双速主轴箱课程设计.doc

江南大学 车床主轴箱课程设计 机床主轴箱设计说明书1、系统设计概述.32、参数拟订.3 2.1确定车床的基本参数 2.2确定极限切削速度3、传动设计.43.1确定传动组及各传动组中传动副的数目3.1.1结构网或结构式的选择3.1.2转速图拟定3.1.3确定齿轮齿数与齿轮之间比为3.1.4传动系统的转速图的拟定3.1.5确定各轴的计算转速4、传动件的估算和验算.64.1三角带传动的计算4.2传动轴的估算和验算4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.4带轮结构设计4.5片式摩檫离合器的选择和计算5、动力设计95.1主轴刚度验算5.2齿轮校验5.3轴承的校验6、结构设计及说明.106.1 结构设计的内容、技术要求和方案6.2展开图及其布置6.3 I轴（输入轴）的设计6.4齿轮块设计6.5其他问题6.6传动轴的设计6.7主轴组件设计7、设计总结158、参考资料15主轴箱满足的基本要求1. 主轴箱正转级数12级，刹车制动。2. 要有反转，反转不频繁，主轴箱反转级数Z4，且为较低转速。3. 电动机功率：2.2/3/4/5.5/7.5kw，1440rpm。4. 低速电动机：960/710rpm5. 双速电动机：4/5.5/7.5kw，1450和960rpm两种速度。6. 最低转速：10X1.06n。7. 公比1.418. 电动机功率为3KW，1450rpm和960rpm两种速度，最低转速101.065。1.系统设计概述车床类机床主要用于加工各种回转表面，还能加工螺纹面。由于多数机器零件具有回转表面，车床的通用性又较广，因此在机器制造厂中，车床的应用极为广泛，在金属切削机床中所占的比重最大，约占机床总台数的2035。那么设计机床首先选定好参数后，就要确定主传动系统设计的方案，包括传动形式的选择以及开停，换向，制动，操纵等整个传动系统。传动形式则指传动和变速的元件，机构以及其组成，安排不同特点的传动形式，变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构，工艺，性能及经济性等多方面统一考虑。比如：传动形式上有集中传动的主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱，扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机构，分支传动等形式，变速形式上既可用多速电机，也可用交换齿轮，滑移齿轮，公用齿轮等。2.参数拟订2.1.1三种系列车床的品种，特点系列普通型万能型轻型品种普通，卡盘，轴程控车床等万能，马鞍，万能精密车床轻型，轻型马鞍车床用途现代化大中型机械制造业大批或成批生产车间，也可纳入生产线或自动线。能加工常用公制，模数螺纹。一般机械制造业，科研所，工具机修等单件，小批生产单位。既有广泛的万能性，可车公，英，模数，端面螺纹。轻，纺，仪表，农机维修，教学实习等生产单位，能加工常用的公，模数螺纹。性能生产率较高，具有高速和强力切削能力。转速极数Zn=1216，进给Zs30。电机功率约为万能型的125，重量为其125。有广泛的万能型，可进行高速和强力切削。Zn=1622；Zs30。有一般的万能性，能高速切削。Zn=12；Zs12；电机功率约为万能型的50，重量为其75。结构结构复杂程度中等，操纵方便，有好的刚度和抗振性能。结构比较复杂，操纵比较方便，有较好的刚度和抗振性能。结构简单，体积小，重量轻，刚度一般。2.1.2车床主参数（规格尺寸）和基本参数（GB158279，JB/Z14379）最大工件回转直径D（mm）320400刀架上最大工件回转直径D1160200主轴通孔直径d3650主轴头号（JB2521-79）4.56最大工件长度L50010007502000系列普通型万能型轻型普通型万能型轻型主轴转速范围400250016200020200032160012.52000251600级数121612161812纵向进给量mm/r0.0320.0320.0310.032.50.02520.031.25主电动机功率（KW）34341.537.5135.51035.5根据表选最大工件回转直径D为400mm，刀架上最大工件回转直径D1为250mm，主轴通孔直径d为80mm，最大工件长度L为1500mm。2.2极限切削速度Vmax Vmin 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类，工艺要求，刀具和工件材料等因素。允许的切速极限参考值如下：加工条件Vmax（m/min）Vmin（m/min）硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹（丝杆等）加工和铰孔382.2.1主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.10.2）D和（0.450.5）D。则主轴极限转速应为：nmax=1000Vmax/（0.10.2）d （r/min）nmin=1000Vmin/（0.450.5）d （r/min）各级转速数列可直接从标准数列表中查出。从表中找到nmax=1450，每隔6个数值取出一个数，得：600，450，300，224，150，112，75，56，37.5，28，19，14的12级转速。2.2.2主轴转速级数Z和公比已知级数为12级，公比为1.41。2.2.3主电机功率动力参数的确定已知电动机功率为3KW，转速为1450rpm和960rpm3.传动设计3.1确定传动组及各传动组中传动副的数目传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：Z=2a3b相比之下，还是传动副数分别为2，3，2的三个传动组方案为优。传动组传动顺序的安排可根据“前多后少”的原则，取12=232的方案为好。3.1.1结构网或结构式的选择12级结构网的方案：12=2134283.1.2转速图拟定：12级传动系统图 3.1.3确定齿轮齿数与齿轮之间比为：电动机轴与轴之间的连线代表皮带定比传动，其传动比为=125/600=4/25是降速传动，故连线向下倾斜两格。轴的转速为n1=1450125/600r/min=302.1r/min轴-之间有传动组，其传动比分别为1=52/52=1 2=21/83=1/4 3=35/69=1/2轴-之间有传动组，其传动比分别为1=73/37=2/1 2=22/88=1/43.1.4传动系统的转速图的拟定： 12级传动系统的转速图3.1.5确定各轴的计算转速： 由表8-2，主轴nj=nminZ/3-1=37.5r/min轴nj=112r/min轴nj=300r/min4.传动件的估算和验算4.1三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是磨檫传递，带与轮槽间会有打滑，宜可因而缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸大，机床中多用于电机输出轴的定比传动。4.1.1选择三角带的型号根据公式：Pca=KaP=1.2X3=3.6KW式中 P电动机额定功率，Ka工作情况系数。车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取Kw=1.2。 故选B型三角带。4.1.2确定三角带速度V=D1n1/(601000) m/s=3.14125145060000=9.485m/s对O,A,B,C型胶带，5m/sv25m/s.V=1015m/s时最为经济耐用。4.1.3初定中心距带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取：Ao=（0.62）（D1+D2）mm=1.1X(125+600)=797.5mm，取Ao=800mm。中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮轴的中心距一般为750850mm。4.1.4确定三角带的计算长度L0及内周长Ln。 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。Lo=2Ao+/2（D1+D2）+（D2-D1）2/4Ao mm=2800+1.57725+225625（4800）=2808.76mm 查由机械设计基础表13-2，圆整到标准的计算长度 L=2800mm4.1.5验算三角带的挠曲次数uu=1000mv/L=10.1640 次/s，符合要求。4.1.6确定实际中心距AA=Ao+（L-Lo）/2 mm= 800+（2800-2808.76）/2=795.62mm4.1.7验算小带轮包角11180-（D2-D1）/A57.3120180-475795.6257.3179.99120如果1过小，应加大中心距或加张紧装置。4.1.8确定三角带根数Z 根据机械设计基础式13-15得：z=pc(p0+p0)kakL令n1=1450r/min，d1=125mm，查表13-3，13-4得p0=0.46KW，p01=2.19KW。如n1=960r/min，d1=125mm，查表13-3得p02=1.64KW。因p01p02，故按p01=2.19KW计算。 由1=179.99查表13-5得Ka=1；查表13-2得KL=1.05。Z=3.6(2.19+0.46)11.05=1.3；所以取Z=3根。4.1.9计算预紧力 查机械设计基础表13-1，q=0.17kg/mF0=500pcavz(2.5ka-1)+qv2=5003.6(29.485)(2.51-1)+0.179.4852=157.6N作用在轴上的压力：FQ=2zFosin(a1/2)=630.4N4.2传动轴的估算和验算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生震动和躁声，发热，过早磨损而失效。因此，必须包证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。4.2.1传动轴直径的估算dKA4(P)Njmm其中：P-电动机额定功率；K-键槽系数；A-系数；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；Nj-该传动轴的计算转速。 计算转速Nj是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 查金属切削机床表15-1取K=1.05，A=110。为保证主轴的刚度，可将其外径提高4%。 所以dj=(1101.05)4 3.60.9637.5=63.64mm，取70mm； d1=(1101.05)4 (3.60.960.990.98300)=37.54mm，取40mm； d2=(1101.05)4 (3.60.960.990.980.990.98112)=47.7mm，取50mm；此轴经为平均轴经，设计时可相应调整。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1齿轮齿数的确定： 当各变速箱的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6(机械制造装备手册)中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系，三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 查金属切削机床表8-1，齿数和SZ取104，得第一组齿轮：u1=1=52:52；u2=1:4=21:83；u3=1:2=35:69；查金属切削机床表8-1，齿数和SZ取110，得第二组齿轮：u1=2:1=73:37；u2=1:4=22:88； 4.3.2齿轮模数的计算： 1）第一组齿轮弯曲疲劳的计算： N1=Nd=3.60.960.990.98=3.353KWM323 N/zn1 =323 3.353（83300）= 1.6mm齿面点蚀的估算：A3703 N/nj =3703 3.353300 =82.7mm其中n1为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数z1，z2求出模数：mj=2A/z1+z2 =283104=1.6mm根据估算所得M和mj中较大的值，选取相近的标准模数。 2）第二组齿轮弯曲疲劳的计算： N1=Nd=3.60.960.990.980.990.98=3.253KWM323 N/zn1 =323 3.253（88112）= 2.2mm齿面点蚀的估算：A3703 N/nj =3703 3.253112 =113.6mm其中n1为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数z1，z2求出模数：mj=2A/z1+z2 =2114110=2.1mm根据估算所得M和mj中较大的值，选取相近的标准模数。所以取模数m=3。4.3.3确定各齿轮的尺寸：查机械设计基础表4-2，标准齿轮：=20，h*a=1，c*=0.25。查机械设计基础表4-3，得齿数Z模数m齿顶圆da分度圆d齿根圆df523158156153.5523158156153.5213656360.5833251249246.5353107105102.5693209207204.5733221219216.5373113111108.5224908885.5884354352349.54.3.4 齿宽的确定： 由公式B=mm(m=6:10，m为模数)得：B=mm=(6:10)3=18：30 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，应主动轮比小齿轮齿宽小12mm。带来的缺点是轴向尺寸将有所增加。4.4带轮结构设计 查机械设计基础，当d300mm时，采用腹板式。D是轴承外径，查机械设计手册确定选用深沟球轴承6208，d=40mm，D=80mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸40mm。查机械设计基础表13-8确定参数得： bd=14，hamin=3.5，e=19，fmin=11.5，hfmin=10.8，min=7.5，=34带轮宽度：B=(z-1)e+2f=(3-1)19+211.5=61mm4.5片式摩檫离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因此它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩Mj和额定动扭矩Md满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故采用双向片式摩擦离合器。5动力设计5.1主轴刚度验算1) 跨距后支承是圆锥滚子轴承。(设加工200mm的工件直径)。L=974+e=(974+49tg13)=985.3mm0.985m2) 当量外径de=(704115+764191+864225+964126+1164143+125472+1304102)9741/4 =102mm=0.102m3) 主轴刚度由于di/de=42102=0.4120.5，故Ks=31040.10240.1672(0.985+0.167) 417N/m4) 由于机床属于高效通用机床，主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定。取阻尼比=0.025；当v=50m/min；s=0.1mm/r时；K=2.46N/(m/mm)，=68.8。机床要求切削稳定性良好，取blim=0.02Dmax=0.02200=4mm KB=2.46420.025(1+0.025) cos68.8=69 N/m根据稳定性指标的规定，工作长度L=0.3Dmax=120mm。加上卡盘，共长200mm。 KA=690.636721672+0.4(1+367988)2(1+167988)2=238 N/mKs=1.66 KA=395N/m可以看出，该机床主轴是合格的。5.2齿轮校验 在验算变速箱中的齿轮时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是： 齿轮的齿数为37，模数为3，齿轮的应力：1) 接触应力：Qf=(2088104zm) (u+1)kkkksN(uBnj) u大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；k齿向载荷分布系数；k动载荷系数；k工况系数；ks寿命系数；查机械装备设计表10-4及图10-8及表10-2分布得kHB=1.15，kFB=1.2，kv=1.05，kA=1.25，假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为N=60njLh=60300148000=1.728109次。查机械装备设计得KFN=0.9，KHN=0.9，所以：Qf=(2088104)(373) (7337+1)1.151.051.251.20.93.60.960.982(733721600)=4.785103MPa2)弯曲应力：Qw=191105 kkkksNzm2BYnj查金属切削手册有Y=0.378，代入公式求得：Qw=158.5MPa查机械设计图10-21e，齿轮的材料选40Cr，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC，故有f=1650MPa，从图10-21e读出w=920MPa。因为：ff w，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3轴承的校验 主轴选用的是深沟球轴承6014，其基本额定负荷为38.5KN。 由于该轴的转速是定值n=600r/min，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对I轴末端的滚子轴承进行校验。齿轮的直径：d=883=264mm主轴传递的转矩：T=9550Pn=95503.60.96600=55Nm齿轮受力：Fr=2Td=255(264103)=416.7N根据受力分析和受力图可以得到轴承的径向力为:Rv1=Frl1(l1+l2)=355.7N；Rv2=416.7-355.7=61N；因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表10-5查的fp为1.2到1.8，取fp=1.3，则有：P1=fpX1R1=1.3355.7=462.41N； P2=fpX2R2=1.361=79.3N轴承的寿命因为P1P2，所以按轴承1的受力大小计算：Lh=10660n(CP1)=106(60600)(38500462.41)3=16055820.47h故该轴承能满足要求。6. 结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用性的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1） 布置传动件及选择结构方案。2） 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3） 确定传动轴的支撑跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭距太大，是制动尺寸增大。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。6.3 I轴（输入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。 车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。 在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4mm的间隙，间隙应能调整。 离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环行沟槽里，并转过一个花键齿，在轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起到定位作用。 2）摩擦片的压紧由加工环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。 3）结构设计时应使加工环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。 I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。 空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.4齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起震动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1）是固定齿轮还是滑移齿轮； 2）移动滑移齿轮的方法； 3）齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。 工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。 为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用7-6-6，圆周速度很低的，才选8-7-7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6-5-5。当精度从7-6-6提高到6-5-5时，制造费用将显著提高。 不同精度等级齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。 8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。 7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。 6级精度齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。 机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。6.5其他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。 选择齿轮块的结构要考虑毛培形式（棒料、自由锻和模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。 齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。 要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴上位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。6.6传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工件条件恶化，使振动、噪音、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。 花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。 轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径D刀为6585mm。 机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。 同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定经镗刀和可调整刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生成率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗刀方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（从大方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。 既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。 两孔间的最小壁厚，不得小于510mm，以免加工时孔变形。 花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。 一般传动轴上轴承选用G级精度。 传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。 回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1） 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2） 轴承的间隙是否需要调整。3） 整个轴的轴向位置是否需要调整。4） 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5） 加工和装配的工艺性等。6.7主轴组件设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工作（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗震性，减少温升和热变形等几个方面考虑。6.7.1各部分尺寸的选择 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操作机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加工可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的支撑跨距L，一般推鉴取：L/a=35，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，L/a应选大值，轴刚度差时，则取小值。 跨距L的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。6.7.2主轴轴承1） 轴承类型选择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，但允许的极限转数低一些。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：60o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。承受轴向力的能力最高，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0.030.07mm），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负责程度，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，主要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、噪声和抗震性也有改善。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