CG6125床头箱设计.doc

江南大学CG6125床头箱设计说明书 院 系：机械工程学院班 级： 姓 名： 学 号： 指导老师： 日期：2012年9月16日摘要当前的机床制造业中。虽然数控机床正在飞速发展，然而，普通机床由于其具有价廉、质优、万能而可靠的优越性，在相当长时间内不可能被完全取代，还要与数控机床并驾齐驱。问题是如何挖掘潜力，改进性能，提高其竞争能力。本设计利用价值工程原理从结构，材料和工艺等方面对车床的床头箱进行改进设计。所谓的价值工程是为了寻求功能与成本之间的合理匹配，使企业在生产经营活动中能正确处理质量和成本的关系，向社会提供更多的物美价廉的产品，给企业和社会带来更多的经济效益。确定价值工程的对象，一般我们选择对产品影响较大的零部件、设计年代已久或结构复杂需要改进或简化结构的零部件、体积较大或材料利用率低的零部件、设计中间问题较多和改进潜力大的部件。因此利用价值工程作为依据，合理的确定普通床头箱的结构并选择合适的零部件进行设计。关键词：传动效率 接触疲劳强度 弯曲强度 耐磨性AbstractCNC machine tools is the rapid development of the machine manufacturing industry, however, general machine tools because of its low cost, high quality, universal superiority in quite a long time can not be completely replaced, but also with CNC machine tools neck and neck. The problem is how to explore the potential to improve performance, enhance its competitiveness. The design using value engineering principles to improve the design of the lathe headstock from the structure, materials and process. The so-called value engineering is to seek reasonable match between functionality and cost, so that enterprises can correctly handle the relationship between quality and cost in production and business activities, and to provide more affordable products to the community, and bring to the enterprise and social more economic benefits. Determine the value of the object of the project generally affecting large parts, design era has long or complex structure need to improve or simplify the structure of the components we select products, bulky parts or materials, low utilization of design middle multi and improved potential for large parts. Therefore, based on the use of value engineering as a reasonable determination of the structure of the ordinary headstock design and select the appropriate components.Keywords: contact fatigue strength bending strength abrasion resistance transmission efficiency目 录摘要1Abstract2目 录3第一章绪论51.1 引言51.2 国内外研究现状及发展趋势51.3 本课题主要研究内容6第二章 机械运动设计72.1确定转速极速72.2结构分析式72.2.1确定结构式72.2.2绘制传动系图82.3绘制转速图82.4选择电动机92.5估算齿轮齿数10第三章 传动件设计113.1机床带传动设计113.2各传动件的计算转速133.2.1主轴的计算转速133.2.2中间传动轴的计算133.2.3齿轮模数计算153.2.4齿轮齿宽确定18第四章 强度校核204.1齿轮强度校核204.11校核a传动组齿轮204.1.2 校核b传动组齿轮214.1.3校核c传动组齿轮224.2主轴挠度的校核234.1轴的校核与验算234.3主轴最佳跨距的确定264.3.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距264.3.2 求轴承刚度264.3.3 各传动轴支承处轴承的选择27第五章结构设计285.1齿轮块设计285.2轴承的选择285.3密封装置设计305.4主轴换向与制动机构设计315.5其他结构问题31总结32致 谢33参考文献34第一章 绪论1.1 引言当前的机床制造业中。虽然数控机床正在飞速发展，然而，普通机床由于其具有价廉、质优、万能而可靠的优越性，在相当长时间内不可能被完全取代，还要与数控机床并驾齐驱。问题是如何挖掘潜力，改进性能，提高其竞争能力。本设计利用价值工程原理从结构，材料和工艺等方面对车床的床头箱进行改进设计。所谓的价值工程是为了寻求功能与成本之间的合理匹配，使企业在生产经营活动中能正确处理质量和成本的关系，向社会提供更多的物美价廉的产品，给企业和社会带来更多的经济效益。确定价值工程的对象，一般我们选择对产品影响较大的零部件、设计年代已久或结构复杂需要改进或简化结构的零部件、体积较大或材料利用率低的零部件、设计中间问题较多和改进潜力大的部件。因此利用价值工程作为依据，合理的确定普通床头箱的结构并选择合适的零部件进行设计。普通车床床头箱是改变进给量用的，依靠箱内的滑移齿轮机构或者塔伦机构来变换所需要的进给量。它的左端通过挂轮架与床头箱的轴相连，右端通过联轴节与光杆和丝杆相连，操纵时只要搬动床头箱外面的手柄到相应位置，就可以把主轴的旋转运动经过挂轮架，床头箱传到丝杆或光杆。在设计过程需要解决的主要问题。1.2 国内外研究现状及发展趋势1.普通车床床头箱其动力传动系统多采用齿轮传动。齿轮传动具有工作可靠，使用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高，结构紧凑，功率和速度使用范围广等特点，在各种机械设计中应用广泛。传统的齿轮传动设计以安全系数或许用应力为基础，由于安全系数的确定，缺乏定量的数学基础，许用应力常根据材料性能、热处理工艺、工作环境等诸多因素来确定，具有不确定性，而且齿轮的模数和齿数等都有一定的标准。但其参数的选用可根据实际传动的要求进行，使齿轮传动2.在满足基本要求的前提下体积最小、重量最轻、结构最紧凑。齿轮在工作过程中，由于轮齿受到外力的作用，会产生相应的应力，出现疲劳、磨损以及断裂。要求齿轮必须有较高的硬度及好的耐磨性，齿面具有高的疲劳强度，齿轮心部要有足够的强度和韧度即要求齿轮必须有较好的综合力学性能。车床噪声主要是齿轮噪声。它来自车床主传动和进给传动系统(床头箱、床头箱和 溜板箱， 即“三箱)。而要使车床噪声达到国家标准要求， 就应对产生主要噪声源的齿轮进行剖析研究。3.进给轴单元是普通车床的关键部件之一，其静态特性(包括静强度和静刚度等)和动态特性(振动响应特性和热稳定性等)优劣都将直接影响到整台车床的使用性能。因此，在设计阶段需对其静态以及动态特性进行合理而准确的分析，以提高设计效率，减少试验成本，进而提高进给轴的使用性能。 4.床头箱的传动系统在车床传动系统中起着重要作用，对进给传动系统进行优化设计，使传动路线缩短，传动元件减少提高传动精度和被加工螺纹精度。5.材料的使用性能应满足零件的使用 要求。使用性能是指零件在正常使用状态下，材料应具备的性能包括力学性能、物理性能和化学性能。使用性能是保证零件工作安全可靠、经久耐用的必要条件。选材时，要根据零件的工作条件和失效形式，正确地判断所要求的主要性能同时还要考虑经济性。中国车床变速总成产业现状。1.3 本课题主要研究内容设计目的：通过卧式机床主轴箱的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。课程设计属于机械装备制造课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计和机械装备制造的一般方法；培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力；培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力；提高技术总结及编制技术文件的能力。第二章 机械运动设计2.1确定转速极速（1）根据条件Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比=1.41.则变速范围Rn=Nmax/Nmin=44.4（2）根据公式确定Z=lgRn/lg+1=11.98=12 2.2结构分析式2.2.1确定结构式由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2（n）*3（m）.对于12级传动，其结构式可为以下三种形式：12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：12=3*2*2图2-1中，从轴I到轴II有三对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴II到轴III可得到3*2=6种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可得到3*2*2=12种不同的传动转速。图2-1 3*2*2传动方案2.2.2绘制传动系图在制定机床传动方案时，常将传动链特性的相关关系画成图，以供比较选择。该图即为传动系图。传动系图只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值， 因而绘制成对称形式(图2-2)。由于主轴的转速应满足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为），故传动系图上相邻两横线间代表一个公比。为了使一根轴上变速范围不超过允许值，传动副输越多，级比指数应小一些。考虑到传动顺序中有前多后少原则，扩大顺序应采用前小后大的原则，即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为：12=3（1）*2（3）*2（6）式中12表示级数。3，2，2表示按传动顺序的各传动组的传动副数。1，3，6表示各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序一致。图2-2为该传动的传动系图。图2-2 传动系图2.3绘制转速图绘制车床转速图前，有必要说明两点：（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：a：最小传动比Imin=1/4;b：最小传动比Imax=2(斜齿轮=2.5);所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。c：前缓后急原则；即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。（2）车床转速图与它的主传动系统图密切相关。故在绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。图2-3 床头箱主传动系统图如图3所示，CM6132型普通车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。型普通车床（12级转速，公比=1.41）采用了背轮机构后的转速图，如图2-4所示。图中轴号的顺序对应传动系统图图2-3.图2-4 转速图2.4选择电动机由于最高转速Nmax=2000rpm，且CG6125机床功率一般为1.5KW左右。为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y90L-4,其技术参数见下表.表2-1 Y90L-4型电动机技术数据电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转矩最大转矩Y90L-41.514002.32.32.5估算齿轮齿数为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。此时，各传动副的齿轮齿数和相同。显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应根据传动轴直径等适当选取。本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV-V传动组和V-VI(主轴)传动组四个齿轮副传动组。现根据各传动组内传动副的传动比草拟出多种齿数和，见下表2-2，至于具体每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定后再确定。表2-2 各种传动比齿轮齿数和及齿数第三章 传动件设计3.1机床带传动设计（1）初定轴I的转速 考虑I轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴n=900r/min。（2）确定计算功率Pca 由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.1故 P ca=KAP=1.12.2=2.42KW（3）选取V带型的带型根据计算功率Pca和小带轮转速n=900r/min，从机械设计图8-11选取A型V带。（4）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1,有机械设计表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径ddi=95mm验算带速v。因为5m/sv（F0）min（10）计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2Z（Fp）minsin =22198.4sin =584.61N3.2各传动件的计算转速3.2.1主轴的计算转速在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。(1) 主轴前端轴颈的直径D1表3-1 各类机床主轴前端轴颈的直径D1图3-1 机床主轴结构图 如表3-1所示，本次设计，选则D1=60mm。(2) 主轴后轴颈D2一般机床主轴后轴颈D2=（0.70.85）D1,取D2=50mm。3.2.2中间传动轴的计算根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P，计算转速Nj，以及允许的扭转角有如下经验公式：d=11sqrt(sqrt(P/Nj)对于花键轴，轴内径一般要比d小7%。（1）允许扭转角的确定一般机床各轴的允许扭转角参考值见表3-2.表3-2 机床各轴允许扭转角本次设计，中间传动轴允许扭转角均取1.2。（2）计算转速Nj的确定计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为：Nj=Nmin*(Z/3 -1) 故本次设计，Nj=125rpm。根据转速图图2-4，即可确定各轴的计算转速见下表。表3-3 各轴的计算转速 ( 3 ) 各轴传递功率的确定各轴的传递功率N=*Pe。在确定各轴效率时，不考虑轴承的影响，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。一般机床上格传动元件的效率见下表。表3-4 机械传动效率变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度，主轴精度不高，选择7级精度。由表3-2，表3-3，表3-4以及公式d=11sqrt(sqrt(P/Nj)即可确定各轴传递效率以及当量直径。见下表：表3-5 机床各中间传动轴传递功率及计算直径2.85*0.97=2.76； 2.76*0.97=2.68； 2.68*0.95=2.55; 2.55*0.98=2.50;由参考资料查得，主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，3.2.3齿轮模数计算 齿轮选用40Cr 调质处理按接触疲劳强度或者弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，因此先进行估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴变速箱中的齿轮采用12个模数，传动功率的齿数模数一般不小于2mm。 第一变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z1。Z1位于I轴，属于高速轴（1）按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。1） 选择载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=3） 由机械设计表10-7选取齿宽系数，由表10-6查取材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2,由图10-21d按吃面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为；大齿轮的接触疲劳强度强度。4） 计算应力循环次数。N1=60n1jLh=608001（1530028）=3.456109N2=3.456109/2=1.7281085） 由机械设计图10-19取KHN1=0.95，KHN2=1.02取失效概率的1%，安全系数S=1; 6） 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入中较小的值。圆周速度齿宽系数7） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数, 齿高h=2.25mt=4.12 mm,根据v=2.07 m/s ,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.23，直齿轮,由表10-2查得使用系数KA=1，由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.4220，由图10-13查得KF=1.28；故载荷系数K=8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得, 模数m=d1/z1=2.02 mm。（2）按齿根弯曲疲劳强度计算1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命;计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则计算载荷系数，由机械设计表10-5查得齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.332;应力校正系数YSa1=1.58,YSa2=1.692.模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.40并就近圆整为标准值m=2mm。由以上结论，按齿轮齿根弯曲疲劳弯曲强度验算第二变速组和第三变速组中的齿轮模数。第二变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z7。Z7位于轴 小齿轮传递的转矩T1= 2）计算应力循环次数N1=60n1jLh=604001（1530028）=1.728109N2=1.728109/2.8=6.171083）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命;4）计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则载荷系数K约为1.315由机械设计表10-5查得齿形系数YFa1=2.72,YFa2=2.272;应力校正系数YSa1=1.57,YSa2=1.734.模数第三变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z11。Z11位于III轴1）小齿轮传递的转矩T1=2）计算应力循环次数N1=60n1jLh=601801（1530028）=7.8108N2=7.8108/4=1.951083）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命;4）计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则载荷系数K约为1.310由机械设计表10-5查得齿形系数YFa1=2.85,YFa2=2.228;应力校正系数YSa1=1.54,YSa2=1.762.模数为了使主轴变速箱中的齿轮采用12个模数，选取模数依次为2mm,3mm,3mm.3.2.4齿轮齿宽确定由公式得：第一变速组齿宽BI=（610）2=1220mm第二变速组齿宽BII=（610）3=1830mm第三变速组齿宽BIII=（610）3=1830mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比小齿轮齿宽大综上所述，齿轮的基本参数如下表所示表3-6 床头箱各齿轮参数齿数 Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z720564442885242模数233分度圆直径308466611208161齿根高 hf( ha*+*c)m=1.252=2.53.752.53.75齿顶高haha*m=12=2323齿顶圆直径df358973.568.51255768.5齿根圆直径df2680605511543.555中心距103737173齿宽15101210第四章 强度校核4.1齿轮强度校核4.11校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=2.2KW,n=800r/min, 确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4.1.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=2.002KW,n=400r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4.1.3校核c传动组齿轮校核齿数为17的即可，确定各项参数 P=1.914KW,n=160r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4.2主轴挠度的校核4.1轴的校核与验算轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。轴、轴的校核同上。经校核，传动轴全部合格。（2）主轴的验算：由机械设计,齿轮传递扭距和力为主轴转距，齿轮受的切向力 齿轮受的径向力轴传递给主轴的功率为P=1.8kW由材料力学84页空心轴抗扭截面系数为,其中经过13-14齿轮传递时受力分析大齿轮计算转速为180r/min,则主轴转距齿轮受的切向力齿轮受的径向力查机械工程及自动化简明设计手册P400，Fc与Ff、Fp之间有一定关系，取Fp=0.4Fc，Ff=0.25Fc。主轴最大转矩求切削力Fc=2872.96N切削力平移到主轴端部，随之在垂直平面和水平平面内产生一个附加弯矩Mc，Mp，把切削力作用点取离主轴夹头端面（1/21/3）l件处，l件见表7-26Mc=（2/3）Fcl件=2/32872.960.12=229.8388NmMp=（2/3）Fpl件=2/30.42872.960.12=91.9347 NmMf=（1/2）Ffl件=1/20.252872.960.12=43.0944 NmMp-Mf=91.9347-43.0944=48.84 Nm弯矩图和扭矩图所示：图4-1 弯矩图和扭矩图由上述内力图，可以判定轴的危险截面为截面B，在截面B上扭矩T=230Nm弯矩M= 458.47Nm很明显,齿轮处受弯扭最大,且该处抗扭截面系数没有相对其它处大很多,所以校核该处.由第三强度,危险截面强度为 (因为 小于40Cr 许用应力要求，符合要求4.3主轴最佳跨距的确定4.3.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=60mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度4.3.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力 背向力 故总的作用力 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据 。4.3.3 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：3020835第五章 结构设计5.1齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。轴采用的花键分别为：轴：626306 轴：626306 轴：832366轴采用平键 18x120轴间传动齿轮精度为8778b，轴间齿轮精度为7667b。5.2轴承的选择（1）主轴前轴承有两种常用的类型： 双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种： 600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。（2）轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。 轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的复杂程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 1)每个支撑点都要能承受径向力。 2)两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 3)径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。（3）轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。 普通精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。 轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔的形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。（4）轴承间隙的调整 为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。 其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整螺母的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。5.3密封装置设计 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：（1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或V形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。（2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。因此，由于轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。 5.4主轴换向与制动机构设计 本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，采用牙嵌式离合器。牙嵌式离合器由两个端面上有牙的半离合器组成，一个半离合器固定在主动轴上，另一个半离合器用导键或花键与从动轴联接，并通过操纵机构使其做轴向移动，从而起到离合作用。 为了对中，在主动轴的半离合器上固定有滑环，从动轴可在滑环中自由转动。 离合器的操纵可以通过手动杠杆、液压、气动或电磁的吸力等方式进行。 制动器安装在轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。5.5其他结构问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构