機械課程設計C6140普通型車床主軸變速箱設計全套圖紙

1、圖紙由 153893706提供1. 概述車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床c6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。車床的主參數(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d(mm)正轉最高轉速nmax( )電機功率n（kw）公比轉速級數(shù)z反轉40014005.51.4112級數(shù)z反=z正/2；n反max1.1n正max2.參數(shù)的擬定2.1 確定極限轉速 ， 又=1.41 得=43.79. 取 =45；，去標準轉速列.2.2 主電機選擇合理的確定電機功率

2、n，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經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5.5，滿載轉速1440 ，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：傳動型式上有集中傳動，分離

3、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、結構網的選擇結構式、結構網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、個傳動副。即 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： ，可以有三種方案： 12=3&

4、#215;2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；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=2×3×2。3.2.3 結構式的擬定對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：， ， ， 由于本次設計的機床i軸

5、裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。3.3 轉速圖的擬定圖3-1 正轉轉速圖圖3-2 反轉轉速圖圖3-3主傳動系圖4. 傳動件的估算4.1 v帶傳動的計算v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v帶的型號根據(jù)公式式中p-電動機額定功率，-工作情況系數(shù)(此處取為1.1)。 查機械設計圖5-10，因此選擇a型帶，尺寸參數(shù)為b=80mm，=11mm，h=10，。(2)確定帶輪的計算直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽

6、命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計取主動輪基準直徑=125。由公式 式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。所以 ，由機械設計v帶帶輪基準直徑的標準系列，取圓整為250mm。實際傳動比 傳動比誤差相對值 一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可選。(3)確定三角帶速度按公式 在525m/s之間，滿足帶速要求。(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選?。?根據(jù)經驗公式 即 ，取=500mm.(5)v帶的計算基準長度 由機械設計表5-4，選取帶輪的基準長度為。(6)確定實際中心距(7)驗算小帶輪包角，主動輪上包角合適。(8)確定v

7、帶根數(shù)由式 查表5-9，5-6 得= 0.17kw,= 1.92kw查表5-11，=0.98；查表5-12，=0.99 所以取根.(9)驗算v帶的撓曲次數(shù) ，符合要求。(10)計算帶的張緊力和壓軸力查機械設計表5-2，q=0.1kg/m 單根帶的張緊力 帶輪軸的壓軸力 4.2 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

8、確定各軸轉速 (1) 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為(2) 各傳動軸的計算轉速： 軸可從主軸90r/min按22/88的傳動副找上去，軸的計算轉速125r/min；軸的計算轉速為500r/min；軸的計算轉速為710r/min。（3）核算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下式計算：式中 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，取0.02 。 正轉實際轉速反轉實際轉速轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：%其中為主軸標準轉速。正轉轉速誤差表主軸轉速標準轉速31.5456390125180實際轉速31.3843.9362.7687.87125.52175.73轉速誤差%0.30

9、2.340.382.370.422.37主軸轉速n7n8n9n10n11n12標準轉速25035550071010001400實際轉速247.66346.72495.31693.44990.631386.88轉速誤差%0.942.300.942.300.940.94 轉速誤差滿足要求。反轉轉速誤差表主軸轉速標準轉速47.5951903757501500實際轉速46.6093.19186.38367.73735.461470.93轉速誤差%1.901.901.901.901.901.90 轉速誤差滿足要求。4.2.2 傳動軸直徑的估算其中：p-電動機額定功率 k-鍵槽系數(shù) a-系數(shù)-從電機到該傳

10、動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速。計算轉速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3-11，i、ii、iii軸都是花鍵軸，;軸是單鍵軸，。1軸的直徑：，取28mm.2軸的直徑：，取30mm.3軸的直徑：,取42.5mm.4主軸的直徑：,取50mm.此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。4.3 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。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次

11、方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-9（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：, 查機械制造裝備設計表3-9，齒數(shù)和取84=42，=42，=35，=49；第二組齒輪：傳動比：,，齒數(shù)和取90：=18，=72，=45，=45，=30，=60；第三組齒輪：傳動比：,齒數(shù)和取110：=73，=37，=22，=88，反轉齒輪： 傳動比：， 取，得 4.3.2 齒輪模數(shù)的計算(1)- 齒輪彎曲疲勞的計算： （機

12、床主軸變速箱設計指導p36，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： 取a=81，由中心距a及齒數(shù)計算出模數(shù)： 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，所以取(2) -齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算： 取a=127，由中心距a及齒數(shù)計算出模數(shù)： 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 ，所以取(3)- 齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算：，取a=140，由中心距a及齒數(shù)計算出模數(shù)： 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，所以取(4)標準齒輪：從機械原理 表5-3查得以下公式：齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表齒輪尺寸

13、表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高1423126132118.533.752423126132118.533.75335310511197.533.754493147153139.533.755183546046.533.756723216222198.533.757453135141127.533.758453135141127.533.759303909682.533.7510603180186172.533.7511733219225211.533.7512373111117103.533.7513223667258.533.7514883264270256.533.75

14、1535310511197.533.7516233697561.533.75173339910591.533.754.3.4齒寬確定 由公式(610,m為模數(shù))得：第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪 反轉嚙合齒輪一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產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，4.3.5 齒輪結構設計 當時，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： ， 4.4 帶輪結構設計 查機械設計p156頁，當。d是軸承外徑，查機械零件手冊確定選用深溝球軸承6211，d=5

15、5mm,d=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒機械設計表8-10確定參數(shù)得： 帶輪寬度： 分度圓直徑：，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，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。(1) 確定摩擦片的徑向尺寸：摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內外徑的尺寸決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內徑d1與內片外徑d2之比，即一般外摩擦片的內徑可?。篸1=1.5d=1.536=42mm;機床上采用

16、的摩擦片值可在0.570.77范圍內，此處取=0.6，則內摩擦片外徑d2=70mm。(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目z：z其中t為離合器的扭矩； k安全系數(shù)，此處取為1.3； p摩擦片許用比壓，取為1.2mpa； f摩擦系數(shù)，查得f=0.06； s內外片環(huán)行接觸面積，s（d22 d12）=2461.76mm2; 誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=28.58mm；kv速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.08；結合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.5；摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得z11.1，圓整為整偶數(shù)12，離合器內外摩擦片總數(shù)i=z+1=13。(3) 計算

17、摩擦離合器的軸向壓力q： (4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0.20.4）mm。(5) 反轉時摩擦片數(shù)的確定：普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率pk一般為額定功率pd的2040%，取pk = 0.4pd，計算反轉靜扭矩為pk = 12.2kw，代入公式計算出z4.5，圓整為整偶數(shù)6，離合器內外摩擦片總數(shù)為7。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，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

18、.2.6選用編號為2的離合器。5. 動力設計5.1主軸剛度驗算 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(xiāng)的確定 一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距l(xiāng)比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取l=600mm。5.1.3 計算c點撓度 1）周向切削力的計算其中,故，故。1） 驅動力q的計算參考車床主軸箱指導書，其中所以 3）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)求得： 4）確定彈性模量，慣性距i；和長度。 軸的材

19、產選用40cr，查簡明機械設計手冊p6，有 主軸的慣性距i為： 主軸c段的慣性距ic可近似地算： 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)。 則： 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 代入數(shù)據(jù)并計算得=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 計算得：=-0.0026mm 求主軸前端c點的終合撓度水平坐標y軸上的分量代數(shù)和為，計算得：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。5.2 齒輪校驗 在驗算

20、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。這里要驗算的是齒輪2，齒輪7，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： u-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； -齒向載荷分布系數(shù)；-動載荷系數(shù)；-工況系數(shù)；-壽命系數(shù)查機械裝備設計表10-4及圖10-8及表10-2分布得假定齒輪工作壽命是48000h，故應力循環(huán)次數(shù)為查機械裝備設計圖10-18得，所以：2） 彎曲應力： 查金屬切削手冊有y=0.378，代入公式求得：=158.5mpa 查機械設計圖10-21e,齒輪的材產選，大齒輪、小齒輪的硬度為60hrc，故有，從圖

21、10-21e讀出。因為：，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，應該對軸未端的滾子軸承進行校核。 齒輪的直徑 軸傳遞的轉矩 nm 齒輪受力 n 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 n n 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查得為1.2到1.8，取，則有： n n軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小計算： h故該軸承能滿足要求。6.3 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

22、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(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，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.20.4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

23、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。

24、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?？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

25、，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。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

26、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

27、整確定。6.5 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?；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

28、加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為6585。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

29、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。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510，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徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。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?；剞D的軸向定位（包括軸承在軸上定

30、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（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。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） 內孔直徑車床主軸由于

31、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。選擇適當?shù)闹慰缇?，一般推薦?。?=35，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值?？缇嗟拇笮。艽蟪潭壬鲜芷渌Y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

32、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(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了

33、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0.030.07），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(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向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承

34、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，前軸承的選或級，后軸承選或級。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，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