CA6140车床主传动系统设计

第 1 页 共 63 页毕 业 设 计 (论 文)专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 学生姓名 学 号 课 题 CA6140 车床主传动系统设计 指导教师 2012 年 1 月 5 日第 2 页 共 63 页摘要CA6140车床是主要的车削加工机床，广泛应用于是机械加工行业中。本论文针对 CA6140车床的主传动系统进行了设计，设计的内容包括以下三个方面：1、根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。2、根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。3、完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化” ，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。【关键词】CA6140 车床、主传动系统、变速系统、主轴组件。第 3 页 共 63 页目录目录 .41、绪论 .102设计计算 .112.1 普通车床的规格 .112.1.1 车床的规格系列和用处 .112.1.2 操作性能要求 .113.主动参数参数的拟定 .113.1 确定传动公比 .113.2 主电动机的选择 .124.变速结构的设计 .134.1 主变速方案拟定 .134.2 变速结构式、结构网的选择 .134.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目 .134.2.2 变速式的拟定 .144.2.3 结构式的拟定 .144.2.4 结构网的拟定 .154.2.5 结构式的拟定 .154.2.6 结构式的拟定 .154.2.7 确定各变速组变速副齿数 .174.2.8 绘制变速系统图 .185.结构设计 .195.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .195.2 展开图及其布置 .195.3 I 轴（输入轴）的设计 .205.4 齿轮块设计 .205.5 传动轴的设计 .215.6 主轴组件设计 .225.6.1 各部分尺寸的选择 .225.6.2 主轴材料和热处理 .235.6.3 主轴轴承 .235.6.4 主轴与齿轮的连接 .245.6.5 润滑与密封 .255.6.6 其他问题 .256.传动件的设计 .256.1 带轮的设计 .25第 4 页 共 63 页6.2 传动轴的直径估算 .286.2.1 确定各轴转速 .286.2.2 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 .296.2.3 键的选择 .306.3 传动轴的校核 .306.3.1 传动轴的校核 .316.3.2 键的校核 .316.4 各变速组齿轮模数的确定和校核 .326.4.1 齿轮模数的确定： .326.4.2 齿宽的确定 .366.4.3 齿轮结构的设计， .376.5 带轮结构设计 .386.6 片式摩擦离合器的选择和计算 .396.7 齿轮校验 .41齿轮强度校核 .416.7.1 校核 a 变速组齿轮 .426.7.2 校核 b 变速组齿轮 .436.7.3 校核 c 变速组齿轮 .446.8 轴承的选用与校核 .466.8.1 各轴轴承的选用 .466.8.2 各轴轴承的校核 .467.主轴组件设计 .477.1 主轴的基本尺寸确定 .487.1.1 外径尺寸 D.487.1.2 主轴孔径 d.487.1.3 主轴悬伸量 a .497.1.4 支撑跨距 L .507.1.5 主轴最佳跨距 的确定 .5107.2 主轴刚度验算 .537.2.1 主轴前支撑转角的验算； .537.2.2 主轴前端位移的验算； .558.总结 .58参考文献 .60致 谢 .61第 5 页 共 63 页1、绪论机床技术参数分为主参数和基本参数，它们是运动传动和结构设计的依据。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。机床技术参数影响到机床的基本功能要求。CA6140车床是我国设计制造的典型的卧式车床，在我国机械制造类工厂中应用极其广泛。CA6140车床工艺范围广，适用于加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面。也适用于车削端面及各种常用螺纹，还可以进行钻孔、扩孔、滚花、攻螺纹和套螺纹等加工。CA6140型卧式车床的万能性较大，但结构复杂而且自动化程度低，在加工形状比较复杂的工件时，换刀较麻烦，加工过程中辅助时间较长，生产率低，适用于单件、小批生产及修理车间。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。本论文从资料查阅总体设计模块设计撰写论文历时三个月，具体流程如下：资料查阅、熟悉课题绘制装配草图各零部件的尺寸确定校核各零件的强度绘制装配图和部分零件图撰写论文、外文翻译。第 6 页 共 63 页2设计计算2.1 CA6140 车床的规格2.1.1 车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是 CA6140型车床主传动系统的设计。主要用于加工回转体。CA6140 型车床的主要参数是床身上最大工件回转直径，第二参数是最大工件长度，主参数数值相同的卧式车床，往往有几种不同的第二参数，以便满足加工不同长度工件，CA6140 型车床的主参数是 400mm，第二参数有：750、1000、1500、2000mm 四种。表 1.1 CA6140车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)maxD最高转速( )maxnir最低转速( )minir电机功率P（kW）电机转速N(r/min) 公比 转速级数Z400 2000 33.5 7.5 1440 1.26 182.1.2 操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴的正反转及停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成第 7 页 共 63 页3.主动参数参数的拟定3.1 确定传动公比 根据【1】 表 3-5 标准公比 。这里我们取标准公比系列7P=1.26.因为 =1.26=1.064，根据【1】 表 3-6标准数列。首先找到7P最小极限转速 33.5，再每跳过 3个数（1.261.06 ）取一个转速，6即可得到公比为 1.26的数列：40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250，1600，2000.3.2 主电动机的选择合理的确定电机功率 P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度 =3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆aR尺寸：16mm 25mm。刀具几何参数：=15 ， =6 ， =75 ， =15 ， =0 ， =-0o0ororoo0110 ， b =0.3mm，r =1mm。1re现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量 和进给量 f，根据【2】 表 8-50， 取pa4Ppa4mm，f 取 0.6 。rm 确定切削速度，参【2】 表 8-57，取 V =1.7 。48Pcsm 机床功率的计算，主切削力的计算 根据 【2】 - 表 8-59和表 8-60，主切削力4950的计算公式及有关参数：F =9.81 ZFcn60CFcZaFcfcZvFcK=9.81 270 4 0.92 0.9515.75.0615.0=3242（N）切削功率的计算 = =3242 1.7 =5.5（kW）cPFcv310310依照一般情况，取机床变速效率 =0.8.= =6.86(kW)Z8.5第 8 页 共 63 页根据【3】 表 12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据,Y 系167P列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过1000m，额定电压 380V，频率 50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。根据以上要求，我们选取 Y132M-4型三相异步电动机，额定功率 7.5kW,满载转速 1440 ，额定转矩 2.2，质量 81kg。minr至此，可得到上表 1.1中的车床参数。第 9 页 共 63 页4.变速结构的设计4.1 主变速方案拟定拟订传动方案的基本原则，就是以最经济的办法满足对机床既定的要求。可以满足同样要求的方案可能有很多，在进行传动方案的可能分析时，应根据经济合理的原则，选出最好的方案，转速图有助于各种方案的比较，并为进一步确定传动系统图提供方便。拟订主运动转速图可以按照以下步骤进行：拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。4.2 变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。4.2.1 变速式的拟订级数为 Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 、 个变速副。即 321Z变速副中由于结构的限制以 2或 3为合适，即变速级数 Z应为2和 3的因子： ，可以有三种方案： ba8,321,8上面三个方案，从电动机到主轴一般是降速传动组，故应把传动副较大的传动组放在前面接近电动机处，使其转速高，从而扭矩第 10 页 共 63 页比较小，尺寸也可以少一些，因此取 18=332方案比较好。4.2.2 结构式的拟定对于 18=332传动式，具体的内容如下：传动齿轮数目：2(3+3+2)+22+1=21 个轴向尺寸：19b传动轴数目：6 根操纵机构：两个三联滑移齿轮，一个双联滑移齿轮选择传动组结构式的时候，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴上装有摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以 2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。主轴对于加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少一些比较好，最后一个传动组的传动副选择 2，或者用一个定比传动副。对于 18级的传动可以有多种结构式和对应的结构网。可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是： 93128从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取 18=332方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 41minu；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取 。因此在主2maxu 5.2maxu变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速)108(25.)(inaxa R轴的变速范围最小。按此方案，可计算极限传动比及指数 x,x-值为：极限传动比指数：1.26，x=641:minxu第 11 页 共 63 页,x-=32maxu：(x+x-)值： ，x+x -=98inx4.2.4 结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：4.2.5 结构式的拟定正常连续的顺序扩大传动（串联式）的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2即：Z=18= 313329主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： inR210检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 122PXR其中 ， ，6.2 ，符合要求。)08(349.12接下来绘制转速图第 12 页 共 63 页、选择 Y132M-4型 Y系列笼式三相异步电动机。、分配总降速变速比总降速变速比 023.14/5.3/mind又电动机转速 这个选择是根据电机的转速与主轴140rd最高转速 nmax和轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。(3)根据本次设计机床的需要，所选用的双速电机、确定各级转速由 、 、z=18 确定各级转速：min/5.3rnmi26.1车床轴转速一般取 700-1000r/min，另外，也注意到电机与轴间的传动方式，当用带传动时，降速比不宜太大，否则轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。因此，本设计选择轴承的转速为：n =960r/min。、绘制转速图在六根轴中，除去电动机轴，其余五轴按变速顺序依次设为、（主轴） 。与、与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、b、c、d。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速变速组 d的变速范围为 ，结合结构式，10,826.1max9R轴的转速只有一种可能：1000、800、630、500、400、315、250、200、160r/min。 确定轴的转速变速组 c的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取， ，4.0/1ib5.026.1/3ib1/3ib轴的转速确定为：630、500、400r/min。确定轴的转速第 13 页 共 63 页对于轴，其级比指数为 1,可取， 2/1/1ia26.1/ia确定轴转速为 800r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速8.10/4i相近） 。第 14 页 共 63 页4.2.6 确定各变速组变速副齿数用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。根据要求的传动比 u和初步第 15 页 共 63 页定出的传动齿轮副齿数和 Sz，查表即可求出小齿轮齿数。在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书机床简明设计手册 。不过在表中选取的时候应注意以下几个问题： 不产生根切。一般去 Zmin1820。 保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2mm，一般取 5mm 则 zmin6.5+ ，具体的尺寸可参考图。mT2 同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过 34 个齿。 防止各种碰撞和干涉:三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于 4。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。 在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。 确定轴间距：轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数 m而确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件）：轴与轴之间的距离：取 m=2.5mm，由转速图而确定 85.021z12.57.6015dmzz齿轮 1与 2之间的中心距：第 16 页 共 63 页127.5038.dam轴与轴之间的距离：取 m=2.5mm，由转速图而确定的传动比见图， 380.429.5730.6ii342.589.120dmzz齿轮 3与 4之间的中心距：342107.5dam轴与轴之间的距离：取 m=3.5mm，由转速图而确定的传动比541.6320.9.84ii第 17 页 共 63 页9103.548.9dmzz齿轮 9与 10之间的中心距：91032854dam轴轴之间的中心距离：取 m=3.5mm，由转速图而确定的传动比20.67851.93i1516.2073.582dmzz15647032.dam主轴到脉冲轴的中心距：取 m=3.5mm，传动比 1i第 18 页 共 63 页19203.5.15dmzz920.15.dam轴到反转轴轴的中心距：取 m=2.5mm，传动比 .47i2122.50.3485dzmz21605dam由齿顶高 *10.25,afahc而 取 可 知 ：齿顶高和齿跟高只与所取的模数 m有关。可知取 m=2.5mm时，*12.5.0253.1afhcm取 m=3.5mm时：第 19 页 共 63 页*13.5.02354.7afhmmcm4.2.7 绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：第 20 页 共 63 页5.结构设计5.1 结构设计的内容、技术要求和方案CA6140主传动系统的结构包括传动件（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结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。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，遵循标准化和通用化的原则。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） 确定传动轴的支承跨距、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。5.2 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，否则齿轮无法加工。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，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，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第 21 页 共 63 页也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。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。5.3 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轮的拉力（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下进行，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 0.20.4 的m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形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，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，起了定位作用。2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，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） 结构设计时应使加力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。第 22 页 共 63 页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。5.4 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振动和噪音，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；主传动系统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 766，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 766提高到 655时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，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级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6级。机床主传动系统中齿轮齿部一般都需要淬火。第 23 页 共 63 页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坯形式（棒料、自由锻或模锻）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。滑移齿轮在轴向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。5.5 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，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、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 为刀D6585 。m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。第 24 页 共 63 页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，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。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。下面分析几种镗孔方式：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（丛大孔方面进刀）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 510 ，以免加工时孔变形。m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 级精度。G传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴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。5.6 主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（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、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。5.6.1 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） 内孔直径第 25 页 共 63 页车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵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，加大可加工棒料直径，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，目前采用莫氏六号锥孔。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 。选择适当的支a撑跨距 ，一般推荐取： =23.5，跨距 小时，轴承变形对轴LaLL端变形的影响大。所以，轴承刚度小时， 应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距 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。5.6.2 主轴材料和热处理在主轴结构形状和尺寸一定的条件下，材料的弹性模量 E越大，主轴的刚度也越高，由于钢材的 E值较大，故一般采用钢质主轴，一般机床的主轴选用价格便宜、性能良好的 45号钢。提高主轴有关表面硬度，增加耐磨性，在长期使用中不至于丧失精度，这是对主轴热处理的根本要求。机床主轴都在一定部位上承受着不同程度的摩擦，主轴与滚动轴承配合使用时，轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度，通常硬度为 HRC40-50即可满足要求。一般机床的主轴，淬火时要求无裂纹，硬度均匀；淬硬层深度不小于 1mm，最好 1.5-2mm,使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层，主轴热处理后变形要小。螺纹表面一般不淬