設(shè)計(jì)題目：普通機(jī)床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)完成日期：2019年6月16日評定成績目錄一、設(shè)計(jì)目的 3二、設(shè)計(jì)步驟 3運(yùn)動設(shè)計(jì) 31.1已知條件 31.2結(jié)構(gòu)分析式 31.3繪制轉(zhuǎn)速圖 51.4繪制傳動系統(tǒng)圖 72.動力設(shè)計(jì) 72.1確定各軸轉(zhuǎn)速 92.2帶傳動設(shè)計(jì) 92.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 123.齒輪強(qiáng)度校核 133.1校核a傳動組齒輪 133.2校核b傳動組齒輪 143.3校核c傳動組齒輪 154.主軸的校核 165.主軸最佳跨距的確定 165.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 175.2求軸承剛度 176.各傳動軸支承處軸承的選擇 187.主軸剛度的校核 187.1計(jì)算跨距 18三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19四、參考文獻(xiàn) 28一、設(shè)計(jì)目的通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。二、設(shè)計(jì)步驟1.運(yùn)動設(shè)計(jì)1.1已知條件[1]確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。nmin=40r/min[2]確定公比：Φ=1.41[3]轉(zhuǎn)速級數(shù)：1.2結(jié)構(gòu)分析式傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)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(fù)雜的傳動并想由此導(dǎo)出實(shí)際的方案，就并非十分有效。（1）結(jié)構(gòu)式的擬定對于z=12傳動式，有7種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：12=3×2×212=2×3×212=2×2×312=4×312=3×412=6×212=2×6（2）方案優(yōu)略性比較1.方案④12=4×3、⑤12=3×4都有3根軸，7對齒輪；方案⑥12=6×2、⑦12=2×6都有3根軸，8對齒輪，而8對齒輪的軸向尺寸大于7對齒輪的軸向尺寸。故方案④、⑤優(yōu)于⑥、⑦。2.④12=4×3、⑤12=3×4通過計(jì)算這兩個的擴(kuò)大組超過極限值83.根據(jù)傳動副數(shù)：“前多后少”原則。最終確定傳動方案為3×2×2在設(shè)計(jì)時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴(kuò)大組：其中，，所以，合適。1.3繪制轉(zhuǎn)速圖(1)選擇電動機(jī)一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機(jī)，已知是4KW，根據(jù)《車床設(shè)計(jì)手冊》附錄表2選Y-132M-4，額定功率4kw，滿載轉(zhuǎn)速1440。(2)分配總降速傳動比總降速傳動比又電動機(jī)轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動副。(3)確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=3+1+1=5。(4)確定各級轉(zhuǎn)速由z=12確定各級轉(zhuǎn)速，采用標(biāo)準(zhǔn)公比后，標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列可從表2-5查出：40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800r/min在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設(shè)為a、b、c。現(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速：先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速傳動組c的變速范圍為，結(jié)合結(jié)構(gòu)式，Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能：160、224、315、450、630、900r/min。②確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取，軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速確定為：450、630、900r/min。③確定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取，，確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為900r/min。由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定傳動比i=1440/900≈1/1.5(5)確定各變速組傳動副齒數(shù)①傳動組a:查表8-1,，，時：……57、60、63、66、69、72、75、78……時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：36、30、24。于是，，可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：36、42、48②傳動組b:查表8-1,，時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……可取84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：42、22。于是，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：42、62。③傳動組c:查表8-1,,時：……84、85、89、90、94、95……時：……72、75、78、81、84、87、89、90……可取90.為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18；為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為72。于是得,得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60；得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為30，72。(6)繪制轉(zhuǎn)速圖1.4繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：2.動力設(shè)計(jì)2.1確定各軸轉(zhuǎn)速(1)確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為(2)各傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：軸Ⅲ可從主軸112r/min按傳動副從下往上找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速450r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為450r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為900r/min。(3)核算主軸轉(zhuǎn)速誤差n實(shí)=1440×n所以合適。2.2帶傳動設(shè)計(jì)電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,功率P=4KW,傳動比i=2，兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn)16.1小時，工作年數(shù)10年。(1)確定計(jì)算功率取1.1，則.(2)選取V帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率，選A型帶。確定帶輪的計(jì)算直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-3，8-7取主動輪基準(zhǔn)直徑=128mm。由公式式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，所以。(3)驗(yàn)算帶速驗(yàn)算帶速成其中-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min；-小帶輪直徑，mm；，合適。(4)確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度設(shè)中心距為,則0.6（）a2（）于是187a624,初取中心距為400mm。帶長查表1-14取相近的基準(zhǔn)長度，。(5)驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù),m為帶輪的個數(shù)，符合要求帶傳動實(shí)際中心距(6)驗(yàn)算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于。。合適。(7)確定帶的根數(shù)其中：-時傳遞功率的增量；-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；-長度系數(shù)；查表得=0.96，=1.92，=0.98，，查表得，，則對于小截面Y、Z、A、B、D、E型V帶，，對于大截面D 、E型V帶，。取Z=3根。(8)計(jì)算帶的張緊力其中：-帶的傳動功率,KW；v-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。(9)計(jì)算作用在軸上的壓軸力2.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核⑴模數(shù)的確定：1.a傳動組①按齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：②按接觸疲勞計(jì)算：通過計(jì)算求出：mw=1.8mj=1.97根據(jù)計(jì)算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取mj=1.97所以取m=2——所傳遞的額定功率（kw）P=Pdη=η——電機(jī)功率4（kw）；——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速900（r/min）；——齒寬系數(shù)，取6至10；——小齒輪齒數(shù)24；——在變動工作量下，材料在彎曲和接觸應(yīng)力狀態(tài)下的壽命系數(shù)，有極限值；ksw=0.85,ksj=1.1——工作狀況系數(shù)，中等沖擊的主傳動=1.21.6;=1.2——動載荷系數(shù)，《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p20按表1-19選??；=1.4——動載荷系數(shù)，《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p20按表1-20選??；=1.00——齒形系數(shù)，《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p21按表1-21選取y=0.420；——許用彎曲應(yīng)力（mpa）,《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p21按表1-22選?。?280(mpa)——許用接觸應(yīng)力（MPa）,《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p21中表1-22選取。=1200(mpa)于是傳動組a的齒輪模數(shù)?。?.b傳動組同理①按齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：②按接觸疲勞計(jì)算：可以求出：mw=2.35,mj=2.52根據(jù)計(jì)算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取mj=2.52所以取m=3——所傳遞的額定功率（kw）,P=PKwη=——小齒輪齒數(shù)22；——齒形系數(shù)，《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p21按表1-21選取y=0.408；——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速450（r/min）；于是傳動組b的齒輪模數(shù)取：3.c傳動組①按齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：②按接觸疲勞計(jì)算：可以求出：mw=3.4,mj=3.79根據(jù)計(jì)算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取mj=3.79所以取m=4——所傳遞的額定功率（kw）,P=Pdη=η=——小齒輪齒數(shù)18；——齒形系數(shù)，《機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中》p21按表1-21選取y=0.378；——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速160（r/min）；于是傳動組b的齒輪模數(shù)取：1.標(biāo)準(zhǔn)齒輪：從機(jī)械原理表10-2查得以下公式齒頂圓直徑齒根圓直徑df=（z1-2ha*-2c*）m分度圓直徑齒頂高齒根高齒輪齒數(shù)模數(shù)分度圓齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高齒輪厚1363108114100.533.75242243727864.533.75243303909682.533.75244363108114100.533.75245483144150136.533.75246423126132118.533.75247424168176158453282248896784532942416817615845321062424825623845321160424024823045321218472806245321330412012811045321472428829627845323.齒輪強(qiáng)度校核：計(jì)算公式3.1校核a傳動組齒輪查設(shè)計(jì)手冊可得以下數(shù)據(jù)：z=24,u=2,m=3,B=8×2=16,nj=900r/min,k1=1.04,k2=1.2,k3=1T=Ts/p=18000/3=6000接觸應(yīng)力：3.18，0.98[為傳遞的額定功率（KW）]將以上數(shù)據(jù)代入公式可得938<1200(mpa)彎曲應(yīng)力：1.59，0.79，將以上數(shù)據(jù)代入公式可得σw3.2校核b傳動組齒輪查設(shè)計(jì)手冊可得以下數(shù)據(jù)：z=20,u=2,m=4,B=8×3=24,nj=450r/min,k1=1.04,k2=1.2,k3=1T=Ts/P=18000/3=6000接觸應(yīng)力：2.53，0.75[為傳遞的額定功率（KW）]將以上數(shù)據(jù)代入公式可得彎曲應(yīng)力：將以上數(shù)據(jù)代入公式可得3.3校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)(1)P=4KW,n=450r/min,T=9.55×(2)確定動載系數(shù)：v=齒輪精度為7級，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得使用系數(shù)(3)(4)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得(5)確定齒間載荷分配系數(shù):FKA(6)確定動載系數(shù):(7)查表10-5(8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。圖10-18查得,S=1.3，kF4.3軸的校核Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核。Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。5.主軸最佳跨距的確定5.1確定各軸最小直徑(1)Ⅰ軸的直徑：(2)Ⅱ軸的直徑：(3)Ⅲ軸的直徑：(4)主軸的直徑：各軸間的中心距dI-II=（Z1m1+Z2m1）/2=（24×3+48×3）/2=108mmdII=III=（Z9+Z10）m/2=（42+42）4/2=168mmdIII-IV=（Z13+Z14）m/2=（30+60）4/2=180mm5.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距前軸頸應(yīng)為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度5.2求軸承剛度考慮機(jī)械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.切削力背向力故總的作用力次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,故主軸軸端受力為先假設(shè)前后支撐分別為根據(jù)。6.各傳動軸支承處軸承的選擇主軸前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016KⅠ軸前支承：30207;后支承：30207Ⅱ軸前支承：30207;后支承：30207Ⅲ軸前支承：30208;后支承：302087.主軸剛度的校核7.1計(jì)算跨距前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承當(dāng)量外徑主軸剛度：由于故根據(jù)式（10-8）對于機(jī)床的剛度要求，取阻尼比當(dāng)v=50m/min,s=0.1mm/r時,,取計(jì)算ks=1.66kA=1.66*76.5=127可以看出，該機(jī)床主軸是合格的.三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.I軸(輸入軸)的設(shè)計(jì)將運(yùn)動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端,軸變形較大,結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強(qiáng)軸的剛度或使軸部受帶的拉力(采用卸荷裝置)。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，軸在整體裝入箱內(nèi)。采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載在法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。車床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀,車螺紋時,換向頻率較高,實(shí)現(xiàn)正反轉(zhuǎn)的變換方案很多,采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進(jìn)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(yīng)留有0.2~0.4mm的間隙,間隙應(yīng)能調(diào)整。離合器及其壓緊置中有三點(diǎn)值得注意:1.摩擦片的軸向定位:由兩個帶花鍵孔的圓盤實(shí)現(xiàn),其中一圓盤裝在花鍵上,另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里里,并轉(zhuǎn)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的兩個由度,起了定位作用。2.摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實(shí)現(xiàn),在軸系上形成了弾性力的封閉系統(tǒng),不増加軸承軸向復(fù)合。3.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時應(yīng)使加力環(huán)錐擺桿和鋼球的運(yùn)動是不可逆的,即操縱力撤消后,有自鎖作用。4.齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用動軸承,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。2.齒輪塊設(shè)計(jì)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(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(zhuǎn)均勻性,在齒輪塊設(shè)計(jì)時,應(yīng)充分考慮這些問題。齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多,取決于下列有關(guān)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(yùn)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(shí)際結(jié)果得知,圓周速度會増加一倍,噪聲約増大6?。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響向比運(yùn)動誤差要大,所以這兩項(xiàng)精度應(yīng)選高一級。為了控制噪聲,機(jī)床上主傳動齒輪都要選用較高的精度,大都是用7-6-6。圓周速度很低的,才選8-7-7。如噪聲要求很嚴(yán),或一些關(guān)鍵齒輪,就應(yīng)選6-5-5。當(dāng)精度從7-6-6提高到6-5-5時,制造費(fèi)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(jié)構(gòu)要求也有所不同。8級精度齒輪,一般滾齒或插齒就可以達(dá)到。7級精度齒輪,用較高精度滾齒機(jī)或插齒機(jī)可以達(dá)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(jī)可以達(dá)到,淬火齒輪,必須磨齒才能達(dá)到6級。機(jī)床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。3.其他問題滑移齒輪進(jìn)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(zhì)不同,加工方法和畫法也不一樣,應(yīng)予注意。選擇齒輪塊的結(jié)構(gòu)要考慮毛坯形式(棒料、自由鍛或模鍛)和機(jī)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(yīng)該可靠,滑移齒輪在軸向位置由操縱機(jī)構(gòu)中的定位槽、定位孔或其他方式保證,一般在裝配時最后調(diào)整確定。4.傳動軸的設(shè)計(jì)機(jī)床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應(yīng)該保證這些傳動件或機(jī)構(gòu)能正常工作。首先傳動軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)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,使得振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱増大；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,這是加工時的過濾部分,一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65~85mm。機(jī)床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承的滾錐軸承,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、支承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(nèi)外圈可以分開,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,選擇軸承的型號和尺寸,首先取決于承載能力,但也要考慮其他結(jié)構(gòu)條件。同一軸心線的箱體支承直徑安排要充分考慮鏜孔工藝,成批生產(chǎn)中,廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸,可以提高生產(chǎn)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:對于支承跨距長的箱體孔,要從兩邊同時進(jìn)行加工，支承跨距比較短的,可以從一邊(從大孔方面進(jìn)刀)伸進(jìn)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(nèi)調(diào)刀,設(shè)計(jì)時應(yīng)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(dá)到支承孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚,不得小于,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(yīng)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(zhǔn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)注意:軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題,宜由一端定位。軸承的間隙是否需要調(diào)整。整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5.主軸組件設(shè)計(jì)主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜,技術(shù)要求高,安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動,因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量(加工精度和表面粗糙度)。設(shè)計(jì)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。各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強(qiáng)度、剛度有關(guān),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,安裝白動卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿,必須是空心軸,為了擴(kuò)大使用范圍,加大可加工棒料直徑,車床主軸內(nèi)孔直徑有増大的趨勢。2）軸頸直徑前支承的直徑是主軸上一主要的尺寸,設(shè)計(jì)時,一般先估算或擬定一個尺寸,結(jié)構(gòu)確定后再進(jìn)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)支承跨距及懸伸長度為了提高剛度,應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度a,選適當(dāng)?shù)闹С锌缇?一般錐薦取:，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,應(yīng)選大値,軸剛度差時,則取小値?？缇郘的大小,很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制,常常不能滿足以上要求,安排結(jié)構(gòu)時力求接近上述要求。6.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(jié)構(gòu)比較簡単,但允許的極限轉(zhuǎn)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度角雙向推力向心球軸承,是一種新型軸承,在近年生產(chǎn)的機(jī)床上廣泛采用,具有承載能力大,允許極限轉(zhuǎn)速高的特點(diǎn),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,但允許的極限速度低,容易發(fā)熱。向心推力球軸承,允許的極限速度高,但承載能力低,主要用于高速輕載的機(jī)床。2）軸承的配置大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個支承,結(jié)構(gòu)簡単,制造方便,但為了提高主軸剛度也有用三個支承的了,三支承結(jié)構(gòu)要求箱體上三支承孔具有良好的同心度,否則溫升和空載功率増大,效果不一定好,三孔同心在工藝上難度較大,可以用兩個支承的主要支承,第三個為輔助支承,輔助支承軸承(中間支承或后支承)保持比較大的游隙(約),只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時,輔助支承軸承才起作用。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前、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(jié)構(gòu)的負(fù)責(zé)程度,應(yīng)根據(jù)機(jī)床的實(shí)際要求確定。在配置軸承時,應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：①每個支承點(diǎn)都要能承受經(jīng)向力。②兩個方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。③徑向力和兩t方向的軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上,即負(fù)荷都由機(jī)床支承件承受。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。普通精度機(jī)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(jī)床精度要求,也要考慮經(jīng)濟(jì)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,軸和孔的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(zhuǎn)精度,所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。1)軸承間隙的調(diào)整為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度,主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整,把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙,形成一定的預(yù)負(fù)載,回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高,壽命、噪聲和抗震性也有改善,預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形,過大的預(yù)負(fù)載對提高剛度沒有明顯的效果,而磨損發(fā)熱量和噪聲都會増大,軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調(diào)整量,應(yīng)該能方便而且能準(zhǔn)確地控制,但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜,雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動時,由于1：12的內(nèi)錐孔,內(nèi)圈