铣床主轴箱设计

1、精品文档目录1、绪论21.1 金属切削机床在国民经济中的地位21.2 本课题研究目的22、卧室升降台铣床主轴箱的设计32.1 原始数据与技术条件32.2 机床主传动系统运动设计32.3 传动零件的初步计算73、结构设计及说明153.1 结构设计的内容、技术要求和方案153.2 展开图及其布置163.3 轴（输入轴）的设计163.4 齿轮块设计173.5 传动轴的设计183.6 主轴组件设计19总结23致谢24参考文献25。1欢迎下载精品文档1、绪论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”

2、 。在现代机械制造工业中， 金属切学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。机床的“母机”属性决定了它在国民经济中的重要地位。机床工业为各种类型的机械制造厂提供先进的制造技术和优质高效的机床设备，促进机械制造工业的生产能力和工艺水平的提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备的任务，为适应现代化建设的需要，必须大力发展机械制造工业。 机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础。机床工业则是机械制造工业的基础。一个国家机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生

3、产能力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。1.2 本课题研究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，不仅是巩固学生大学所学知识的重要环节，而且也是在检验大学生综合应用知识的能力、自学能力、独立操作能力和培养创新能力，是大学生参加工作前的一次实践性锻炼。通过本课题设计可以达到以下目的：1. 综合运用学过的专业理论知识， 能独立分析和拟订某机床主轴箱传动结构， 装配结构和制造结构的各种方案，能在机械设计制图，零件计算和编写技术文件等方面得到综合训练，具备设计中等复杂零件的能力。2 通过本课程设计的训练，能初步掌握机

4、床的运动设计，动力计算以及关键零部件的强度校核，或得工程师必备设计能力的初步训练，从而提高分析问题，解决问题，尽快适应工程实践的能力。3. 熟悉和学会使用各种手册， 能善于使用网络搜寻一些设计的相关资料， 掌握一定的工艺制订的方法和技巧。2欢迎下载精品文档4. 进一步提高计算机操作的基本技能 CAD及 Pro/Engineer 软件应用能力 ( 造型设计与自动编程 ) 仿真模拟软件的应用。2、卧室升降台铣床主轴箱的设计图 12.1 原始数据与技术条件主轴转速范围： nmax1250rpmnmin100rpm变速级数 ：Z=12电动机功率：N 1.5KW工件材料： 45 号刚刀具材料： YT15

5、2.2 机床主传动系统运动设计2.2.1 确定极限转速Q nmax1250rpm ， nmin100rpm。3欢迎下载精品文档nmax1250转速调整范围： RN12.5nmin1002.2.2 确定公比机床分级变速机构共有Z=12 级，其中 n1nmin ，nznmax ，Z 级转速分别为 n1 , n2 ,.nz 。Q 任意两级转速之间的关系为nj 1njn1 nmin ， n2 n1，n3n2， .zz 1nnz 1n1nmaxn1z 1z 111变速范围 Rn即12.5nminn1求得1.24按照标准公比取1.262.2.3确定各主轴转速查表 7 11确定（单位： rmin）n1100

6、n2125n3160n4200n5250n6315n7400n8500n9630n10800n111000n1212502.2.4主运动链转速图的拟定(1) 确定电动机转速查金属切削机床设计简明手册可确定电动机的转速因所给电动机的功率N3KW故选电动机的型号为Y100L14满载时转速为 nm1420rpm 。(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：方案（一）：12431234方案（二）：123221223212223在上例两行方案中，第一行方案有时可以省掉一根轴。缺点是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。4

7、欢迎下载精品文档必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。第二行的三个方案可根据下述原则比较：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，尺寸也就较小。如果传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12322 的方案较好。(3) 结构网或结构式各种方案的选择在 12 3 2 2 中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能有六种方案，其结构网和结构式见图 8-4a. 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动时，为了防止被动齿轮的直径过

8、大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比imin 1/ 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 imax 2.5 。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为Rmaxumax810umin在检查传动组的变速范围时只需检查最后一个扩大组，因为其他组的变速范围都比他小。根据时（ 8-2 ），应为xn( pn 1)、 、的第二扩大组RnRmax 图中，方案ex26, p2 2, 则a b cR26 216。其中1.26 ，则 R24 ，时可行的，其它两个方案 R26.4 ，不如第一个好。所以选择第二个b. 基本组和扩大组的排列顺序在可行的四种结构网

9、和结构式方案（a）,(b),(c),(e)中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围最小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就小些。比较上面四种方案，方案（ a）的中间传动轴变速范围最小，故方案（a）最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。c. 拟定转速图电动机和主轴的转速是已经给定的，当选定结构网或结构式后，就可分配各传动组的传动比并确定中间轴的转速。中间轴的转速如果高一些，传动件的尺寸也就小一些，但中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动， 发热和噪声。通常希望齿轮的线速度不超过12 :

10、 15 m s 。对于该主轴箱，中间轴的最高转速不应超过电动机的转速。本例所选定的结构式共有三。5欢迎下载精品文档个传动组，变速机构共需四轴， 加上电动机共需五轴， 故转速图共需五条竖线。 主轴共 12 速，故需 12 条横线。中间各轴的转速可以从主轴开始往前推，先确定轴III 的转速。传动组C 的变速范围为61.2664Rmax ， 可知 两个 传 动副 的传 动 比 必 然是 极 限 值 ： ic111 4，2ic 222，这样就确定了轴 III的六种转速只有一种可能 , 即为 250，315， 400，500，11630，800 rmin。随后确定轴 II 的转速：传动组 b 的级比指数

11、为3，在传动比极限范围内，轴II 的转速最高可为 500， 630，800 r，最低转速为 250，315， 400 r。为了避免升速，又不使minmin传动比太小，故可取 ib11 31ib 2 121轴 II 的转速可取为 500，630，800 r min 。同理对于轴 I ，可取 ia11 21ia 211ia 311.581.261故可确定轴 I 转速为 800 r。转速图如下：min图 2。6欢迎下载精品文档2.2.5 齿轮齿数的确定当传动比采用标准公比的整数次方时，齿数和Sz 以及小齿轮齿数可从表 8 11 中查得。如传动组 a， ia 11 31ia 211ia31 21。查

12、i 为 1 ， 1.4 和 211.261.58的三行。有数字的即为可能方案。结果如下：ia11Sz = 70,72,74,76,1ia 21Sz = 70,72,73,75,771.26ia31Sz = 70,72,74,76,1.58从以上三行中可以挑出Sz =70 和 72 是共同适用的， 如取 Sz =72，则从表中查出小齿轮齿数分别为 36，32，28。即 i a136ia 232i a328。364044同理 ib136242043。36ib 248； ic150ic2272.2.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差一般不应超过10(1)% ，即：实际传动比理论传动比

13、1 %10理论传动比1.241.261.5% 2.6%主轴转速合格。1.262.3 传动零件的初步计算2.3.1 计算各传动件的计算转速a. 主轴 : 根据表 8 21 ，中型机床的主轴计算转速为第一个三分之一转速范围内的最高一级转速， 即为 n4 250rpm 。b. 各传动轴 : 轴 III 可以从主轴为 250rpm 按 48 传动副找上去，近似为 500rpm ，但是由于24轴 II 上最低转速为 500rpm 经传动组 c 可以使主轴得到 100,400 rpm 两种转。7欢迎下载精品文档速。 400 r要传递全部的功率，所以轴 III计算转速 n3 250 r，同minmin理可得

14、轴 II计算转速 n2500 r。min2448c. 各齿轮 : 传动组C中48只需计算 Z24 的齿轮，计算转速为 500 r min ； 24只需计算Z24， nj500 rmin。 Z 20 Z=27 两个齿轮哪一个的应力更大一些， 较难判断，可同时计算，选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数，传动组 b应计算 Z 24 ， n j500 ；传动组 a 应计算 Z28 ， n j 800 。2.3.2 传动轴直径的初定传动轴直径按刚度用如下公式进行概算：Tnmm或 d91 4Nmmd 1.644nj其中 d传动轴直径 mmTn 该轴传递的额定扭矩Nmm ，Tn 955104 Nn jN 该

15、轴传递的功率KWn j 该轴的计算转速rpm该轴每米长度允许扭转角deg选取为0.2 degmm轴 I： d1914 2.7522mm800轴 II： d29142.677825mm500轴 III： d39142.6129mm2502.3.3 主轴轴颈直径的确定查表 3 2根据主轴驱动功率可确定铣床主轴前轴颈的直径D1 范围 50 : 80mm故取 80mm。后轴颈的直径 D20.7 : 0.85 D10.78056mm 。8欢迎下载精品文档2.3.4 齿轮模数的初步确定一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公i1Ndmm式计算 mj 1633832m Z

16、12ijn j式中： mj 按疲劳接触强度计算的齿轮模数mmN d 驱动电机功率KWn j计算齿轮的计算转速rpmi大齿轮齿数和小齿轮齿数之比i1Z1 小齿轮齿数m 齿宽系数， mB （B 为齿宽， m为模数）， m 6 : 10mj 许用接触应力MPa传动组 c 模数： mc11633833.51342022.560028250传动组 b 模数： mb16338 3332.87242260028500传动组 a 模数： ma11633832.65132.272821.660028800对于传动组 C，应选择较大模数作为传动组C的模数。故选取标准模数 ma2.27 ， mb2.87 ， mc4

17、2.3.5 选定轴承查双列圆柱滚子轴承和圆锥磙子轴承GB28387轴 I ： 6004d=22 D=42 B=12轴 II ： 3182107 d=25 D=50 B=13轴 III ： 3182109 d=29 D=55 B=15轴 IV:前端 7207d=35D=72 B=17后端 7210d=56D=90 B=20。9欢迎下载精品文档2.3.6三角带传动的计算和选定三角带的选用应保证有效地传递最大功率并有足够的使用寿命 （一定的疲劳强度）。计算是按一定的已知条件 - 传递的功率、主、被动带轮的转速和工作情况 - 确定带轮的直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。a.

18、确定计算功率 N jN jKN kw式中： N 主动带轮传递的功率kwK 工作情况系数查表 10 有 K=1.2则 N j =1.23=3.6b. 选择三角带的型号根据计算功率 N j =3.6 和小带轮的转速 n1 =1420 有图一选定选择三角带的型号是Z 型c. 确定带轮的直径 D1 、 D 2小袋轮的直径应满足：D1DminDmin 为三角带带轮的最小计算直径，尽量选用较大的直径，以减小胶带的弯曲应力，从而 提 高 胶 带 的 使 用 寿 命 。 查 表11选 择 胶 带 带 轮 的 直 径 D1 =90mm 大 轮 直 径D2n1D1mm =142090=1.42 90=127.8

19、取整数有 D2 =128mmn21000其中 n1 、 n2 是小轮及大轮的转速rpmd. 计算胶带速度 vvD1n1 m / s3.1490 14206.68 7 m / s60006000一般 v5 m / s ；所以选 v=7m / se. 初定中心距 A0两带轮的中心距应在A00.6 : 2D1D2 范围内选定，中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间的弯曲次数降低交代受命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起振动。10欢迎下载精品文档所以 A0 =1*（ 90+128）=218mmf. 计算胶带的长度 Ld 0D 2D121142Ld 02A0D1D2238880mm4 A080

20、114182.07224388由上式计算出的 L0 值查表 12 选择标准长度 Ld =1120mmg. 计算实际中心距 AALdLd 03881120 1082A022407考虑到安装调整和补偿张紧力的需要，带传动的中心距一般设计成可调整的，其调整范围 AminA 0.015LdAmaxA 0.03Ldh. 验算小带轮包角小带轮包角 1 180D2 D1 57.3 169A1120所以小带轮包角合适。i. 确定 V 带根数单跟 V 带的基本功率 0.36kwzN jN0C1N 0 单跟三角胶带能传递的功率查表 13 得 N0 =0.53C1 小带轮包角系数查表 14 得 C1=1则 z=3.

21、6所以取 z=50.534.980.98j. 作用在支承轴上的径向力QQ 2S0 zsin 12S0 胶带的初拉力有查表得 S0 =80N169746.5 N则 Q 2 75 5 sin22.3.7 直齿圆柱齿轮的强度计算在验算变速箱中的齿轮强度时，选用模数中承载最大的，齿数最小的齿轮进行接触和。11欢迎下载精品文档弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。在此例中应 II 轴的齿数为 24 的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数 mjmj163383i1 K d gK c gK b gK sgNm

22、 z12i2mmjn j式中： N 传递的额定功率NN II =1.984n j 计算转速n j =630齿宽系数：mB ， B 齿宽， m 模数 m =6: 10取 m =8mZ 小齿轮齿轮 ;i 大齿轮与小齿轮的齿数之比i1 ，“ +”号用于外啮合，“ - ”号用于内啮合 i =2K n 转速变化系数查表 19K n =058K N j 许用接触应力从表 26 选取j=600Kb 齿向载荷分布系数查表24 得 Kb =1.04K q 材料强化系数 查表 20K q =0.55m 疲劳曲线指数查表 16 m=3C0 基准循环次数查表 16C0 =107Kc 工作情况系数，考虑冲击的影响：主运

23、动（中等冲击）取Kc =1.2K d 动载荷系数，从表23 选取则 K d =1.2n1 齿轮的最低转速n1 =160T 齿轮在机床工作期限（Ts ）内的总工作时间h 见表 17，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似为TTs / P ，P 为该变速组的传动副数；P=2Ts =20000则 T=20000/2=10000KT 工作期限系数。12欢迎下载精品文档KT60nT136016010000m1071.33C0ks 寿命系数ksKT K n K N K q =1.33 0.58 0.89 0.55 0.38则 mj =163383 2 11.21.2 1.04 1.98=2.215824226

24、0026302.3.8. 主轴刚度验算a. 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.b. 主轴支承跨距 L 的确定一般最佳跨距L02 : 3 C 240 : 420mm，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L0 大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm。c. 计算 C点挠度(1) 周向切削力 Pt 的计算pt2 955 104 NdD j nj其中 : N d5.5KW ,0.96 0.987 ,D j0.5 :0.6Dmax0.5 : 0.6400200240mm,

25、取 D j240, n j31.5 r / min故 pt2955 1040.825.51.15104N，故 P1.12Pt 1.736 104 N 。24035.5Pr0.45Pt6.98103 N , Pf0.35Pt5.43103N(2) 驱动力 Q的计算参考机床主轴箱指导书 ，Q 2.12 107 N nzn其中。13欢迎下载精品文档N N d5.5 0.96 0.9874.58 KW , z 72, m 3, n 35.5r / min所以Q2.121074.581.13104 N47235.5(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 C22.222

26、1.50.103d 0.8 求得：CA22.2221.50.103700.88.48 105 N / mmCB22.2221.50.1031000.89.224 105 N / mm(4) 确定弹性模量，惯性距 I ； I c ；和长度 a,b, s 。1) 轴的材产选用 40Cr，查简明机械设计手册 P6，有E2.1 105 MPa2) 主轴的惯性距 I 为：D 4外 D4内106 mm4I644.27主轴 C段的惯性距 Ic可近似地算：I cD 41 0.64D416.25 106 mm4643)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

27、床中心高，设 H=200mm)。则： S1200.4 200200mm4) 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm5) 计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度23LS LCycsp P 3sc cLscsc2 mm26EI c3EICA LCA L代入数据并计算得ycsp =0.1299mm。6)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 ycmq。14欢迎下载精品文档ycmqbc 2L b L bL C L bbcmmQ226EILCB LCA L计算得： ycmq =-0.0026mm(5) 求主轴前端 C点的终合挠度 yc水平坐标 Y 轴上的分量

28、代数和为 ycy ycsp cosp ycmq cos q ycm cosm ,其中 p66o , q270o, m 180o ， 计 算 得 ： ycy=0.0297mm. ycz0.0928mm 。 综 合 挠度ycycy2ycz20.118mm 。 综 合 挠 度 方 向 角 ycarctg ycz72.25o ， 又ycyy0.0002L0.0002 600 0.12mm。因为 yc y ，所以此轴满足要求。3、结构设计及说明3.1 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

29、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。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

30、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。15欢迎下载精品文档3.2 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

31、纵离合器的结构。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高刚度和减小体积。3.3 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。离合器及其压紧装置中有三点值得注意

32、：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。16欢迎下

33、载精品文档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。3.4 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

34、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 8 7 7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 7 66 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

35、，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。3.4.1 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。17欢迎下载精品文档基面。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

36、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。3.5 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

37、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 65 85 mm 。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

38、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5 10 mm ，以免加工时孔变形。18欢迎下载精品文档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

39、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。3.6 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

40、振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。3.6.1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，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： La=35，跨距 L

41、小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，L a 应选大值，。19欢迎下载精品文档轴刚度差时，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。3.6.2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

42、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 0.03 0.07 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： 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。20欢迎下载精品文档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