普通型车床主轴变速箱课程设计

1、1. 概述1.1金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器， 它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设 备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%-60%机床的 技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。1.2机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性 教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变 速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程 中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算， 编写

2、技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计 思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结 构设计和计算能力。1.3设计任务和主要技术要求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 车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。2. 参数的拟定2.1设计题目及已知条件以设计传动级数较少的中型通用车床的主传动部件为主。N=4KwZ=12设计床身最大工件回转直径400mm普通车床的主轴变速箱，其 条件为：1. 电动机功率：N=4Kwnmin30r / min1.41nmax 1320r / m2. 级数：Z=1

3、23. 最小转速：nmin 30r/mi n4. 公比： 1.412.2主运动参数的拟定已知 Rn , Rnz1 1。1121 44，其中 nmin 30r/min, 1.41n min所以 nmax 1320r/min在标准数列表取相应的转速序列，由13按相隔4级取值，即30、42.3、59.7、84.2、118.8、167.6、236.3、333.4、470.3、663.4、935.8、1320.0 共 12级转速。2.3动力参数的确定一电机的选择N 4.0KW功率估算法：1）主切削力：Fz 1900ap? f075 1900 4 0.40.75 3822.6N2）切削功率:Fzv3822

4、.6 10061200 612003）估算主电机功率：NN切-3.2 4.0KW总 0.8选用丫系列三相异步电动机丫132M4,额定功率为4.0KW，满载转速 1440r/min。3. 传动设计3.1主传动方案的拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、 操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机 构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济 等多方面统一考虑。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

5、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，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。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。考虑到课程设计题目的机床级数和变速范围都不会太 多、太大，一般均可用串联式传动就能获得连续不重复的转速数列。 因此，对结构式、结构网作必要的分析，还是需要的。3.2.1 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

6、顺序的传动组组成， 各传动组分 别有Z、Z、个传动副。即 Z Z,Z2Z3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 2a 3b，可以有多种方案。12级转速传动系统的传动组方案，可以安排成：2 2 3，或 3 2 23.2.2 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常选用2o所以传动式为 12 2 3 2,但这样就有转速重

7、复，且我们这次课设I轴没有换向摩擦离合器，我们直接用电机正反转实现换向，这样I轴就可以有3个传动副。综上所诉最终取123 2 2 o3.2.3结构式的拟定对于123 2 2传动式，有6种结构式和对应的结构网，分别为：12 色 23 2612 32 2! 261 2 34 2 , 2212 31 26 2312 32 26 2112 34 2? 211) 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，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 Umin 1 4 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限 制最大转速比Umax 2。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取Umax 2

8、.5 o因此在主变速链任一变速组的最大变速范围应该为RmaxUmax Umin(2 2.5) 0.25 (810)在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。1231232 62) 基本组和扩大组的排列顺序。选择中间传动轴变速范围最小 的方案。因为如果各方案同一传动轴的最高转速相同，则变速 范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以 小些。如果没别的要求，则应尽量使扩大顺序和传动顺序一致， 所以取结构式为12 31 23 26324转速图的拟定3.3齿轮齿数的确定根据拟定的转速图上各传动件的传动比，用计算法或查表法就 可以确定齿轮的齿数。后者更为简便。根据要求的传动比u，和初步定出的

9、齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。选取时应注意：1）不产生跟切，一般取Zmin 18202）同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等，若模数相等时，贝U 齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公 用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定 范围内调整中心距使其相等，但修正量不能太大，一般齿数差不能 超过3 4个齿。3）如果采用三联滑移齿轮，则相邻两齿轮齿数差应大于4,防止各种碰撞与干涉。若小于4,则适量磨齿，减小齿顶圆。iai1, ib2 二, ia3 丄查 i 为 1.41,2,2.82 三行1.411.411.411当 ia1时，Sz 72、73、7

10、5、77、79、80、82、841.411当 ib22 时，Sz 63、66、69、72、75、78、81、841. 4121当 ia33 时，Sz 73、76、77、80、82、841.413从以上三行中可以挑出Sz 84是共同适用的，则从表中查出小齿轮齿数分别为35、28、22。千曰.35.28.22于疋 ia1 ， ia2， ia3 495662(2) 变速组b :1ib1 1.41，ib2 -，查 i 为 1.41，2, 二行1.41当 ib1 1.41 时，Sz 72、73、75、77、79、80、82、841当 ib22 时，Sz 63、66、69、72、75、78、81、841.

11、41从以上三行中挑出Sz72是共同适用的，则从表中查出小齿轮齿数分别为30、24。于是i30 i24于疋 ib142，ib248 .(3) 变速组c:1ic11.412 iC2，查 i 为 2，3.98 两行1.41当 ic1 1.412 时，Sz63、66、69、72、75、78、81、841当 ic24 时，Sz 80、81、84、85、86、89、90、911. 414从以上两行中挑出Sz81是共同适用的，则从表中查出小齿轮齿数分别为27、16。于是27 16于是 ic1， ic2。54653.4主轴转速系列的验算35ia14928 ia25622ia36230ib1 4224 ib24

12、827 ic1 54ic21665主轴转速在使用上并不要求十分准确，转速稍高或稍低并无太 大影响。但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太 大。由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 1)，即10( -1)0.041354254n16704930272854n267056272254n367062273554门467049272854n567056272254n667062273516n?67049652816n8670563065224216n9670623065352416n10670494865282416nn

13、670564865222416n实际n理论n n理论n12670 一 一 一6248 651340, n 0.0150.041938, n0.013 0.041665.6, n 0.006 0.041478.6, n 0.0080.041335, n 0.000.041237.7, n 0.0070.041164.9, n 0.0300.041115.4, n 0.0220.04181.9, n 0.0360.04158.9, n 0.0180.04141.2, n 0.0300.04129.3, n 0.0250.041经验算，主轴转速全部都在误差范围内4. 传动件的估算和验算4.1三角带传

14、动的计算三角带传动中，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) 选择三角带的型号根据公式N1 KwNd 1.1 7.5 8.25KW式中Nd -电动机额定功率，Kw -工作情况系数查图4-1选择B型带。(2) 确定带轮的计算直径D1， 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D不宜过小，即D Dmin o查表取主动轮基准直径D1150mm。由公式D2 巴D1(1)式中：门2n -小带轮转速，n -大带轮转速，-带的滑动系数，一般取N1 KwNd4OKW

15、14400.02 所以 D2150 (1 0.02) 282.24，查表取圆整为 250mm750(3) 确定三角带速度按公式 v 11.31m/s60 1000对于 O、A B C型胶带,5m/s v 25m/s，v 10 15m/ s 时最为经济耐用，所以选择合适。D1 90mm(4) 初步初定中心距 A带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：D2190mmv 11.31 m/ sA (0.62)(D1 D2)(0.6 2) (150 280)258 860取 A 800(5) 三角带的计算基准长度L及内周长Ln2D2 D1L。2A0 2 D1D2一212 8

16、00 一（150 280）4A0213022280.724 800圆整到标准计算长度2273mmA0800(6) 验算三角带的挠曲次数2273u 1000mv1000 2 11.319.95 120符合要求,主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数ZZN1N17.5 1.12.7N0C13.13 0.983.13 0.983.13 0.98A 796.14 mm1170.54所以取Z 3根。4.2传动轴的估算和验算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，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，

17、除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要 求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有 足够的刚度。4.2.1主轴的计算转速主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：z1n nmin巴1nj 19 1.26360r/mi n422各传动轴的计算转速III轴：有9级转速，其中236r/min通过齿数比20/79获得 60r/min，刚好能传递全部功率，而75r/min通过齿数比66/33获得 150r/min 60r /min也能传递全功率。所以 nm =75r/min同理可得：n” =236r/min,n i =750r/minnm =75r/m inn

18、”=236r/minn i =750r/m in4.2.3各轴直径的估算“ !Nd 914 mm其中：N 该传动轴的输入功率N N dNd 电机额定功率从电动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。计算转速nj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I轴：d91 4 7.5 0.9621.64mm取 20mm750 1.5 2236 1.25 1.5II 轴：d 91 4 7.5 0.96 0.985 0.99532.34mm 取30mm24 7.5 0.96 0.985 0.9950.99III 轴：d

19、91 442.9mm75 1.25 1.5取 35mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.2.4驱动轴和主轴刚度的验算(1)驱动轴刚度的验算机床驱动轴是弯曲刚度的验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。各类轴的挠度y和倾角 应小于许用值丫和 值：即： y 丫 ；计算轴本身弯曲变形产生的挠度 y和倾角，一般常把轴简化为集中载荷下的简支梁。_- - - 一: 4Tfii轴对hi轴的作用力简图为当 a 263mm, b 414mm时9550 P29550 孔。上6。亦 0.995n236285.55N m2T22 285.55d260.59.44 KNFr2Ft2 tan9.44 tan

20、 203.44KNFx合F t2xF r2xFt2si n35.76Fr2cos35.768.31KNFy合F t2yF r2yFt2cos35.76Fr2si n 35.765.65 KNF合Fx合2Fy合210.05 KNFt2341mm , b 336mm时9550 &9550n7.5 o.9630.985 0.995300222.4N mFt32T32 222.4d31104.04 KNFr3Ft3 tan4.04tan 201.47 KNFx合F t3x F r3xF t3si n35.76Fr3cos35.763.55KNFy 合Ft3yFr3yFtsCOs35.76F“si n3

21、5.762.42KNf22F合；Fx合Fy 合4.3KN当 a 419mm , b 258mm 时P27.5 o.96 0.985 0.995T29550 29550285.55N mn236l 2T2 2 285.55 “c Ft 2 5.93 KNd296.25Fr2Ft2tan5.93 tan202.16KNFx 合Ft2xFr2xFt 2si n35.76Fr2coS35.765.22 KNFy合Ft2yFr2yFt2cos35.76Fr2si n 35.763.54 KN122F合Fx合Fy 合6.31KN由上可知当a 263mm, b 414mm时，11轴作用在III轴上的力最大，

22、 由此计算挠度和倾角。Y （0.203 0.339）mm0.00252 222F合a b10.05 2632 4142门、，yp 3 0.271mm Y3EIL3 2.1 10102981 677F 合ab（ L b）a0.00136 rad6EILF 合ab（L a）B合0.00117 rad6EIL42廿宀曲皿比,d6Z D d D d其中惯性矩I 64E为材料的弹性模量由此可知此种条件下刚度符合要求yp 0.271 mmA 0.00136radB 0.00117radIV轴对III轴的作用力简图为889.57N m75Ft 3当 a 476mm , b 201mm 时T49550 -n9

23、5507.5 0.96 0.985 0.9955150440.35N m2 440.35998.9KNFr 4Ft 4 tan8.9 tan 203.24KNFx合F t4xFr4xFt 4si n14Fr4cos140.99 KNFy合Ft4yFr4y Ft4cos14Fr4si n149.42 KN: 22F合vFx合Fy 合9.47KNFt42T4d4当 a 554mm, b 123mm 时9550 F339550 7.5 096。亦。股Ft3空 2 889.5729.65KNd360yp0.308Fr3Ft3 tan29.65 tan2010.79KNmmFx合F t3xFr3xFt3

24、si n14Fr3cos143.3 KN0.0018radFy合F t3yFr3y Ft3COS14Fr3sin 1428.96 KN0.0024Fx合2Fy合229.15KNrad由上可知当a 554 mm， b123mm时，11轴作用在III轴上的力最大,由此计算挠度和倾角。(0.203 0.339) mm0.0025ypF 合 a2b229.15 5542 12323EIL 3 2.1103 1029810.308mm Y677F 合ab ( L b)6EIL0.0018radF 合ab (L a)6EIL0.0024rad其中惯性矩I 6Z D d D64E为材料的弹性模量由此可知此种

25、条件下刚度符合要求(2)主轴刚度的验算ZS2I.L主轴计算图由展开图可知主轴的跨距L 698mm当量外径:de77.54 15 804 443 814 125 904 3 1004 88 1034 246980.085m主轴刚度:由于 di420.494 0.5，de 85故根据式44/3 100.085Ks20.1822 0.698 0.108298.6N / m主轴的刚度可根据自激震动稳定性决定。取阻尼比0.025 ；Kcb 2.46N / m mm ，68.8 ，取 bim0.02Dmax 3.4mm代入式Kb2.46 3.42 0.025 (1 0.025)cos68.858N / m

26、Ka1632580.6 28220.41 1621982165.7N/ m1 82698Ks1.66Ka 275N /可以看出，该机床主轴是合格的4.3齿轮模数的估算1-11 轴(28/56)齿轮弯曲疲劳的估算:mw323 N mm 323, 了5 阿。85 09952.22:znj齿面点蚀的估算:A 3703 N mm 3703 7.5 阿 诅5 099598.4375mf乙乙2A 2.34取 m 2.251-11 轴（24/60 ）齿轮弯曲疲劳的估算:mw 323 :Nmmznj323,7.5 0.96 0.985 09952.34齿面点蚀的估算:N3703 mm60 3003703 7.

27、5 0.96 0.985 0.995106.01300mf2A 2.52取 m 2.52.251-11 轴（20/64 ）齿轮弯曲疲劳的估算:mw 323Nmm znj323.7.5 0.96 0.985 09952.48齿面点蚀的估算:3703一mmnj64 2363703,7.5 0.96 0.985 0.995144.8236mf2A 2.73取 m 2.75综上1-11轴齿轮模数取m 2.25II-III 轴（51/40 ）齿轮弯曲疲劳的估算:mw 3231Nmmznj3 7.5 0.96 0.9852 0.995 0.993251 2362.65齿面点蚀的估算:A 3703Nmmnj

28、3703.7.5 0.96 0.9852 0.995 0.99236113.882Amf 乙乙2.5取 m 2.25II-山轴(35/56 )齿轮弯曲疲劳的估算:mw 323Nmm znj323：7.5 0.96 0.9852 0.995 0.992.99齿面点蚀的估算:3703 mm和j2A56 15023703 7.5 0.96 0.9850.995 0.99132.45150mf2.92.75II- III 轴(22/69 )齿轮弯曲疲劳的估算:mw323 止 mmznj2323.7.5 0.96 0.9850.995 0.3.5齿面点蚀的估算:3703rmmnj370369 7527.

29、5 0.96 0.9850.995 0.99166.88mf乙Z2752A 3.67综上II-III轴齿轮模数取m 2.75III-主轴（66/33 ） 齿轮弯曲疲劳的估算:mw323 ： N mmznj3232 27.5 0.96 0.9850.995 0.9966 753.54INA 3703：mm165.49齿面点蚀的估算:I223703 7.5 0.96 0.9850.995 0.9975mf2A3.34取 m 3.5III-主轴（20/79）齿轮弯曲疲劳的估算:mw 323.mmznj322 27.5 0.96 0.9850.995 0.9979 603.59齿面点蚀的估算:3703

30、一mm nj3703,7.5 0.96 0.9852V600.995 0.99178.3mf2A乙Z23.6取m 4综上III -主轴齿轮模数取m 3其中nj为大齿轮的计算转速。5. 展开图设计5.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿 轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱 体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图和一张截面图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的 有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传

31、动效率要求，主轴 前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠 原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂， 设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先 画草图。目的是：1）布置传动件及选择结构方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况， 以便及时改正。3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对 位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必 要的数据。5.2展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其 轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴

32、上装有变速齿轮，外面连接带轮。本来应该还装有离合器 来控制正反转，由于课设时间限制，正反转将直接由电机控制。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上 也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭 矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸 有利于提咼刚度和减小体积。5.3 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）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

33、向定位，轴承需要润滑。5.4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）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

34、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76 6提高到655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

35、能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规疋的形状和尺寸。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。5.5传动轴的设计机床传动轴，广泛米用滚动轴承

36、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 花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都米用 花键轴，不装滑移齿轮的轴也常米用花键轴。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

37、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虑镗孔工艺。成批生 产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸， 可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加 工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的 箱体孔

38、，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）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端 大的箱体，镗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 510m m,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

39、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。 加工和装配的工艺性等。5.6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 （铣床、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），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。561 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

40、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 , 一般推荐取：% =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， 乂应选大值，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

41、排结构时力求接近上述要求。5.6.2 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二种：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， 谷易发热。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米用两

42、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：(1)

43、每个支撑点都要能承受经向力。(2) 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。(3) 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咼。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，一般都米用过渡配合。另外轴 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

44、。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间隙，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的内錐孔，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 咼

45、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。563 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。564 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，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施 有两种：1 ）堵加密封装置防止

46、油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴 与轴承盖之间留0.10.3 mm的间隙（间隙越小，密封效果越好， 但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽 （圆弧形或v形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或 锯齿形），效果又比前两种好。在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密 封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为 复杂。2）疏导一一在适当的地方做出回油路， 使油能顺利地流回到油 箱。5.6.5 其他问题主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以 减小主轴的扭转变形。当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受

47、着前向后的轴向力， 推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有 较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接 开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔 解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢 材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢 即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用 40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为RC5055。其他部分处理后，调整硬度为HB220250。6.截面图设计6.1截面图内容及涉及的冋题截面图是主轴箱装配图的重要

48、组成部分，它与展开图和其他视 图联系起来，完整地表达了整个主轴箱的结构。截面图设计是否合 理，将影响机床的性能、效果和外观。 设计截面图要考虑的四个方面的冋题：1）各轴的位置安排：包括主轴、1轴和中间各传动轴的合理安 排和确定。2）相体结构和外形：变速相相体结构、与床身连接疋位方式、 外观造型等。3）操纵机构设计和选择。4）润滑系统的设计和润滑元件的选择。6.2轴的空间布置轴系布置的一般顺序是：先确定主轴在变速箱中的位置，再确定传 动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，第二步确疋电动 机轴或运动输入轴的位置，最后确定其他各传动轴的位置。一、车床主轴1）垂直方向（高度）1H -D由车床主参

49、数D决定。22）水平方向主轴中心在尾架导轨中间，也有稍微向前或向后，为降低床身 导轨的变形，切削力的方向尽可能在前后导轨之间，主轴中心越往 后越好：但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越 往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后。二、传动主轴的轴由于切削力P切和传动力P齿的作用，主轴及其轴承将产生弹性变形。主轴传动齿轮与其相啮合的齿轮之间不同的相对位置，将致 使主轴及主轴轴承受力有着很大的变化三、I轴的位置I 轴的轴端常装有皮带轮，而主轴尾端外伸，有可能装自动卡 盘的操纵气缸或油缸，布置I轴位置时，必须保证两者不会碰撞， I轴上带轮外缘不能高出箱体，以免影响外观。综合上述观点，车床上I轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖。四、