最大加工直徑為Ф500mm普通車床的主傳動部件設計論文

最大加工直徑為 500主傳動部件設計 院 (系 ) 部： 機械工程 系 學生姓名： 指導教師： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 完成時間： 1 目錄 擬定 參數(shù)的步驟和方法 結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 傳動系統(tǒng)擴大順 序的安排 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 傳動組的變速范圍的極限值 最大擴大組的選擇 主電機的選定 齒輪齒數(shù)的確定的要求 變速傳動組中齒輪齒 數(shù)的確定 - 主軸的計算轉(zhuǎn)速 中間傳動件的計算轉(zhuǎn) 速 齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動軸直徑的估算 主軸的設計與計 算 主軸材料與熱處理 齒輪模數(shù)的估算 齒輪模數(shù) 的驗算 一般傳動軸上的軸承選擇 主軸軸承的類型 軸 承間隙調(diào)整 軸承的 校 核 按扭矩選擇 按扭矩選擇 外摩擦片的內(nèi)徑 選擇摩擦片尺寸 (自行設計 )計算摩擦面的對數(shù) 摩擦片片數(shù) 2 床主參數(shù)和基本參數(shù) 定參數(shù)的步驟和方法 1） 極限切削速度 據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮： 允許的切速極限參考值如下： 表 工 條 件 m/m/硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30 50 硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150 300 螺紋加工和鉸孔 3 8 根據(jù) 給出條件，取 00 m/ 2） 主軸的極限轉(zhuǎn)速 計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取 K=n=主軸極限轉(zhuǎn)速應為： 取標準 數(shù)列數(shù)值，即600r/標準數(shù)列數(shù)值，即 速范圍 Rn=轉(zhuǎn)速范圍 Rn=） 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 已知 Rn= 和 代入 R= 式，得 R= 為以選取 = 考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中， 并要求最好 采用 特殊形式 的 變速系統(tǒng)。 選 取級數(shù) Z=12。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列 直接從標準的數(shù)列表中 查出， 按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為： 50， 71， 100， 140， 200， m i n/1 5 2 01 4 1 0 01 0 0 01 0 0 01 0 0 0m i nm a x rD k R m a zm a z 3 280, 400, 560， 800， 1120, 1600 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) 1600n Z=12 =） 主電機功率 動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，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。 中型普通車床典型重切削條件下的用量 刀具材料： 件材料 45號鋼，切削方式：車削外圓 查表可知：切深 給量 f(s)=r 切削速度 V=90m/率估算法用的計算公式 a 主切削力： 900 026N b 切削功率： N 切 =612001200903026 c 估算主電機功率： N=總切N = 可選取電機為： 定功率為 載轉(zhuǎn)速為 1440r/計 動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為 傳動組分別有 個傳動副 Z= 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2或 3為適合，即變速級數(shù) 和 3的因子： 即 Z=2a 3b 實現(xiàn) 12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 4 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 按照傳動副“前多后少”的原則選擇 Z=3 2 2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應先擇12=2 3 2。 方案 4）是比較合理的 12=2 3 2 動系統(tǒng)擴大順序的安排 12=2 3 2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有 6種形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用 Z= 12 23 62這一方案，然而對于我們所設計的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使 -軸間中心距加大，而且 -軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62這一方案則可解決上述存在的問題。 制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 5 圖 構(gòu)網(wǎng) 動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小 傳動比 1/4,最大傳動比 ,決定了一個傳動組的最大變速范圍 。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數(shù) X,X,值為： 表 比 極限傳動比指數(shù) 值： x1 =1/4 4 X,值： x, =2 2 (X+ X,)值： x+x =8 6 大擴大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為： Z= 1 1 最后擴大組的變速范圍 按照 r 8 原則，導出系統(tǒng)的最大級數(shù) Z 和變速范圍 表 3 2 3 Z=12 4 Z=9 后擴大組的傳動副數(shù)目 時的轉(zhuǎn)速范圍遠比 時大 因此，在機床設計中，因要求的 后擴大組應取 2更為合適。 同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為 2 的另一原因。 轉(zhuǎn)速圖的擬定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐步具體化。 電機的選定 6 1） 電機功率 N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率 ： N=） 電機轉(zhuǎn)速 選用時，要使電機轉(zhuǎn)速軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 440r/） 分配降速比 : 該 車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 u 總 = =440=1/配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。 a 決定 軸 - 的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限 1/4，公比 =，因此從 軸的最下點向上 4 格，找到上對應的點，連接對應的兩點即為 -軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸 -間變速組取，即從 軸向上 3格，同理，軸 -間取 u=1/ 3，連接各線。 c 根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù) ，第一擴大組的級比指數(shù)，第二擴大組的級比指數(shù) ,畫出傳動系統(tǒng)圖如 圖 帶輪直徑的確定 7 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(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 根據(jù)擬定的轉(zhuǎn)速圖上的各傳動件的傳動比，可以確定帶輪直徑。 擇三角帶型號 一般機床上都采用三角帶。根據(jù)電機轉(zhuǎn)速和功率查圖即可確定型號。應使傳 動帶數(shù)為 3 5 根為佳。 根據(jù)公式 ： N=中 電機的額定功率 工作情況系數(shù) 車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取 式中 查機械設計圖 8型帶。 定帶輪的最小直徑 的彎曲應力就越大，為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑求大于許用最小帶輪直徑 查表得， B 型帶推薦值 40 計算大帶輪直徑 12n (1 )小=140 （ =圓整值 79中 1n 小帶輪轉(zhuǎn)速 r/n 大帶輪轉(zhuǎn)速 r/8 帶的滑動系數(shù)，一般取 確定三角帶速度 v v= 1000小= 3 1 4 0 1 4 4 06 0 1 0 0 0=s 定中心距常根據(jù)機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內(nèi)選?。?2)(大)=40 279 （ ） 心距過小，將降低帶的壽命 ;中心距過大時，會引起振動。中型車床電機軸至變速箱帶輪軸的中心距一般為 750 850 定三角帶的計算長度 2( - D )( D )24 大 小小 大=2 算出的，并從表中查出相應的內(nèi)周長度過截面中心的計算長度 L=， Y 為修正值，作為訂購和標記時用。 L=1600 ；600567 驗算三角帶的撓曲次數(shù) u u=10001 0 0 0 2 1 0 1600m/s=40 次 /s 式中 m 帶輪個數(shù)。 定實際中心距 A= 1 6 0 0 1 5 1 6 2=圓整值 A=796 驗算小帶輪包角11 00 0 5 7 . 3大 小= 002 7 9 1 4 01 8 0 5 7 . 3796= 0170 0120 定三角帶的根數(shù) 9 Z=1NN = 取 Z=3 式中： 單根三角帶在1= 0180 、特定長度、平 穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值 1C 包角系數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 輪齒數(shù)的確定的要求 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比 u 和初步定出的傳動副齒數(shù)和表即可求出小齒輪齒數(shù) 。 選擇 時 應考慮： 保證不產(chǎn)生根切。對于標準齒輪，其 最小齒數(shù) 1820 免齒輪尺寸過大而引起機床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和100選用在 100 之內(nèi)。 3 同一傳動組中的各對齒輪副的中心距必須保證相等。若模數(shù)相同時，則齒數(shù)和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過 3 4 個齒。 4. 防止各種碰撞和干涉 5. 保證強度和防 止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2般取 5m Z 6 m圖 輪的壁厚 速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 1） 確定齒輪齒數(shù) 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) 10 j =j =中 主動齒輪的齒數(shù) 被動齒輪的齒數(shù) 一對齒輪的傳動比 一對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。 把 齒數(shù)取大些： 取 0 則 2021 8 齒數(shù)和1+0+58=78 同樣根據(jù)公式 4Z =39 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù) a 首先在 u1 b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取 4 c 查表找到 ，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù) 能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有 2 96 99 102 e 確定合理的齒數(shù)和 02 依次可以查得 7 5 4 8 2 0 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表 速組 第一傳動 組 第二傳動 組 第三傳動 組 齒數(shù)和 78 102 114 11 齒輪 2 4 6 8 10 12 14 齒數(shù) 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 91 23 76 38 2） 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過 10( 。 主軸各級實際 轉(zhuǎn)速值用下式計算 n 實 =(1 中 滑移系數(shù) =0.2 ua ub uc 別為各級的傳動比 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示 n=實際標準實際 n 10( n 實 1=1440 n= (=同樣其他的實際轉(zhuǎn)速 及轉(zhuǎn)速誤差 如下 : 表 軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 準轉(zhuǎn)速 0 71 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 實際轉(zhuǎn)速 速誤差 速誤差滿足要求。 3） 齒輪的布置 為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當?shù)闹С芯嚯x和散熱條件， 其齒輪的布置如下圖 示。 4） 繪制主傳動系統(tǒng)圖 按照 主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下 圖 齒輪結(jié)構(gòu)的布置 12 3 計 定 計算轉(zhuǎn)速 軸的計算轉(zhuǎn)速 nj=z/3-1 z=12 nj= =00r/ 中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速 軸上的 6級轉(zhuǎn)速分別為： 140、 200、 280、 400、 560、 800r/00r/ 軸經(jīng) 時從 140r/上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速 140r/ 軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速： 軸為 400r/ 軸為 1120r/動機軸為 1440r/輪的計算轉(zhuǎn)速 軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見 身有 6 種轉(zhuǎn)速，其要 傳遞全部的功率的計算轉(zhuǎn)速為 140r/ 同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速 如下表 表 動軸的估算和驗 算 動軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑： 4 91 中： N 該傳動軸的輸入功率 d 電機額定功率； 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 齒輪 計算轉(zhuǎn)速 1120 400 1120 1120 400 140 400 140 400 140 190 200 140 140 13 該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 r/ 每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角 (m),表 度要求 允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 1 1 2 對于一般的傳動軸，取 = I 120 r/ 400112 d 321 d 00 r/ 42 d =33.2 362 d 軸 40 0 04 001 d 63 d 采用 花鍵軸 結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動軸直徑 %為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。 =32 =36 =46 表可以選取花鍵的型號其 尺寸 )741 1 4 4( 別為 14 1d 軸取 836 6 2d 軸取 840 7 3 850 9 軸的設計與計算 主軸組件結(jié)構(gòu)復雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動， 此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面 粗糙度） 。 1） 主軸 直徑 的選擇 查表可以選取前支承軸頸直徑 0 支承軸頸直徑 1=63 77 選取 0 ） 主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。 推薦： 普通車床 d/D(或 1)=中 D 主軸的平均直徑， D= (2)/2 前軸頸處內(nèi)孔直徑 d=(=44 48 以，內(nèi)孔直徑取 45） 前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下： 莫氏錐度號取 5號 標準莫氏錐度尺寸 大端直徑 D=） 主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量 a 的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a/D=1.5 a=(1=54 135 15 所以 ，懸伸量取 100） 主軸合理跨距 和最佳跨距 選擇 根據(jù)表 3金屬切削機床設計計算前支承剛度 前后軸承均用 3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。 查表 K A 1700 105 N/為后軸承直徑小于前軸承， 取 105N/1(61)(030 其中 綜合變量3 其中 E 彈性模量，取 E=105 N/ I 轉(zhuǎn)動慣量， I= (64=(8041063 = 35 65 =圖 3在橫坐標上找出 =交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得 L0/a= 所以最佳跨距 0=100=250 因為 合理跨距的范圍 L 合理 =(0=375 以 取 L=260 ） 主軸剛度的驗算 對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能 滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。 16 對于一般受彎矩作用的主軸， 需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移 A。 圖 軸支承的簡化 切削力 026N 撓度 I )(2 =1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 =y=260=y 傾角 A=EI )32( =65 101 0032 602(1 003 02 6 =端裝有圓柱滾子軸承，查表 A= A A 符合剛度要求。 軸材料與熱處理 材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)到 220 250軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 55，軸徑應淬硬。 輪模 數(shù)的估算和計算 輪模數(shù)的 估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算： 332面點蝕的估算： 3370 17 其中 由中心距 z 、 2z 求出模數(shù)：212 據(jù)估算所得取相近的標準模數(shù)。 1） 齒數(shù)為 20與 58的齒輪 N= m 370 = 212 模數(shù)為 2 2） 齒數(shù)為 39與 39的齒輪 2 370 = 12 模數(shù)為 2 3） 齒數(shù)為 24與 78的齒輪 N= 18 3370 = 12 模數(shù)為 ） 齒數(shù)為 34與 68的齒輪 N=525 370 = 212 模數(shù)為 ） 齒數(shù)為 42與 60的齒輪 N= 370 = 12 模數(shù)為 ） 齒數(shù)為 23與 91的齒輪 N=19 091 m 3370 = 12 模數(shù)為 ） 齒數(shù)為 76與 38的齒輪 N= 3370 = 12 模數(shù)為 齒輪模數(shù)的 驗算 結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排 、 材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。 根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 3 221321)1(16300 據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算 齒輪模數(shù)公式為： 275 1 321 jm 20 式中： 齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/m ， m 常取 6 10； 1z 般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)； i 112 +”用于外嚙合，“ -”號用于內(nèi)嚙合； ； K ； 輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù) o r/型機床推薦： T=15000 20000h; 值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用； 命系數(shù)）的極限 i nm i nm a x 時，取時，則取； 1K 等沖擊的主運動： 1K = 2K 3 、 j 觸應力 組 齒數(shù)為 20與 58 的齒輪 0202 圓速度 0 0 0 1 1 2 0406 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等級為 7級 。 2K = K mm z 21 由表 9得：3K=1 60.0 由表可知 所以 取 表 11 許用應力知，可取齒輪材料為 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 2 01 1 0 2058(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm 2 m 所以 模數(shù)取 2適合要求。 齒數(shù)為 20與 58的齒輪 0202 圓速度 0 0 0 1 1 2 0406 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等級為 7級 。 2K = K mm z 由表 9得：3K=1 22 60.0 由表可知 所以 取 表 11 許用應力知，可取齒輪材料為 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 2 01 1 0 2058(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm 2 m 所以 模數(shù)取 2適合要求。 齒數(shù)為 24與 78的齒輪 圓速度 0 0 0 4 0 0606 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等級為 7級 。 2K = K mm z 由表 9得：3K=1 3 60.0 由表可 知 所以 取 表 11 許用應力知，可取齒輪材料為 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 01 1 0 2478(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm m 所以 模數(shù)取 合要求。 齒數(shù)為 76與 38的齒輪 圓速度 0 0 0 1 4 0956 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等級為 7級 。 2K = K mm z 由表 9得：3K=1 4 60.0 由表可知 所以 取 表 11 許用應力知，可取齒輪材料為 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 01 1 0 3876(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm m 所以 模數(shù)取 合要求。 承 的選擇與校核 機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等方面 ，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求 。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(nèi)徑，一般傳動軸承選用 般傳動軸上的軸承選擇 在傳動軸上選擇 6200 系列的深溝球軸 承 ，其具體的 型號和尺寸如下表 示 表 25 傳動軸 軸承型號 6206 6207 6209 軸承尺寸 30 62 35 72 45 85 軸軸承的類型 主軸的前軸承選取 3182100 系列 雙列 向心 短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有 1： 12 錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件