机械毕业设计（论文）-X63W升降台铣床设计

内蒙古科技大学 本科生毕业设计（毕业论文）说明书 题 目： 院： 机械工程学院班 级： 姓 名：学 号： 指导老师： 毕业设计（论文）任务书 设计（论文）题目： 学院： 机电工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级：（ 1 ） 教 研 室 主 任 （签名） 系 主 任 （签名） 1毕业设计（论文）的主要内容及基本要求 （1） 计算机绘制总装图一张、传动系统图一张、零件图三张； （2） 主轴转速范围 301500 转/分，转速级数 Z=18，公比 ，电动机转速:1850转/分。 （3） 毕业设计说明书一份。 2指定查阅的主要参考文献 （1） 机床设计手册 （2） 机床设计图册 （3） 机械零件设计手册 （4） 机械传动设计手册 （5） 机械装备设计 3进度安排 设计（论文）各阶段名称 起 止 日 期 1 查阅资料，复习与设计相关的知识 进行方案设计，确定基本结构形式 绘图和主要的设计计算 完成毕业设计说明书的编写 毕业答辩准备和毕业答辩 I 摘 要 铣床的主传动系统用于实现机床的主运动，它对机床的使用性能和结构等都有明显的影响。 通过运动参数拟订设计方案，确定转速图，并拟订传统系统图，在保证机床运动和使用要求的前提下，运动链尽量短而简单，传动效率高，并设计反转和制动装置，画好装配图后，对主要零件进行验算如齿轮强度验算和主轴的验算，通常普通机床主轴只进行刚度验算，根据演算结果和对装配草图进行审查后，修改并完善装配图，编写零件代号和制定整个部件的技术条件。最后绘制正确的零件图，并编写设计计算说明书。 关键词 ：铣床，运动参数，主轴箱展开图，传动系统图，零件， I he is to a it to a a by a in is as as is on if in a s, to to a 录 摘 要 . I . 一章 绪论 . 1 1. 1 主传动的设计要求 . 1 1. 2 主传动的组要设计程序 . 1 第二章 主运动的运动设计 . 2 计任务 . 2 定转速图 . 2 . 2 定变速的排列方案 . 2 定基本组和扩大组 . 2 定是否增加加速传动 . 2 配降速比 . 3 轮齿数的确定 . 5 据查表法确定齿轮齿数 . 5 联滑移齿轮的齿数确定 . 7 用齿轮传动系统 . 7 第三章 主传动的结构设计 . 9 . 9 速机构 . 9 轮的布置 . 9 移齿轮的轴向布置 . 9 目 录 个变速组内齿轮轴向位置的排列 . 10 个变速组内齿轮轴向位置的排列 . 11 小径向尺寸 . 12 移齿轮的结构形式 . 13 算转速 . 14 轴计算转速的确定 . 15 他传动件的计算转速的确定 . 16 传动系统的开停装置 . 17 . 18 动装置的类型 . 18 动器的位置 . 18 传动系统的换向装置 . 18 向装置的类型 . 19 换向装置的设计原则 . 20 型结构 . 20 第四章 主传动的零件设计 . 25 要零件的验算校核 . 25 轮的校核计算 . 25 的强度计算 . 29 第五章 主传动的润滑 . 32 滑系统的要求 . 32 滑剂的选择 . 32 滑方式的选择 . 32 第六章 结论 . 33 参考文献 . 34 致谢 . 错误！未定义书签。 学院毕业设计（论文） 1 第一章 绪论 1. 1 铣床主传动的设计要求 1 铣床主轴必须有足够的变速范围和转速，以满足实际使用要求。 2 主电动机和传动机构必须供给和传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。 3 执行件必须有足够的精度，刚度，抗震性和小于许可限度的热变形和温升。 4 噪音应在允许的范围内。 5 操纵要轻巧灵活，迅速，安全可靠，并必须便于调整和维修。 6 结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本底。 1. 2 主传动组要求设计程序 1 调查研究 有足够的设计原始资料，在明确铣床满足的要求的同时，还应有同类型的铣床设计图纸及经验总结。 2 主传动的运动设计 根据机床的主要技术参数要求，拟定可能的转速图，并从中选出合理的方案，然后计算齿轮齿数级及带轮直径，最后绘制传动系统图。 3 主传动的结构设计 根据传动系统图设计变速箱或主轴箱的部件装配图，并进行必要计算。 4 主传动的零件设计 轴和齿轮机构的强度校核计算 第三章 主运动的结构设计 第二章 主运动的运动设计 计任务 主运动的运动设计是运用转速图的基本原理，以拟定满足给定的转速的合理传动方案，主要包括选择变速组及传动副数，确定各变速组中的齿轮传动比，以及计算齿轮齿数。 定转速图 500转/分，转速级数Z=18，公比 电动机转速 0n =1850转/分。 多数铣床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为满足结构设计和操纵方便的要求通常采用双联或三联齿轮，所以18级转速需要三个变速组，即Z=18=332。 定变速的排列方案 变速组的排列方案可以有多种，如： 18=332 18=233 18=323 由于 床主传动私通装在床身内，结构上没有特殊要求，根据各变速组中传动副数应遵循“前多后少”的原则，选择18=332这种方案。 定基本组和扩大组 根据“前密后疏”的原则，选择 13918332=的方案。其中第一组为基本组，其级比指数 0x =1；第二变速组为第一扩大组，其级比指数 1x =3；第三变速组为第二扩大组，其级比指数 2x =9。 定是否增加加速传动 11185030 ，若每一个变速组的最小降速比均取14，则三个变速组总的降速比可达到111144464= ，故无须增加降速传动，但是为了使中间两个变速组作到降速缓慢，有利于减少变速箱的径向尺寸，所以在电动机和轴间的降速传动比为（2654），同时也有利于设计变形机床，以满足用户的不同需求。 3 配降速比 前面已确定，18=332共需3个变速组，如图25根距离相等的竖直直线（、）代表电动机，、代表4根轴，画18根距离相等的水平线代表18级转速，这样形成了转速图格线。 主轴上标出18级转速： 301500转/分，在轴上用n =1450转/分；最低转速用此A、代表总降速传动比 171u j=总 。 定、轴间的最小降速传动比： 一般铣床的工作特点是间断切削，为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取14。按公比j =表可知 4，即从轴上找出间变速组的降速传动比。 定其余变速组的最小传动比： 根据降速“前缓后急”的原则，-轴间变速组，取 41u= j ，即从轴上找出理，-轴间取 41u= j ，用-轴间取 31u= j ，用出各变速组其他连线 如图2动机与轴间，转速图上为一条-轴间为基本组，有三对齿轮传动，级比指数，故三条连县在转速图上各相距一格，从2点，连线们的传动比分别为 34111， ，-轴间为第一扩大组也有3对齿轮传动，级比指数 1x =3，三条连线在转速图上各相距三格，即 D，它们的传动比分别为j，1j ， 41j ，-轴间为第二扩大组有两对齿轮传动，级比指数，两条连线在转速图上应相距九格即们的传动比分别为 3j ，和 61j 。 出全部连线 如图2前面所述，转速图两轴之间的平行线代表一对齿轮传动，所以画-轴间的连线时，应从 2 两点分别画 得到九种转速，同理，画出-轴间的连线时，应画九条与条与主轴得到18种转速。 第三章 主运动的结构设计 图2速传动比连线 5 图2轮齿数的确定 拟定转速图后，根据各个传动副的传动比确定齿轮齿数。 据查表法确定齿轮齿数 转速图上的齿轮副传动比是标准公比的整数次方，变速组内的齿轮模数相同时，可按照 3中查出齿轮齿数，表中列出了传动比 u=1数和 40120及相应的小齿轮实用齿数。大齿轮的齿数等于齿数和 去表中小齿轮的齿数。 动机与轴间 第三章 主运动的结构设计 1）传动比为 1 261542u =可查表中u=2的一行中查找。 2）电动机与轴的传动为皮带传动，所以电动机的带轮直径为140，轴的直径为280。 -轴间（扩大组）的三对齿轮 1） 可查表中 的一行， 可查表中 的一行， 3 1u 2= 可查表中u=2的一行。 2）确定最小齿轮齿数 最小齿数和 小齿轮必须在 1 12u = 的齿轮副中，根据结构条件假设最小齿数为 23，在 的一行中找到 4Z = 时，查表的去最小齿数和56。 3）找出可能采用的齿数和 数值：这些 值系根据表中能同时存在满足各传动比的要求的齿数来确定，自最小齿数和 56 开始向右查表，同时存在满足三个传动必要求的齿轮齿数之齿数和有： 71，95， 4）确定合理的齿数和 如前所述，在具体结构允许的情况下，选用较小的齿数为宜，确定齿数和 71= 5）确定各齿轮副的齿数： 由 一行找出 1Z =24，则 121=717； 由 1行找出7，则 44277122 = ; 由 2u = 一行找出 213 =Z ，则 49217133 = ; -轴间（第二扩大组）的两对齿轮 变速组内的传动副的模数不同，必须计算各齿轮副的齿数和，按个齿轮副的传动比分配齿数。其传动比 114u 和 2 2u ，考虑实际受力情况相差较大，齿轮副的模数分别选择为 1m =4和 2 3m = 。 可得： 11222134=; 根据齿轮副的传动比齿数分配如下： 7020161 = 2978232 = 同理， -轴间（第一扩大组）三对齿轮 1 2u = ， ， 7 351 =Z ， 451 =Z 222 =Z ， 582 =Z 493 =Z ， 313 =Z 。 联滑移齿轮的齿数确定 变速组采用三联滑移齿轮变速，在确定其齿数之后，还应该检查相邻齿轮的齿数关系，以确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰。如图2图 2联齿轮的齿数关系 三联滑移齿轮从中间位置向左移动时，齿轮 2Z 要从固定齿轮 3Z 上面越过，必须使2Z 与 3Z 两齿轮的齿顶圆半径之和小于中心距A，向右移动也是同样的要求。 在三联齿轮中，最大和次大齿轮之间齿数差应大于4，如果齿数等于4时，可将 2Z 的齿顶圆直径略小一些也可使用。 用齿轮传动系统 在传动系统中的某个齿轮，既是前变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动齿轮，第三章 主运动的结构设计 这种同时可与前后传动轴上的两个齿轮相啮合的齿轮称功用齿轮。采用公用齿轮 可以减少齿轮的个数，简化了传动机构，缩短了轴向尺寸，但是采用公用齿轮后可能引起径向尺寸增大，并且由于公用齿轮使用机会较多，齿轮磨损较快。 在机床中，一般采用单公用和双公用齿轮。在转速图上相邻变速组之间，任意两个传动比都可以选择为公用齿轮的两个传动比，采用单公用齿轮，两个变速组的模数必须相同。 （2式中： ,为了防止采用单公用齿轮后径向尺寸过大或两轴中心距过小，应取 L，而中图的交错排列只要入66231)，从第轴到第轴的两个变速组中，其固定齿轮就是采用相互交错排列,这样可更好的利用空间,缩短轴向尺寸。若采用公用齿轮排列,其抽向长度更为缩小。图36所示的单公用齿轮的四级变速机构，总长度为工5b,采用双公用齿轮的三轴四级变速机构，总长度可缩短为上4b。若不采用公用齿轮，其总长度则为L用公用齿轮不仅减少了齿轮的数量，而且缩短了轴向尺寸。 第三章 主运动的结构设计 图3级变速组的齿轮轴向排列 图3速组的轴向排列 小径向尺寸 为了减小变速箱的尺寸，既须缩短轴向尺寸，又要缩小径向尺,它们之间往往是相互 联系的，应该根据具体情况考虑全局，恰当地解决齿轮布置问题。 有些机床(加卧式镗床和龙门铣床)的变速箱须沿导轨移动，为了减小变速箱对于导轨的颠覆力矩、提高机床的刚度和运动乎稳性，变速箱的重心和主轴应尽可能靠近导轨面这就须力求缩小变速箱的径向尺寸。 小轴间距离 在强度允许的条件下，尽量选用较小的齿数和，并使齿轮的降速传动比大于14，以避免采用过大的齿轮。这钱既缩小了本变速组的轴间距离,又不致妨碍其他变速组轴间距离的减小。 用轴线相互重合 在相邻变速组的轴间距离相等的情况下，可格其中两根轴布置在同一轴线上，则径向尺寸可大为缩小如图3且减少了箱体上孔的排数,箱体孔的加工工艺性也得到改 13 善。 理安排变速箱内各轴的位置 在不发生干涉的条件下，尽可能安排得紧凑一些。 图3线重合的布置方式 移齿轮的结构形式 机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有：整体式及装配式，见图 38 设计滑移齿轮结构，一般应考虑齿轮的工艺方法。整体式多联齿轮在插齿、剃齿时，两个齿轮间应留有足够的空刀槽，磨齿时则更大些；还要考虑变速时拨叉或滑块的拨动方式(图中双点划线所示)；为了使滑移齿轮能够顺利啮合，在其啮合端面上沿全部齿高须倒成圆角；为了保证齿轮的导向性良好，滑移齿轮的轮毂长度不应小于(.5)d，第三章 主运动的结构设计 图 3移齿轮的结构形式 算转速 设计机床时，为了使传动件工作可靠,结构紧凑，须对传动件进行动力计算。主传动系统中主轴及传动件(如传动轴、齿轮)的尺寸，主要是根据它所传递的扭矩大小来决定，扭矩大，其结构尺寸就大，扭短小，则结构尺寸就可缩小。传动件传递扭矩 小与它所传递的功率对于专用机床，在特定购工艺条件下各传动件所传递的功率，所传递的扭矩 是一定的。对于工艺范围较广的通用机床和某些专门化机床，由于使用条件复杂，变速范围较大，传动件所传递的功率和转速并不是固定不变的。这类机床，若将传动件的传递扭矩确定得偏小或过大，是不经济、不合理的。所以，对于这类机床传动件传递扭矩大小的确定，必须根据机床实际使用情况进行周密地调查分析。通用机床在最低的一段转速范围内，经常用于切削螺纹、铰孔、切断、精镗等工序，所消耗的功率较小，不需要使用电动机的全部功率即便用于粗加工，由于受刀具、夹具和工件刚度的限制，不可能采用过大的切削用量，也不会使用到电动机的全部功率。所以，这类机床只是以某一转速开始，才有可能使用电动机的全部功率。当传动件的功率为一定时，随着转速的降低，传递的扭矩也就越大。 综上所述，按传递全部功率时的转速中的最低转速进行计算，即可得出该传动件需要传递的最大扭矩。传递全部功率时的最低转速，则称为该传动件的计算转速。 对于旋转运动的传动件，其额定扭矩 即需要传递的最大扭矩)按下式计算： 9550 （牛米） 式中： 传动件的计算转速(转分)； N传动件所传递的功率(千瓦)； 主电动机的额定功率(千瓦)； h从主电动机到该传动件间的传动效率。 15 由上式可知，当传动件的传递功率为一定时，若转速取得偏底，则传递的扭矩就偏大，使传动件尺寸不必要的增大。因此，必须根据机床的实际工作情况，经济合理地确定计算转速并计算传动件的尺寸是机床设计工作的一个重要问题。 轴计算转速的确定 主轴计算转速 主轴传递全部功率(此时电动机为满载)时的最低转速，从这一转速起至主轴最高转速间的所有转速都能够传递全部功率，扭矩则随转速的增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算 转速的各级转速所能传递的扭矩与计算转速下的扭矩相等，它是该机床的最大传递扭矩(功率则随转速的降低而减少)。如图3专用机床的主轴计算转速是按特定的工艺中所需要的主轴转速来确定。 通用机床及专门化机床，根据对现有机床的调查分析和测定以及有关的统计分析资料 主轴的计算转速的确定见表322 8，其转速图如图3 。由表3可知，主轴的计算转速： 18 153= 转/分 在转速图上以黑点表示。 第三章 主运动的结构设计 图3通用机床主传动功率和扭矩变化情况 图363 其他传动件的计算转速的确定 如前所述，主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全部功率，其他传动件的计算转速就是其传递全部功率时的最低转速。 当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其他各传动件的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后面(靠近主轴)的传动件的计算转速，再顺次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动件共有几级实际工作转速，再找出其中能够传递全部功率时的那几级转速，最后确定能够传递全部功率时的最低转速即为该传动件的计算转速。如图310。 动轴的计算转速 （1）转速图上可以看出，轴共有9级转速为118、160、190、 235、300、375、475、600、750转分。主轴在96转分(计算转速)至1500转分(最高转速)之间的所有转速都传递全部功率。此时，7动主轴，它只有在375750转分的那4级转速时才能传递全部功率；若经齿轮副 1516动主轴，则118750转分的9级转速都传递全部功率，因此，其最低转118转分即为 17 （2）轴的计算转速：同理，轴上共有3级转速为300，375，475。此时，经齿轮副（ 91311101214或 ）传动得到9级转速都能够传递全部功率。因此轴上的这3级转速也都能递全部功率，其最低转速300转分即为轴的计算转速。 其余依次类推，各轴的计算转速如下： 1）齿轮 15Z 的计算转速：齿轮 15Z 装在转速图上可知， 15Z 共有118 750转分9级转速，经齿轮副 1516动主轴得到的2351500转分9级转速都能传递全部功率，故齿轮 15Z 的这9级转速也都能传递全部功率，其中最低转速118转分即为齿轮 15Z 的计算转速。 （2）齿轮 16Z 的计算转速：齿轮 16Z 装在轴(主轴)上共有2351500转分9级转速，都能传递全部功电其最低转速235转分即为齿轮 16Z 的计算转速。 （3）齿轮 17Z 的计算转速：齿轮 17Z 装在轴上，共有118750转分9级转速，只有在375750转分的4级转速（经齿轮副 1718使主轴得到的95190转分的4级转速）能够传递全部功率，而该齿轮在118300转分5级转速时（经齿轮副 1718主轴所得到的3075转分5级转速都低于主轴的计算转速95转分)，故不能传递全都功率，因此齿轮 17Z 能够传递全部功率的4级转速为375、475、600、750转分其中最低转速375转分即为 17Z 的计算转速。 （4）齿轮 18Z 的计算转速：齿轮 18Z 装在轴)上，共有30190转分9级转速，其中只有在95190转分4级转速时，该齿轮才能传递全部功率。最低转速95转分即为齿轮 18Z 的计算转速。 其余异词类推，各齿轮的计算转速如下： 由前述已知，提高传动件的计算转速，可使其尺寸缩小，结构紧凑，因此在传动系统中有某些重复转速时，可由不同传动路线来实现这时，应采用传动件计算转速较高的传动路线，并由操纵机构予以保证。 传动系统的开停装置 开停装置用来控制主运动执行件(如主轴)的启动与停止。可直接开停机床主传动系统的动力源(如电动机）或者用离合器接通、断开主运动执行件与动力源间的传动链。第三章 主运动的结构设计 开停装置的基本要求是开停方便省力、操作安全可靠、结构简单并能传递足够的扭矩。 种开痛方式的优点是：操作方便，可简化机床的机械结构，因此，得到广泛应用。但在电动机功率大、开停频繁的情况下，将导致电动机发热、烧坏，甚至因启动电流较大而影响车间电网正常供电时则不宜采用。另外，几个运动公用一个电动机且又不要求同时开停的情况，也不能采用这种方式。 些机床在装卸工件、测量被加工面尺寸、更换刀具及调整机床时，要求机床的主运动执行件(如主轴)尽快地停止运动。但是，当开停装置断开主传动链后，由于传动系统中的传动件具有惯性，运动中的执行件是逐渐减速而停止的。为了减少这段时间，提高机床生产率对于经常启动与停止、传动件惯性大、运动速度较高的主传动系统，须安装制动装置。另外，机床能及时制动，还可避免发生事故或防止工件报废。制动装置的基本要求有：工作可靠、操纵方便、制动时间短、结构简单紧凑以及制动器的磨损要小等。 动装置的类型 动器的位置 若要求电动机停止运转后才能制动时，则制动器可安装在传动链中的任何传动件上，若电动机不停止运转而进行制动时，则必须断开主运动执行件(如主袖)与电动机的运动联系，此时制动器只能安装在被断开的传动链中的传动件上。 制动器若装在转速高的传动件(加传动轴、皮带轮及齿轮等)上，所需要的制动力矩较小，从而制动器的尺寸也可减小；若装在传动链前面的传动件上，制动时的冲击力较大。因此为了结构紧凑、制动平稳，应将制动器放在接近执行件且转速较高的传动件上。促在受到具体条件限制(如接近执行件时的转速一般较低或其他结构条件等原因)的情况下，一般是将制动器放在转速较高的传动件上。 制动器与开停装置的操纵，须有可靠的联锁关系，即停车时制动器起作用，开车时则制动器须可靠地放松，以避免损坏传动件或造成过大的功率损失。 右端。 传动系统的换向装置 多数机床的主运动执行件(如主轴、工作台)需要有正反两个方向的运动。例如普通车床、钻床等在加工螺纹时，主轴正转用于切削，反转用于退刀。此外，普通车床有时 19 还利用反转进行切断与切槽。又如铣床为了能够使用左刃或右刃铣刀，主轴应作正反两个方向的转动。对于直线运动的机床则更为明显，工作行程结束后必须换向为返回行程(空程)。 由此可见，机床主运动的换向有两种不问情况：一种是正反两个方向部用于切削，当选用一个运动方向后，工作过程中不需要改变(如铣床)，这时正反两个方向所需要的运动速度、变速级数及传递功率应该相同；另一种是正向用于切削而反向用于空程，在工作过程中领反复地变换方向(如车床、钻床、刨床等)，这时为了提高生产率，反向运动应比正向运动的速度高，反向的变速级数则可比正向少一些甚至有的机床只要求有一种固定速度，两个方向传递动力的大小也可以不同。 主运动执行件的换向，除了某些直线运动机床是由传动机构(如曲柄连秆机构等)本身实现外，多数机床须设置专门的换向装置。换向装置的基本要求是：结构简单紧凑，换向方便，操纵省力；需要在运转中换向时，应减少冲击及磨损，换向时间要短，换向要平稳以及换向的能量损失要小等。 向装置的类型 变换电动机的转向，使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可简化机床的机械结构、操作简单省力且容易实现自动化，在可能的条件下应采用这种方式，例如上述正反两方向都用于切削的情况，即使是正向切削、反向空程的情况，有条件也应采用。利用直流电动机驱动的龙门刨床，由电动机反向，并提高反向速度是很方便的。但是采用交流异步电动机换向，若换向频繁，尤其当电动机功率较大时，易引起电动机过热，故不宜采用。 日前，在主传动系统中主要采用圆柱齿多片磨擦离合器式换向机构，它可以在高速运转中平稳地换向，但结构教复杂(沿移齿轮式、牙嵌离合器及锥齿轮换向机构一般用于进给运动和辅助运动的换向)。 选用一个运动方向后，工作过程中不需要改变，这时正反两个方向所需要的运动速度、变速级数及传递功率应该相同；另一种是正向用于切削而反向用于空程。所以 床应选用电动机换向。这样就使结构简单紧凑，换向方便，操纵省力；需要在运转中换向时，可以减少冲击及磨损，换向时间短。 第三章 主运动的结构设计 向装置的设计原则 为了提高正向传动的效率，减少其功率损失，换向机构的中间齿轮放在反向传动 中。 换向时先使运动减速或制动，再接通另一方向的运动，可减少换向的能量损失，已为大多数机床所采用。 换向机构的安放位置，若装于传动链前面的传动轴时，因转速一般较高，其传递扭矩可以减小，故结构紧凑，但传动链中的换向件较多，故折算到换向机构传动轴上的效果惯性矩较大换向时的能量损失较大，将直接影响机构的寿命(如离合器的磨损速度增加)、功率损耗及发热等，有时也影响换向时间的长短。由于传动链中存在间隙，换向时的冲击也较大，因此有的机床传动链较前面的薄弱传动容易扭坏。若将换向机构放在传动链的后面即接近被换向的执行件时，可使能量损失小、换向平稳，但因转速一般较低，会增大换向机构的尺寸。一般对于传动件少，惯性小的传动链，换向机构宜放在前面；对于平稳性要求较高、能量损失要小的，宜放在后面。 型结构 主轴组件通常是由主轴、主轴轴承和安装在主轴上的传动件等三部分所组成。它是机床中最关键的一个部件，其工作性能对加工质量相生产率有着直接的影响。 主轴组件的设计包括主轴轴承的选择，轴承的布置与调整，确定主轴的结构、材料、技术要求及共润滑、密封等。 支承的主轴组件 前端定位的上的组件， 热变形对主轴前端伸长影响小，主轴受压区段短，轴向刚性较高。 1前端定位的主轴，定位采们两个推力球轴承，这种轴承发热轮严重，成为热源元件，并靠近的支承，故产生不利影响。螺母用来调整的支承双列向心短圆柱滚子 轴承的径向间隙和调整推力轴承的间隙或预紧，径向和轴向的间隙可分别调整故轴向刚度很高 2主轴定位采用接触角为60的双向推力球轴承。它的承载能力、刚度和极限转速都较高：通过修磨套，可以预紧或调整间隙。 轴承外径为负公差与箱体孔间有间隙，因而不承受径向裁荷；与双列向心短圆柱滚子轴承配套使用，承载能力大，刚度高，极限转速也高，适用于巾、高速的车床和铣床主轴组件。 承后列内环孔径比前列内环孔径大，以便于调整间隙。圆锥滚子做成空心的，冷却润滑油从滚子的中孔流过，起着散 21 热降温的作用。后轴承带有预紧弹簧，以保持轴承的一定预紧。 5后端定位的主轴组件，热变形使主轴向前端伸长，期间主轴端的轴向精度，主轴的受压区段较长。主轴后端采用单列圆锥滚子轴承，它承受径向力和向前的轴向力，推力球轴承承受向后的轴向力，轴向刚度很高。前端支承采用双列向心短圆柱滚子轴承，能调整径向间隙，径向刚度较高。主轴后端的圆锥滚子轴承及推力球轴承承受全部轴向力。前支承用两个圆锥滚子轴承，它是外环宽端相对配置的，以增强支承刚性，它可以轴向移办故只承受径向力。 支承的主轴组 如果主轴前后支承间距较大，可以加第三支承以提高刚度而成为三支承主轴组件。三支承有两种情况 1以前、后支承为主，中间支承为辅的三支承主轴组件，前后均为双列向心短圆柱滚子轴承。中间支承为级精度的单列向心圆柱滚子轴承，这种轴承的径向游隙较大这样，当主轴受力较小时，中间支承不起作用；当主轴受力较大致使中间支示处的挠度 较大时，中间支承就参加工作。 2以前、中支承为主，后支承为辅的三支承主轴组件，前、中支承是圆锥 滚子轴承，承受大部分径向力和轴向力，后支承是单列向心球轴承，它在箱体孔内轴向不需定位。 动轴的结构 传动铀通常都用普通级滚动轴承。高精度和精密机床的高速轴可选用精密轴承( 1一端固定 传动铀一端同定，轴的另一端为自由端，只需将轴承内环固定在轴上 轴受热时可向自由期延仰，适用于较长的轴。只需将轴承内环固定在抽上即可，轴受热变形一端固定的几种方式有：a）用阶梯孔套及法兰盘固定， 箱体孔加工方便，但增 加了一个孔套，降低了支承刚度，b）是在箱体上加工出台阶孔，用法兰盘固定，箱体孔加工较复杂；c)用弹性挡圈及法兰盘固定；d)轴承外环两侧均用弹性挡圈固定；e)选用外环有止动槽的轴承，用法兰盘压住弹性挡圈固定，结构最简单。 2两端固定 当轴的两端支承用圆锥滚子轴承或向心推力球轴承时，则必须用两端固定法，一般适用于较短的轴。两端固定的轴，其中一端的结构应能调整轴承外环的轴向位置，有几第三章 主运动的结构设计 种调整的方式为：a)是用改变法兰盘的两个内侧面或的厚度来调整轴承位置b)用改变垫片的厚度来调整轴向位置。c)用调节螺钉来调整位置，用螺钉固定。d)用改变垫圈的 厚度来调整。 e)用调节螺钉推动顶盘进行调整。 传动轴几种固定方法有：a)用挡片嵌装在轴端槽内， 通过螺钉固定在箱 壁上。b)用骑缝螺钉固定，需在装配时进行钻孔攻丝， 拆卸重装通常要另行钻孔攻丝。 c)用紧定螺钉固定。d)用钢球涨紧定价，在轴上钻一横孔，内装两个钢球，用螺钉调节另一个钢球的轴向距离使径向的两个钢球紧压在孔壁上。这种结构装拆方便并能调整轴的轴向位置 上的零件定位 零件轴向定位的方式有许多种，根据实际情况进行选择。 1）轴肩固定方式. 简单可靠，常用于齿轮，轴承的轴向定位。 2）套筒固定方式. 定位可靠，结构简单不削弱轴向强度和刚度，但是零件数增加用于零件距离不大的轴段。 3）螺母定位方式. 定位可靠，但零件数增加，采用细牙螺纹，常用双螺母或单螺母和止动垫圈，零件间的距离较大，轴上允许车螺纹的轴段。 4）弹性挡圈定位方式. 结构工艺性较好，但应力集中较大削弱了轴的疲劳强度， 于轴向力较小，或只用与防止轴向移动的场合，常用于固定滚动轴承和滑动齿轮的限位。 5）轴端挡圈定位方式。 定位可靠拆卸方便，能比弹性挡圈承受更大的轴向力，只用于轴端定位。 6）圆锥面定位方式。 定位精度高拆装方便，但是加工较困难。常与挡圈螺母，和螺钉一起使用，根据力大小，可用键或不用键用于轴端。 7）紧定螺钉定位方式. 结构简单，可兼做周向固定，用于作用力小的零件，可用钢丝圈防松。 23 8）锁紧挡圈定位方式. 轴的加工简单，但不宜受较大的轴向力，引挡圈对中有偏心不宜用在高速，高精的传动。 9）圆锥销固定方式. 轴向结构简单，可兼做周向固定，但是销孔削弱轴的强度，不宜用于受较大的轴向力和扭矩。装配时，需钻，铰，通常用于直径不大的零件。 10） 两个半圈环固定方式. 结构简单，定位可靠，装配方便。利用2个半圆环做轴向固定，可减少相邻轴径差。 11） 用弹簧及镶珠定位方式。 结构简单，常用于滑移齿轮的轴向定位。 床常用滚动轴承类型及工作特性 1）双列向心滚子轴承。 能同时承受径向力和轴向力。承载力小。允许极限转速但不能调整间隙，一般用于后支承或中间辅助支承。 2）单列向心滚子轴承。 只承受径向力，承载能力较大，允许极限转速高，装配方便，但不能调整间隙，多用在不需轴向定位的后支承和中间支承。 3）向心推力球轴承。 能同时承受径向力和轴向力，承载能力较小，允许极限转速高，通常成对使用，通过内外圈的相对轴向移动来调整径向和轴向间隙，较为广泛用于轻载高速的主轴组件中。 4）单列圆锥滚子轴承 能同时承受径向力和轴向力，承载能力较大，但不宜单独使用作承受纯轴向载荷，允许的极限转速较底，可调整径向和轴向的间隙，一般用于中等转速的主轴组件中。 5）圆锥孔双列向心短圆柱滚子轴承。 只能承受径向力。承受能力较大。刚度好。旋转精度高通过轴向移动内圈位置得以调整间隙。允许极限转速高，轴承径向尺寸小，使用寿命长，广泛用于各类机床的主轴组件中。 6）单向推力轴承 只能承受轴向载荷，且载荷作用线必须与轴承线重合，不允许与角偏移。 第三章 主运动的结构设计 1)在无特殊要求的情况下，可按轴承承受的载荷的方向大小性质选择轴承类型。 如果承受纯径向载荷，可选用向心轴承； 如果承受纯轴向载荷且转速不高时，可选用推力球轴承，宜选用向心推力球轴承或向心球轴承(径向载荷不大时)。 如果同时承受较大的径向载荷r 和较大的轴向载荷r 时可选用向心推力轴承(转速高时选6000型，转速低时近7000型）。对于 的情况，可选们6000型，对于 的情况，可选用推力轴承和内心轴承的组合，使之分别承受轴向和径向载荷。 (2)在相同外形尺寸下，滚子轴承一般比球轴承轻载能力大。但今轴承内径d20种优点不显著，出于球轴承价格低于滚子轴承，这时应选择球轴承。 （3)尺寸、精度相同时，球轴承的极限转速比滚子轴承高。 (4)如果载荷有冲击、振动时，宜选用滚子轴承。 (5)当支承刚度