmda m500mm时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮 14计算如下：da14 = 243mmd1 =1.6 ds =1.6 42 =

22、 67.2mmd1 =da -(10-12)mn =243-11 3-210mm_1 _1 一 一 一d0 =一(d +d)= 一(210 +67.2) =138.6mm ,22l =(1.21.3)d3 =1.2 42 = 50.4mmc = 0.3b = 6mmd0 =0.25(d1 -d1) = 35.7mm4.4带轮结构设计查机械设计p156页，当dd m 300mm寸，采用腹板式。d是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承6211 ,d=55mm,d=100mmf轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mm 齿机械设计表8-10确定参数得：bd =8.5,ha =2.0,hf =9.0,

23、e=12, f =8,、min =5.5, =38带轮宽度：b=z-1e 2f = 5-1 8 2 7 = 64mm分度圆直径：dd = 280mm,. ，一 . ，一d1 =1.9d = 1.8 x 100mm = 180mm,c =5/28父 b =11.4 定 12mm,l = b = 64mm,5.动力设计5.1 主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量c参考机械装备设计p121,根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型 式和尺寸，这里选定 c=120mm.5.1.2 主轴支承跨距l的确定一般最佳跨距l0 =(213)c =2401420mm，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降

24、低，应取跨距l比最佳支承跨距lo大一些，再考虑到结构需要，这里取 l=600mm5.1.3 计算c点挠度2 955 104 ndpt =(1 )周向切削力p的计算:djnj其中 nd =4kw, =0.96 0.987,dj = 0.5 0.6 dmax = 0.5 _ 0.6 320 =160 192mm,m dj =180,6 =45r/min52 9 55 1 04 0.82 433故 pt =7.734m103n ,故 p=1.12r=8.662m103n。180 45pr =0.45r = 3.48父 103n,pf =0.35r = 2.706d03n(2)驱动力q的计算：参考车床

25、主轴箱指导书，-7 nq=2.12 107-nzn其中n=nd =54 0.96 0.987 = 3.33kw,z = 72,m = 3,n = 45r / min所以q =2.12 107 一阻3 = 7.262 1 03 n3 72 45(3)轴承刚度的计算：这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承根据 c = 22.222 乂1.50.103 黑 d0.8 = 512.76n / mm 求得：ca =22.222 1.50.103 700.8 = 6.93 105n /mm acb =22.222 ib0,03 1000.8 =9.224 105 n/mm(4)确定弹性模量，惯性距i

26、 ； ic;和长度a,b,s。轴的材产选用40cr,查简明机械设计手册p6,有_ 一 5_e =2.1 10 mpa主轴的惯性距i为：n(d-d)64i = =2.31 106 mm464主轴c段的惯性距ic可近似地算： 444二 d i -0.6 d i64ic = =4.27 106 mm464切削力p的作用点到主轴前支承支承的距离 s=c+vv对于普通车床，w=0.4h(h是车床中心高，设 h=200mm)贝u: s =120 + 0.4 黑 200 = 200mm根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm计算切削力p作用在s点引起主轴前端c点的挠度ycsp_ 3sc2 -c3 l

27、sc (l+sl+c) sc=p +-j +2 mm1 6eic 3ei cal cal代入数据并计算得ycsp =0.03525mmc点子的挠度ycmci mqq -be 2l-b l -b l c l-b ycmq =q6eecp一bc i6eilcblmm计算得：ycmq =-0.002192mm ci mq求主轴前端c点的终合挠度yc水平坐标y轴上的分量代数和为ycy = ycsp cos% + 丫加cos% + y cos9m, 其中 6p =66,% =270，% =180：,计算得：ycy =0.0396mm.ycz = 0.091mm。综合 挠度 yc = jycy2 + yc

28、z2 = 0.0992 mm。综合挠度方向角久 yc = arctg xz = 73.33 ,又 y = 0.0002l =0.0002父600 = 0.12mm。因为 ycy,所以此车厢足要求。5.2齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接 触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 2,齿轮7,齿轮12这三个齿轮。 齿轮12的齿数为20,模数为3,齿轮的应力：(1 )接触应力：_42088 10qf 二zmu 1 k*vkaksnubnju-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；kp-齿向载荷分布系数；kv-动载荷系数；ka-工况系数；ks-寿命系数查机械装备

29、设计表10-4及图10-8及表10-2分布得khb -1.15,kfb -1.20;kv -1.05,ka -1.25假定齿轮工作寿命是48000h,故应力循环次数为9、，n =60njlh =60父710父1父48000 = 2.044父10 次查机械装备设计图10-18得kfn =0.9,khn =0.9,所以:2088 10318 4 72 11.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982118j= 1.024 1 03mpa(2 )弯曲应力:21 500 18计算驱动力q作用在两支承之间时，主轴前端_5191 105k kvkaksnqw 二2zm bynj查金属切

30、削手册有 y=0.378,代入公式求得：qw=158.5mpa查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选40cr（渗碳）,大齿轮、小齿轮的硬度为60hrc故有of=1650mpa ,从图 10-21e 读出ow=920mpa。因为:二 f :二2wbw,故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3轴承的校验i轴选用的是角接触轴承7206其基本额定负荷为30.5kn由于该轴的转速是定值n =1000r / min所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对i轴未端的滚子轴承进行校核齿轮的直径d = 20 3 = 60mmi轴传递的转矩 c c pt =9550 n齿轮受

31、力7.5 0.96一t =955068.76 nm1000型=2_=2292 nd 60 103根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为frl1 =1720 l1 l2nrv2 = 2292 -1720 = 572 n因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表 10-5查得fp为 1.2 至ij 1.8 ,取fp =1.3,则有:p = fpx1r =1.3 1720 =2236 np2 = fpx2r2 =1.3 572 =743.6 n轴承的寿命因为p1ap2 ,所以按轴承1的受力大小计算:10660n(c)p1106(17200)360 850 1378= 38309

32、.1故该轴承能满足要求6、结构设计及说明6.1 i轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚 度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。i轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件 很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 i轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置 一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变 换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式 摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，

33、应留有 0.20.4 mm的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对 正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度， 起了定位作用。2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭 系统，不增加轴承轴向复合。3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤 消后，有自锁作用。i轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。 但脱开的另一端齿轮，与

34、轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右） 结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修 上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.2 齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用 在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷 而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计 时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1）是固定齿轮还是滑移齿轮；2）移动滑移齿轮的方法；3

35、）齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精 度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声 约增大6db。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高 一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用 766,圆周速 度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精 度从766提高到6-5-5时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较

36、高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将 下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7,或者淬火后在 衍齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。6.3 其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一 般都做成组合的齿轮块。有时为了

37、缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的 定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。6.4 传动轴的设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动 轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工 作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的 平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铳床和磨床，工 艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴

38、都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径 d刀为6585mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。 在温升、空载功率和噪声等方面， 球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有 时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考

39、虑链孔工艺。成批生产中，广泛采用定径链 刀和可调链刀头。在箱外调整好链刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一键 刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种链孔方式：对于支撑跨距长的箱 体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进 键杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，链中间孔必须在箱内调刀，设计时应 尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到 支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 510mm,以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选

40、用g级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论 轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意:1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。6.5 主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铳床、钻床等）的主 轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度）

41、设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。6.5.1 各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1）内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空 心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2）轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3）前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4）支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 a。选择适当的支撑跨距l, 一般推

42、荐取：l/ =35,跨距l小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，%应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距l的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时 力求接近上述要求。6.5.2 主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但 允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。 具有承 载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。 在使用中， 这种轴承不承

43、受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三 个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增 大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为 辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07 mm）,只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差

44、别。推力轴承布置 在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负 责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点：每个支撑点都要能承受经向力。两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴 承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选 c或d级，后轴承选d或e级。选择轴承的精度 时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴

45、承的内外环都是薄壁件， 轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转 精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1）轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负问 隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负 载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪 声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于 1: 12的内 金隹孔

46、，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心 线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏 精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。6.5.3 主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置）， 两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不 够的问题。6.5.4 润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油