金属切削车床主轴箱说明书

1、车床主轴箱课程设计说明书目录1. 概述21.1 机床课程设计的目的21.2 机床课程设计的内容和要求21.3 车床的规格系列和用处21.4 操作性能要求22. 参数的拟定32.1 确定极限转速32.2 确定公比32.3 选择电机33. 传动设计33.1 主传动方案拟定33.2 传动组和传动副数的确定43.3 结构网或结构式各种方案的选择43.4 拟定转速图54. 传动件的估算64.1 三角带传动的计算64.2 传动轴的估算94.2.1 传动轴直径的估算94.3 齿轮齿数的确定和模数的计算94.3.1 齿轮齿数的确定94.3.2 齿轮模数的计算114.3.4 齿宽确定134.4 带轮结构设计14

2、5. 动力设计145.1 主轴刚度验算145.1.1 选定前端悬伸量C145.1.2 主轴支承跨距L的确定145.1.3 计算C点挠度155.2 齿轮校验175.3 轴的校核185.4轴承的校核196.结构设计及说明206.1 结构设计的内容、技术要求和方案206.3 齿轮块设计216.4 其他问题226.5 传动轴的设计226.6 主轴组件设计236.6.1 各部分尺寸的选择246.6.2 主轴轴承246.6.3 主轴与齿轮的连接266.6.4 润滑与密封266.6.5 其他问题277. 总结278. 主要参考文献271. 概述1.1 机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后

3、进行的实践性教学环节。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。1.2 机床课程设计的内容和要求车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）1） 机床的类型、用途及主要参数车床工作时间：二班制，电动机功率：N=5.5KW，主轴最高、最低转速=1400 r/min =31.5 r/min变速级数：z=12工件材料：45号钢 刀具

4、材料：YT152） 设计部件名称：主轴箱1.3 车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型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。本次设计的是普通车床主轴变速箱。1.4 操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）主轴的变速由变速手柄，和滑移齿轮完成2. 参数的拟定2.1 确定极限转速根据公式 =12主轴转速r/min r/min转速调整范围 =1.41 2.2 确定公比 =1.41 则可得到31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400（共12级转速）2.3 选择电机合理的确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，

5、满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的额定功率是5.5KW，根据车床设计手册附录表2选Y132S-4，额定功率5.5，满载转速1440r/min，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、换向、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

6、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 传动组和传动副数的确定传动组和传动副数可能的方案有：12=4×3 12=3×412=3×2×2 12=2×3×2 12=2×2×3在上列两行方案中，第一行方案有时可以省略一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑

7、移齿轮同时啮合。所以一般少用。第二行的三个方案可以根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3×2×2的方案为好。3.3 结构网或结构式各种方案的选择对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据(1)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围（2）基本组扩大组的排列顺序，初选的方案。第2扩大组,则 是可行的。在降速传动时，

8、为防止被动齿轮直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比imin1/4。在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动比imax2。如用斜齿齿轮传动，则imax2.5。因此，主传动链任一传动组的最大变速范围一般为Rmax=umaxumin810。3.4 拟定转速图本例所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机轴共5轴故转速图需5条竖线，如图所示。中间各轴的转速可以从电动机轴开始往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前推比较方便。即先决定轴的转速。传动组C的变速范围=Rmax，可知两个传动副的传动比必然是前文叙述的极限值： =14 ， =21这样就确定了轴的六种转速只有一

9、种可能，即710，500，355，250，180，125 。轴的转速传动组b的级比指数为3，在传动比极限值范围内，轴的转速最高可为500、710、1000r/min，最低可为180、250、355r/min。为了避免升速，又不使传动比太小，可取 ， 轴的转速确定为355、500、710r/min。同理，对于I轴可取ia1=12=12，ia2=1=11.41，ia3=11这样就确定了轴的转速为710r/min。电动机轴与轴之间为带传动，传动比接近1/2=1/2最后，就可得如图所示的转速图。 图1 拟定转速图4. 传动件的估算4.1 三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递

10、，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）选择三角胶带的型号根据公式式中P-电动机额定功率，-工作情况系数小带轮的转速：r/min 查机械设计图8-11，因此选择选用A型三角V带。（2）确定计算功率Pca=KaPP主动带轮传动的功率5.5KWKa工作情况系数工作时间为两班 K=1.2故Pca=1.2×5.5=6.6（3）确定带轮直径小轮直径D应满足条件: (mm)，根据V带的带型，参考机械设计表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径D1，取得=125mm 大轮直径D2=n1n2D1 ，为大轮的转速=710r

11、/minmm（4）计算胶带速度 m/s 带速在V=525m/s之间，满足要求。（5）初定中心距两带轮中心距应在A0=0.72（D1+D2)mm故mm（6）计算V带的基准长度=2×500+3.142×375+12524×500=1596.56 mm查表8-2，选根据L0选取带的基准长度LdLd=1600mm（7）计算胶带的弯曲次数带轮的个数m=2次/S 符合要求（8）计算实际中心距AAA0+Ld-L02=500+1.72=501.72为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：A-0.015Ld+0.03Ld （9）验算小带轮的包角a10180-125501.

12、72×57.3=165.7>120 满足小带轮包角要求。（10）确定三角胶带的根数ZZ=PcaPr=KAP(P0+P0)KaKL（包角系数）查机械设计表8-5 =0.96（长度系数）查表8-2 =0.99（单根V带基本额定功率）8-4a 小带轮节圆直径125 =1.91(8-4b) 传动比 i=2 P0=0.17（计算功率） （工作情况系数）=1.2可得 Z=1.2×5.5(1.91+0.17)×0.96×0.99=3.34 ，故 Z=4根（11）确定初拉力F0由式（8-6），并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为（F0）min=

13、500(2.5-K)PcaKZV+qv2=500(2.5-0.96)×6.60.96×4×9.42+0.1×9.422=149.36N（12）计算带传动的压轴力（胶带初拉力）=125.95故Q= 2×125.95×4×sin165.72=999.8N4.2 传动轴的估算 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，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

14、变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1 传动轴直径的估算其中：N-该轴传递的功率-该传动轴的计算转速。-该传动轴每米长度允许的扭转角。本设计主轴取为1.5，其它轴取为1计算转速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定。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及小齿轮的齿数可以从表8-1（机械设计）中选取。一般在主传动中，最

15、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数关系：三联滑移齿轮的最大和次大轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移时齿轮外圆不相碰。I轴: 取,则从表中查出小齿轮齿数分别为36，30，24 轴: 取SZ=84 ， 小齿轮齿数为42，22ib1=4242 ib2=2262轴： SZ=90，小齿轮齿数为30，18 ic1=60 30 ic2=1872为(V带传动效率)=0.96 (滚子轴承)=0.98（一对） (9级精度的齿轮)=0.96 为(十字滑块联轴器)=0.98I轴： KW 轴： KW III轴： KW 轴： KW n=90N·mmN·mmN

16、83;mm T=955×1044.308890=4.57×105Nmm传动轴为I,III轴, 一般传动轴取0.5，K=1.04，A=110, 取30mm, 取32mm , 取40mm ， 取为56mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。根据轴颈初选轴承型号：轴：深沟球轴承 6306 d=30 D=72 B=19 深沟球轴承 6206 d=30 D=62 B=16轴：圆锥滚子轴承 30207 T=18.25 C=15 D=72 d=35 B=17轴：圆锥滚子轴承 30308 T=25.25 C=20 D=90 d=40 B=23轴：圆锥滚子轴承 30212 T=23.75 C

17、=19 D=110 d=60 B=22 双列圆柱滚子轴承 3182116 d=80 D=125 B=34 C=94.24.3.2 齿轮模数的计算齿数模数的初步计算：一般同一变速组中的齿数取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式进行初算：式中：=按接触疲劳强度计算的齿轮模数=驱动电动机功率（kw）=计算齿轮的计算转速(r/min)=大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i1,外啮合取“+”，内啮合取“-”号。=小齿轮齿数=齿宽系数=许用接触应力m=16338×33×5.58×242×2×11002×710=2.087，取2.5m=1

18、6338×33.82×5.58×222×2.82×11002×355=2.69，取3m=16338×35×5.58×182×4×11002×125=4.24，取5其它传动件按机械零件或有关资料进行选择计算。各个传动件的基本尺寸确定后，便可绘制部件装配草图。为了节约合金钢材，初算时对大多数钢质传动零件可采用优质中炭钢进行适当的热处理。对个别工件条件较重的传动零件，当验算时发现其应力超过许用值，可改用较好的合金钢，考虑到我国资源情况尽可能用锰硼钢或硅锰钢代替勤务员钢。标准齿轮：从

19、机械原理表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表 : 表1 齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1362.5909583.752.53.1252242.5606553.752.53.1253302.5758068.752.53.1254362.5909583.752.53.1255482.5120125113.752.53.1256422.510511098.752.53.1257423126132118.533.758223667258.533.759423126132118.533.7510623186192178.533.751

20、1605300310287.556.25121859010077.556.2513305150160137.556.2514725360370347.556.254.3.4 齿宽确定 由公式B=mm(m=610,m为模数）得：第一套啮合齿轮B=610×2.5=1525mm 第二套啮合齿轮B=610×3=1830mm 第三套啮合齿轮B=610×4.5=2745mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装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=25mm , B2=25mm，B3=25mm，B4=25mm B5=23mm

21、，B6=23mm，B7=30mm，B8=30mm B9=30mm，B10=28mm,B11=38mm，B12=40mm B13=40mm，B14=38mm4.4 带轮结构设计 查机械设计P161页，当。D是轴承外径，查机械设计课程设计手册确定深沟球轴承30207，d=35mm,D=72mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸72mm。查机械设计表8-10确定参数得：bd=11,ha=2.75,hf=8.7,e=15,f=9,=38°带轮宽度：B=z-1e+2f=3×15+2×9=63mm ,分度圆直径：dd=250，d1=2d=2×35=70mm, c,=528

22、×B=528×63=12 ,L=B=63mm .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=23C=240420mm，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm。5.1.3 计算C点挠度1）周向切削力的计算其中Nd=5.5KW,=0.964×0.984,Dj=0.50.6Dmax=0.50.6×400=200&#

23、215;240mm,取Dj=240,nj=90r/min ,故Pt=2×955×104×5.5×0.964×0.984240×90=692.74N，P=1.12×Pt=692.74×1.12=775.87N,Pr=0.45Pt=311.733N, Pf=0.35Pt=242.46N ,2) 驱动力Q的计算参考车床主轴箱指导书，Q=2.12e×107Nmzn,其中N=Nd=5.5×0.964×0.984=4.31KW,z=72,m=5,n=31.5r/min所以Q=2.12×1

24、074.315×72×31.5=8.06×103N3） 轴承刚度的计算这里选用3182116系列双列圆柱子滚子轴承根据求得：4）确定弹性模量，惯性距I；和长度。轴的材产选用40Cr，查简明机械设计手册P6，有主轴的惯性距I为： 主轴C段的惯性距Ic可近似地算：切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。则：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 代入数据并计算得=0.1299mm。计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度计算得：=

25、-0.0026mm求主轴前端C点的终合挠度水平坐标Y轴上的分量代数和为，计算得：=0.0297mm.。综合挠度。综合挠度方向角，又。因为，所以此轴满足要求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8，齿轮12这三个齿轮。齿轮2的齿数z=24，模数m=2.5齿根弯曲强度的计算：（应力校正系数）=1.58（齿形系数）=2.65K（载荷系数）=（使用系数）=1.25（动载系数）=1.4（齿间载荷分配系数）=1.0（齿向载荷分布系数）=1.1K=1.93 ，b=25， m=2.5F=1.93×39

26、77×2.65×1.5825×2.5=514.2F 合金调质(250HBS)齿轮8的齿数z=22,模数m=3=2.72 =1.57b=30F=1.93×6550×2.72×1.5730×3=599.8F齿轮12的齿数z=18,模数m=5=2.91=1.53 b=40 m=5Ft=2T3d3=2×3.5×1055512727F=1.93×12727×2.91×1.5340×5=546.8F小齿轮选用(渗碳后淬火) (强度极限)=1200 (屈服极限)=11005.3

27、轴的校核45号钢 调质 毛土坯直径 硬度 抗拉强度极限 屈服强度极限弯曲疲劳极限剪切疲劳极限许用弯曲应力按扭转强度校验：轴的最大扭矩Tmax=9549×4.868355Nm=130.74Nm抗扭截面系数则最大切应力max=TWt=130.748.528×10-6=15.33MPa材料为45#钢， =15.33MPa<60MPa 故轴符合，轴选用45号钢，调质处理。5.4轴承的校核轴选用的是深沟球轴承6306 ，其基本额定负荷为30.5KN由于该轴的转速是定值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，应该对轴末端的深沟球轴承进行校核。 齿轮的直径 轴传递的

28、转矩 T=9550×5.5×.096×098710=69.60Nm 齿轮受力 Fr=2Td=2×69.6060×103=2320N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 N 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查得为1.2到1.8，取，则有： N N轴承的寿命 因为，所以按轴承1的受力大小计算： h故该轴承能满足要求。6.结构设计及说明6.1 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

29、张展开图和若干张横截面图表示。如下图所示： 图2 剖面图6.2 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轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴

30、向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。6.3 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

31、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

32、能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。6.4 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。6.5 传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚

33、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，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，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为6585。

34、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，要从两边同时进行加工；支撑跨距

35、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510，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

36、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。6.6 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。6.6.1 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

37、，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。选择适当的支撑跨距，一般推荐取： =35，跨距小时，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。6.6.2 主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有

38、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

39、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），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： 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

40、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，前轴承的选或级，后轴承选或级。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