主軸箱設計說明書權

1、1.概述1.1機床課程設計的目的機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力1.2車床的規(guī)格系列和用處因此，對這些基本知識和資料作些普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。1.3操作性能要求1)具有皮帶輪卸荷裝置車床的主

2、參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)(GB1582-79,JB/Z143-79)工件最大回轉直徑Dmax(mm)正轉最高轉速nmax(扁)電機功率N(kw)公比轉速級數(shù)Z反轉1140016005.51.4112級攵Z反=Z正/2;n反max1.1n正max2)3)主軸的變速由變速手柄完成手動操縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉及停止運動要求4)2.1確定極限轉速nmaxnminRn，Rn=1.41得R=45.07.取Rn=45；床頭箱的外型尺寸、與床頭床身的聯(lián)接要求與C618K-I車床的床頭箱相同2.參數(shù)的擬定nminnmax/Rn1400/43.79r/min32r/min2.2主電機選擇合理的確定電

3、機功率NN使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。已知電動機的功率是5.5KW根據(jù)車床設計手冊附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5kw，滿載轉速1440in，最大額定轉距2.2。3. 傳動設計3.1主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中

4、傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有Z、Z、個傳動副。即ZZ1Z2Z3傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子：Zab，

5、可以有三種方案:12=3X2X2;12=2X3X2;12=2X2X3;3.2.2傳動式的擬定12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在I軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為12=2X3X2。3.2.3結構式的擬定對于12=2X3X2傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為:亦4士如卜iji_im)-亥*代V-J-1jJ，、A.-CZ由于本次設計的機床I軸裝有50(m產(chǎn)譽的直徑。圖3-

6、1正轉轉速圖I.-.Inn選12213226的方案。3.3轉速圖的擬定工Jl、/E申init1、-J、-_圖3-2反轉轉速圖電IUuM:汩f：E.1n91)Jcd-比、112圖3-3主傳動系圖4. 傳動件的估算4.1三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1) 選擇三角帶的型號根據(jù)公式PCaKaP1.15.56.05KW式中P-電動機額定功率，Ka-工作情況系數(shù)查機械設計圖8-8因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm島=11mmh=10,40。(2) 確定

7、帶輪的計算直徑D,D帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑D不宜過小，即DDmin。查機械設計表8-3,8-7取主動輪基準直徑D=125mm。式中:n-小帶輪轉速,n-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。1440所以d21440800(3)確定三角帶速度Dm14010.02220.5mm，由機械設計A表8-7取園整為224mm3.1412514409.42m601000s按公式V601000(4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選取：根據(jù)經(jīng)驗公式0.7D1D2A02D1D2mm取2125224698mm，取A0=600m

8、m.(5) 三角帶的計算基準長度L314L02600-125224222412547001751.93mm由機械設計表8-2，圓整到標準的計算長度L1800mm(6) 驗算三角帶的撓曲次數(shù)1000mvL10.3140項。符合要求。(7) 確定實際中心距ALL。/、AA。0600(18001752)22(8) 驗算小帶輪包角624mm11800DD157.501170.90120°,主動輪上包角合適。A(9) 確定三角帶根數(shù)Z根據(jù)機械設計式8-22得ZPpT傳動比選1440/800V21.8查表8-5c,8-5d得P0=0.15KW,P0=1.32KW查表8-8,k=0.98;查表8-

9、2,kl=0.966.051.320.150.981.014.3所以取Z5根計算預緊力查機械設計表8-4,q=0.1kg/mPca2.5F0500vzk21qv5006.052.57.5450.980.17.542130.1N4.2傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。4.2.1傳動軸直徑的估算其中：P-電動機額定功率K-鍵槽

10、系數(shù)A-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積;n廣該傳動軸的計算轉速。計算轉速nj是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。查機械制造裝備設計表3-8取I,IV軸的K=1.05,A=100;II,III軸是花鍵軸，取K=1.06,A=2.0。所以d1(925.50.961.05)4;mm25.3mm,8001.5取28mmd2(925.50.960.990.981.05)4：mm27.4mm,250取30mmd3(925.50.960.990.980.990.981.05)4.mm12538.5mm,取40mm此軸徑為

11、平均軸徑，設計時可相應調整。齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算4.3.1齒輪齒數(shù)的確定當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和Sz及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：u1-Q1,u21.41查機械制造裝備設計表3-6，齒數(shù)和&取84Z=42,Z2=42

12、,Z3=35,Z4=49;第二組齒輪:1傳動比：U101,u214齒數(shù)和Sz取90:Z5H8,Z6=72,Z7=45,Z8=45,Z9=30,Z1°=60;第三組齒輪：2傳動比：U11齒數(shù)和Sz取110：Z13=22,Z14=88,Zn=73,Z2=37,80016n2'125025,U2一一125025n90018反轉齒輪：傳動比：U1業(yè)%取乙535，得Z16Z15U135里2325rre25EZ17Z16u22332184.3.2齒輪模數(shù)的計算I-n齒輪彎曲疲勞的計算：N1Nd5.50.96kw5.28kwm323Nmm3235.281.85znj,49560(機床主軸變

13、速箱設計指導P36,nj為大齒輪的計算轉速，可根據(jù)轉速圖確定)齒面點蝕的計算：A370mm370寸5竺78.17,nj560取A=79,由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：mj*圣1.90jZ1Z284根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取mj1.90所以取m3n-m齒輪彎曲疲勞的計算:5.1232372140齒面點蝕的計算:N25.50.960.990.980.99kw5.12kw2.55N5.12A3703mm370：122.81,n.140取A=123,由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù):mj2A21232.73Z1Z290根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。(3) 取mj2.7

14、3所以取m3m-w齒輪彎曲疲勞的計算：ma?/2。N35.50.960.990.980.990.980.99kw4.92kw2.64N4.92齒面點蝕的計算：A3703mm3703135.58,.n,100取A=136，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù):mj2A21362.47Z1Z2110根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m2.64所以取m3八、，*標準齒輪：20度，h1,c0.25從機械原理表10-2查得以下公式齒頂圓da=(z1+2ha)m齒根圓df(z2ha2c)m分度圓d=mz齒頂局h=hama齒根局hf=(ha+c)m齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂

15、圓da齒根圓df齒頂局ha齒根高hf1423126132118.533.752423126132118.533.75335310511197.533.754493147153139.533.755183546046.533.756723216222198.533.757453135141127.533.758453135141127.533.759303909682.533.7510603180186172.533.7511733219225211.533.7512373111117103.533.7513223667258.533.7514883264270256.533.751535310

16、511197.533.7516233697561.533.75173239610288.533.754.3.4齒寬確定由公式Bmmm610,m為模數(shù)得：第一套嚙合齒輪Bi61031830mm第一套嚙合齒輪Bii61031830mm第二套嚙合齒輪Biii61031830mm反轉嚙合齒輪BIV61031830mm一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大所以旦18mm,B218mm,B318mm,B418mm,B525mm,R20mm,B725mm,B818mm,B925mm,B1020mm,B1118mm,B1220mm

17、,B1320mm,B1418mmB1518mm,B1620mm,日718mm4.3.5齒輪結構設計當160mmda500mm時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪14計算如下：D0da1014Mn270124222mm,D4d486mm,D31.6d31.686138mm,D20.250.35D0D30.322213825mmD1D0D3/2180mmC12mm帶輪結構設計查機械設計P156頁，當dd300mm寸，采用腹板式。D是軸承外徑，查機械零件手冊確定選用深溝球軸承6211,d=55mm,D=100mm帶輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸10

18、0mm齒機械設計表8-10確定參數(shù)得：bd8.5,ha2.0,hf9.0,e12,f8,min5.5,38帶輪寬度：Bz1e2f5182764mm分度圓直徑：dd280mm,d1.9D1.8100mm180mm,C5/28B11.412mm,LB64mm,4.5片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛,因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，(1)按扭矩選擇受用丁機床主傳動。一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩Mj和額定動扭矩Md滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。即：N

19、MjKMnKNmnjN5.50.96MjKMnK9550Nm1.39550-0.960.9877.08Nmjnj800(2)摩擦片盤接合面的直徑D11.52d4864mm,D21.52D190120mm查JB/T9190-1999取D1=60mm,D2110mm計算摩擦面對數(shù)Z2MnK10002127.510009fDgbp3.140.067575301.0摩擦片總數(shù)為Z19110.710根據(jù)JB/T9190-1999選用機械式多片雙聯(lián)離合器，因為安裝在箱內(nèi)，所以采取濕式。查表可得離合器參數(shù)H=2.5,模數(shù)m=2.5。查離合器手冊表1.2.6選用編號為2的離合器。5. 動力設計5.1主軸剛度驗

20、算5.1.1選定前端懸伸量C,參考機械裝備設計P121,根據(jù)主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=120mm.5.1.2主軸支承跨距L的確定一般最佳跨距L023C240420mm，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距L0大一些，再考慮到結構需要，這里取L=600mm5.1.3計算C點撓度1)周向切削力R的計算2955104NdPtDmDj取Dj240,nj31.5r/min29551040.825.51.1524035.5104N，故P1.12P1.736104N。Pr0.45R6.98103N,Pf0.35P5.43103N其中Nd5.

21、5KW,0.960.987,0.50.6Dmax0.5-0.6400200240mm,1）驅動力Q的計算參考車床主軸箱指導書其中所以2.12Nd2.12107Nnzn5.50.960.9874.58KW,z72,m3,n35.5r/min1074.5847235.51.13104N3）軸承剛度的計算這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承根據(jù)C22.2221.50.103d0.8求得:Ca22.2221.50.103700.88.48105N/mmCb22.2221.50.1031000.89.224105N/mm確定彈性模量，慣性距I；Ic；和長度a,b,s。軸的材產(chǎn)選用40Cr，查簡明

22、機械設計手冊P6,有一一5一 E2.110MPa主軸的慣性距I為:D4外D4內(nèi)644.27106mm4主軸C段的慣性距Ic可近似地算:Ic4_44D410.64D41646.25106mm4 切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離S=C+W對于普通車床，W=0.4H（H是車床中心高，設H=200mm)貝U：S1200.4200200mm 根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度ycspP3sc2c3LscLS6EIc3EICaL2LCsc2mmCaL代入數(shù)據(jù)并計算得ycsp=0.1299mm計算驅動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點子的撓度y

23、cmqyqbc2LbLblClCBl2-bbcmmCaL2計算得：ycmq=-0.0026mm求主軸前端C點的終合撓度yc水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為ycyycspcospycmqcosqYcmcosm,其中p66”，q270”，m180，計算得:ycy=0.0297mm.ycz0.0928mm。綜合撓度22yc,ycyycz0.118mm綜合撓度方向角ycarctg'竺72.25,又Ycyy0.0002L0.00026000.12mm。因為VcV,所以此軸滿足要求。5.2齒輪校驗在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算

24、的是齒輪2,齒輪乙齒輪12這三個齒輪。齒輪12的齒數(shù)為18,模數(shù)為4,齒輪的應力：1)接觸應力：Qfu-2088104:u1kkvkaksNzmuBnj大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；k-齒向載荷分布系數(shù)；kv動載荷系數(shù)；kA工況系數(shù)；ks壽命系數(shù)查機械裝備設計表10-4及圖10-8及表10-2分布得kHB1.15,kFB1.20;kv1.05,kA1.25假定齒輪工作壽命是48000h,故應力循環(huán)次數(shù)為N60njLh605001480001.44109次查機械裝備設計圖10-18得Kfn0.9,Khn0.9,所以：Qw=158.5Mpa1.024103MPa1.151.051.250.97.50

25、.960.9827221500182）彎曲應力:_5191105kkvkaksN2zm2BYnj查金屬切削手冊有Y=0.378,代入公式求得:查機械設計圖10-21e,齒輪的材產(chǎn)選40Cr滲碳，大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC故有f1650MPa，從圖10-21e讀出w920MPa。因為：ff,ww,故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5.3軸承的校驗I軸選用的是角接觸軸承7206其基本額定負荷為30.5KN由于該軸的轉速是定值n710r/min所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求,應該對I軸未端的滾子軸承進行校核。齒輪的直徑d242.560mmPI軸傳遞的轉矩T

26、9550一n-75096T955059.3Nm710齒輪受力Fr笑1412Nd60103根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為RviF141060N1il2Rv214121060352N因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表10-5查得fp為1.2到1.8，取fp1.3,則有:P1fpXR1.310621378NP2fpX2R21.3352457.6N106Lh60n軸承的壽命因為PiP2,所以按軸承1的受力大小計算:106172003()38309.1h608501378故該軸承能滿足要求。6. 結構設計及說明6.1結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構

27、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(jīng)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：1）布置傳動件及選擇結構方案。2）檢

28、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。3）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(shù)據(jù)。6.2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(nèi)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

29、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?？偛贾脮r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。6.3I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(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通

30、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(xiàn)政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(nèi)，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(xiàn)。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

31、向移動實現(xiàn)，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?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。6.4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(shù)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

32、制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)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(jù)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76-6,圓周速度很低的，才選8-77

33、。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6-5-5。當精度從7-6-6提高到6-5-5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。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。6.4.1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

34、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。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

35、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(chǎn)中，有專門加工花鍵的銃床和磨床，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?；ㄦI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D刀為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

36、更多。但是滾錐軸承內(nèi)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錘孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑錘刀和可調鏤刀頭。在箱外調整好錘刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一錘刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種錘孔方式：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）伸進錘桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鎮(zhèn)中間孔必須在箱內(nèi)調刀，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加

37、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?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用G級精度。傳動軸必須在箱體內(nèi)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：1）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2）軸承的間隙是否需要調整。3）整個軸的軸向位置是否需要調整。4）在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5）加工和裝配

38、的工藝性等。6.6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（銃床、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。6.6.1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(nèi)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(nèi)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

39、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?shù)闹慰缇郘,一般推薦取：她=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，匕應選大值，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。6.6.2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：600角雙向

40、推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)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(shù)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

41、的游隙（約0.030.07mm）,只有在載荷比較大、軸產(chǎn)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(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 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

42、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(jīng)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(nèi)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(nèi)產(chǎn)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。雙列短圓柱由于1:12的內(nèi)I!孔，內(nèi)