【題目3】分級變速主傳動系統(tǒng)的設計.pdf

1 哈爾濱理工大學哈爾濱理工大學 課課程程設設計計 題題目：目：機械系統(tǒng)設計課程設計機械系統(tǒng)設計課程設計 院院 、 系：系：機械動力工程學院機械動力工程學院 班班級：級：機械機械 姓姓名：名： 學學號：號： 指導教師：指導教師： 2 摘摘 要要 機械系統(tǒng)設計課程設計內容有理論分析與設計計算，圖樣技術設計和技 術文件編制三部分組成。 1、理論分析與設計計算： （1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算與校核。 2、圖樣技術設計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要組件。 （2）圖樣的設計與繪制。 3、編制技術文件： （1）對于課程設計內容進行自我技術經濟評價。 （2）編制設計計算說明書。 關鍵詞分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動 比，計算轉速 3 目錄目錄 摘 要.2 目錄. 3 一、課程設計目的. 4 二、課程設計題目，主要技術參數和技術要求分級、. 4 三、運動設計.4 1.確定極限轉速，轉速數列，結構網和結構式. 4 2.主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖. 6 3.計算齒輪齒數. 7 四、動力計算.9 1.傳動件的計算轉速. 9 2.傳動軸和主軸的軸徑設計. 9 3.計算齒輪模數及尺寬，分度圓直徑.10 4.帶輪設計. 11 五、主要零部件選擇 13 1.軸承的選取.13 2.鍵的選取.13 六、校核14 1.齒輪校核.14 2 .主軸彎曲剛度校核16 3.軸承校核.16 4.潤滑與密封.16 七、結束語.17 八、參考文獻 17 4 一、課程設計目的一、課程設計目的 機械系統(tǒng)設計課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性 練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課，技術基礎課和專業(yè)課的 有關理論知識，及生產等實踐技能，達到鞏固，加深和拓展所學知識的目的。 通 過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結構，進行選擇和改進；結合結構 設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主轉動設計，達到學習設計步驟 和方法的目的。 通過設計， 掌握查閱相關工程設計手冊， 設計標準和資料的方法， 達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲 得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進 行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 二、課程設計題目，主要技術參數和技術要求分級、二、課程設計題目，主要技術參數和技術要求分級、 分級變速主傳動系統(tǒng)的設計題目 3：技術參數：Nmin=63r/min，Nmax=500r/min, Z=7 級，公比為 1.41；電動機功率 P=4KW，電機轉速 n=1440r/min 三、運動設計三、運動設計 1.確定極限轉速，轉速數列，結構網和結構式確定極限轉速，轉速數列，結構網和結構式 （1 1）確定極限轉速）確定極限轉速, ,公比、變速級數公比、變速級數 Nmin=63r/min ,Nmax=500r/min;=1.41;z=7 (2)(2) 轉速數列：轉速數列： 63r/min,90r/min,125r/min,180r/min,250r/min,355r/min,500r/min 共 7 級 （3 3）確定極限轉速）確定極限轉速： Rn=Nmax/Nmin=500/63=7.94 （4 4）確定結構網和結構式）確定結構網和結構式 （1）寫傳動結構式：主軸轉速級數 Z=7. 結構式 7=212223 5 （2）畫結構網： 1 Z=212223 2.主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機繪制轉速圖。 7=212223 6 傳動系統(tǒng)圖 3.計算齒輪齒數計算齒輪齒數 (1)、齒數計算 基本組傳動比分別為 1/1.41 1/2 Sz= 72 75 84 93 96 取 Sz=72,小齒輪齒數分別為:31、24 Z1 / Z1=31/41, Z2 / Z2=24/48 第二擴大組傳動比分別為 1/1.41、1/2.8 取 Sz=87,小齒輪齒數:36、23 Z4/Z4=36/51，Z5/Z5=23/64 第三擴大組傳動比分別為 1.41：1、1/2 取 Sz=96,小齒輪齒數:40、32 Z4/Z4=40/56，Z5/Z5=32/64 (2)校核各級轉速的轉速誤差 實際傳動比所造成主軸轉速誤差 7 ，其中 n 為實際轉速，n 為標準轉速。 N5003552501801259063 n510.6360255.3180127.791.164.2 誤差 值 2.1%1.4%2.1%02.1%1.2%1.9% 以上誤差值均小于 4.1% 故合格. 8 四、動力計算四、動力計算 1.傳動件的計算轉速傳動件的計算轉速 4/34/3 min (1) 63 1.4199.61 / min 100 / min : j nnRnr nr 傳動件的計算轉速 主軸的計算轉速 取主軸的計算轉速 各軸的計算轉速如下 軸序 號 電動機(0)I 軸II 軸III 軸IV 軸 計 算 轉 速 r/min 144071035512599.6 最小齒輪的計算轉速如下: Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6 710355710355355125355125125100125100 2.傳動軸和主軸的軸徑設計傳動軸和主軸的軸徑設計 （1）傳動軸軸徑初定 軸：p=4kw,n=710r/min,=0.5 帶入公式： 4 91 j P d n =29.6mm,圓整取 d=30mm 軸：p=4kw,n=355r/min,=0.5 4 91 j P d n =35.3mm,圓整取 d=36mm III 軸：p=4kw,n=125r/min,=0.5 帶入公式： 4 91 j P d n =45.8mm,圓整取 d=46mm （2）主（IV）軸軸頸直徑確定： 查表 4-9 選擇主軸前端直徑 D1=80mm,后端直徑 D2=64mm 軸承內徑 d/D 小于 0.7 則取 d=50mm 材料：45 鋼。熱處理：調質 Hre22-28 主軸懸伸量：a/D1=1.25-2.5 a=(1.252.5)D1=(1.252.5)x(80+64/2)=90180取 a=120mm 9 最佳跨距2.5 l a 2.5120 2.5300la 3.計算齒輪模數及尺寬，分度圓直徑計算齒輪模數及尺寬，分度圓直徑 （1 1）計算齒輪模數）計算齒輪模數 40Gr 整體淬火 j=650mpa mj=16338 3 3 1 1 2 (1) mZ Z uj uNd n Nd驅動電動機功率 u-大齒輪與小齒輪齒數比 Z1-小齒輪齒數 m-齒寬系數m=B/m=6-10 取m=8 nj-計算齒輪的計算轉速 j-許用接觸應力 a).u=z1/z1=24/48,nj=710r/min mj=16338 3 3 1 1 2 (1) mZ Z uj uNd n = =1.85 取 m1=2 b).u=z2/z2=23/64,nj=355r/min mj=16338 3 3 1 1 2 (1) mZ Z uj uNd n = =2.6 取 m2=3 c).u=z3/z3=32/64,nj=125r/min mj=16338 3 3 1 1 2 (1) mZ Z uj uNd n = =2.72 取 m3=3 （2 2）計算齒輪分度圓及尺寬）計算齒輪分度圓及尺寬 d1=m1z1=231=62mmd1=m1z1=241=82mm d2=m2z2=224=48mmd2=m2z2=248=96mm d3=m3z3=336=108mmd3=m3z3=351=153mm d4=m4z4=323=69mmd4=m4z4=364=192mm 10 d5=m5z5=340=120mmd5=m5z5=356=168mm d6=m6z6=332=96mmd6=m6z6=364=192mm B12= m m=82=16mmB34= m m=83=24mmB56= m m=83=24mm 4.帶輪設計帶輪設計 （1）確定計算功率: P=4kw,K 為工作情況系數，查表取 K=1.1，pd=kAP=1.14=4.4kw （2）選擇 V 帶的型號: 根據 pd,n1=1440r/min 查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm （3）確定帶輪直徑 d1,d2 小帶輪直徑 d1=90mm 驗算帶速 v=d1n1/(601000)=901440/(601000)=6.78m/s 從動輪直徑 d2=n1d1/n2=144090/710=182.5mm 取 d2=190mm 計算實際傳動比 i=d2/d1=190/90=2.11 相對誤差: i0-i/i0=(1440/710-2.11)/(1440/710)=4.0%120 （6）確定 V 帶根數： 確定額定功率：P0 由查表并用線性插值得 P0=0.16kw 查表得功率增量P0=0.17kw 查表得包角系數 K=0.95 查表得長度系數 Kl=0.89 11 確定帶根數： ZPd/(P0+P0)KKl=4.4/(1.06+0.17) 0.950.89=3.02 取 Z=4 12 五、主要零部件選擇五、主要零部件選擇 1.軸承的選取軸承的選取 （1）帶輪：選用深溝球軸承，型號：6205 （2）一軸：選用深溝球軸承，型號：6205 （3）二軸：采用深溝球軸承，型號：6206 （4）三軸：采用深溝球軸承，型號：6208 （5）主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選 擇軸承。 從主軸末端到前端依次選擇軸承為角接觸軸承，型號：7012C; 深溝球軸承，型號：6210 雙列圓柱滾子軸承，型號：NN3000K， 2.鍵的選取鍵的選取 （1）帶輪：選平鍵：87 （2）1 軸：選平鍵：87花鍵：626606 （3）2 軸：選平鍵：108花鍵：832366 （4）3 軸：選平鍵：108花鍵：842468 （5）4 軸：選花鍵：8626812 13 六、校核六、校核 1.齒輪校核齒輪校核 直角圓柱齒輪的應力驗算公式： 軸序 號 IIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIVIV 齒輪 齒數 Z 312441483623516456324064 模數 M 222233333333 分度 圓 d 624882961086915319216896120192 齒根 圓直 徑 df 57437791100. 5 61.5145. 5 184. 5 160. 5 88.5112. 5 184. 5 齒頂 圓直 徑 da 66528610011475159198174102126198 （1）一軸到二軸的小齒輪從上表可知為齒數為 29 查設計手冊可得以下數據： 123 24,2,2,16,710 / min,1.04,1.3,1.3 j ZumBnrKKK /18000/2.57200 S TTP 接觸應力： 3 1 7 0 6060 710 7200 2.78 10 m T nT K C 0.83,0.58,0.64 nNq KKK，0.86 STnNq KK K K K 123 (1)2088 1000 () s j j uK K K K N MPa ZmuBn N為傳遞的額定功率 （KW）3.33N 將以上數據代入公式可得8551100 j MpaMpa 彎曲應力：0.83,0.78,0.77 nNq KKK，1.09 STnNq KK K K K，0.395Y 5 123 2 191 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 14 將以上數據代入公式可得170320 w MpaMpa （2）二軸到三軸的小齒輪從上表可知為齒數為 20 查設計手冊可得以下數據： 123 23,2.78,3,24,355 / min,1.04,1.2,1.4 j ZumBnrKKK /18000/2.57200 S TTP 接觸應力： 3 1 7 0 6060 355 7200 2.21 10 m T nT K C 0.85,0.58,0.60 nNq KKK，0.7 STnNq KK K K K 123 (1)2088 1000 () s j j uK K K K N MPa ZmuBn N為傳遞的額定功率 （KW）3.2N 將以上數據代入公式可得11301200jMpaMpa 彎曲應力： 6 1 6 0 6060 250 7200 1.94 2 10 m T nT K C 0.85,0.78,0.75 nNq KKK，0.99 STnNq KK K K K 5 123 2 191 10 () S w j K K K K N MPa Zm Bn 將以上數據代入公式可得20160 w MpaMpa 2 .主軸彎曲剛度校核主軸彎曲剛度校核 （1）主軸剛度符合要求的條件如下： a 主軸的前端部撓度 0.0002 5250.105 s yy b 主軸在前軸承處的傾角 0.001rad容許值軸承 c 在安裝齒輪處的傾角 0.001rad容許值齒 (2)計算如下： 前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距 15 L=450mm. 當量外徑de= 2 21DD =mm285 2 110450 主軸剛度： 因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略； ks= 3 444 2 4 10)110450(11 . 0 )025 . 0 45 . 0 (103 )( )(103 44 ala dd A ie =2kN/mm 剛度要求：主軸的剛度可根據機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 3.軸承校核軸承校核 6 10 10 ()17639 60 h C LTh n P 4.潤滑與密封潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）密封圈加密封裝置防止油外流。 。 2）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 第七章第七章 結構設計結構設計 16 7.1 結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和 制動器等） 、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計 與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般 只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外， 著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度 和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化 的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避 免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： (2)布置傳動件及選擇結構方案。 (3)檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。 (4)確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。 7.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序， 假想將各軸沿其軸線剖開并將 這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪 和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于 離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合 器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊 接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案， 通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。 制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其 他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提 高剛度和減小體積。 7.3 I 軸（輸入軸）的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加 強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置） 。I 軸上裝有摩擦離合器，由 于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好 I 軸在整體裝 入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的 拉力傳遞到箱壁上。 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現政 17 反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下 進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有 0.20.4mm的間隙，間隙應 能調整。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意： 1）摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝 在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上 的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周 向德兩個自由度，起了定位作用。 2）摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封閉 系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。 3）結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤 消后，有自鎖作用。 I 軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸 一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高 （約為兩倍左右） 。結構設計時應考慮這點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。 滑動軸承在一些性 能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。 7.4 齒輪塊設計 7.4.1 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是 說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可 避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸 回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪； 2） 移動滑移齒輪的方法； 3） 齒輪精度和加工方法； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。 采 用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度 會增加一倍，噪聲約增大 6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大， 所以這兩項精 度應選高一級。 為了控制噪聲， 機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。 大都是用 766， 圓周速度很低的，才選 877。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 655。當精度從 766 提高到 655 時，制造費用將顯著提高。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 8 級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 18 7 級精度齒輪， 用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。 但淬火后，由于變形， 精度將下降。因此，需要淬火的 7 級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于 7， 或者淬火后在衍齒。 6 級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到 6 級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 7.4.2 其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不 同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的 安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整 體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱 機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。 7.5 傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器 等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、 剛度。 如撓度和傾角過大， 將使齒輪嚙合不良， 軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤 差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和 磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸 也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是 加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑 刀 D 為 6585mm。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪 聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工 精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配 方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承 的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采 用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。 在箱外調整好鏜刀尺寸， 可以提高生產率和加工精度。 還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。 下面分析幾種鏜孔方 式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的， 可 以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的 箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。 19 既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸 承來達到支撐孔直徑的安排要求。 兩孔間的最小壁厚，不得小于 510mm，以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。 一般傳動軸上軸承選用G級精度。 傳動軸必須在箱體內保持準確位置， 才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確 性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸， 其 軸向定位就更重要。 回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式 時應注意： 5.軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 6.軸承的間隙是否需要調整。 7.整個軸的軸向位置是否需要調整。 8.在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 9.加工和裝配的工藝性等。 7.6 主軸組件設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床 等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精 度和表面粗糙度） ，設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱 變形等幾個方面考慮。 7.6.1 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。 1） 內孔直徑 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿， 必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有 增大的趨勢。 2） 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸， 設計時， 一般先估算或擬定一個尺寸， 結構確定后再進行核算。 3） 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 4） 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度a。選擇適當的支撐跨距L，一 般推薦取： a L =35，跨距L小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸 承剛度小時， a L 應選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨距L的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。 安 排結構時力求接近上述要求。 20 7.6.2 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較 簡單，但允許的極限轉速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 60 0角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采 用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸 承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的 機床。 2）軸承的配置 大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度 也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則 溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個 支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持 比較大的游隙（約 0.030.07mm） ，只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時， 輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力 軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長 方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： （2） 每個支撐點都要能承受經向力。 （3） 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 （4） 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上， 即負荷都由機床支撐 件承受。 3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大， 所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承的選C或D級，后軸承選D或E 級。選擇 軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都 是薄壁件， 軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。 如果配合精度選的太低， 會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 1）軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合 適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震 性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯 的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能 太復雜。 雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動， 當內圈向大端軸向移動時， 21 由于 1：12 的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與 螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能 將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、 軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精 度要求。 7.6.3 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一 般取 1：15 左右） 。錐面配合對中性好，但加工較難。