机床变速箱的设计介绍PPT课件

1、第一节 机床的运动学原理 通过刀具与工件之间的相对运动，由刀具切除工件表面多余的金属材料，形成工件加工表面的几何形状、尺寸，并达到其精度要求。 第1页/共105页一、工件表面的形成原理1. 几何表面的形成2. 发生线的形成 及机床运动3. 加工表面的形成第2页/共105页3. 3. 加工表面的形成（1）轨迹法（2）成形法 （仿形法）（3）相切法（4）展成法 （范成法）第3页/共105页二、机床的成形运动第4页/共105页三、机床运动分类1. 按运动性质分类 （1）直线运动 （2）回转运动 2. 按运动的功能分类（1）成形运动：主运动、形状创成运动（2）非成形运动：切入运动、分度运动、 辅助运动

2、、控制运动3. 按运动之间的关系分类（1）独立运动（2）复合运动第5页/共105页四、机床的工作原理四、机床的工作原理1. 车床的工作原理2. 滚齿机的工作原理第6页/共105页机床传动系统图机床传动系统图第7页/共105页机床运动学原理图机床运动学原理图第8页/共105页一、主参数及尺寸参数二、运动参数 （一）主运动参数 （二）进给量的确定 （三）变速形式与 驱动方式选择三、动力参数（一）主运动参数主运动参数 1. 最低和最高转速的确定 2. 主轴转速的合理排列 3. 标准公比及标准转速数列 4. 公比的选用 5. 变速范围Rn、公比 与级数Z 三者之间的关系第二节第二节 机床主要参数的计算

3、机床主要参数的计算第9页/共105页一、主参数及尺寸参数一、主参数及尺寸参数 主参数指代表机床规格大小及反映机床最大工作能力的一种参数，一些机床还规定有第二主参数。尺寸参数指机床的主要结构尺寸参数，常包括与被加工零件有关的尺寸和标准化工具或夹具的安装面尺寸。第二节第二节 机床主要参数的计算机床主要参数的计算第10页/共105页（一）主运动参数（一）主运动参数l主运动为回转运动时： 主轴转速用 =1000v/=1000v/ d r/mind r/min 表示。l 主运动为直线运动时： 主运动参数用刀具或工件的每分钟 往复次数次min 表示。二、运动参数二、运动参数第11页/共105页 dmin

4、、 dmax为最大最小经济加工直径 dmax=K1D dmin=K2dmax 卧式车床K1=0.5 摇臂转床K1=1.0 K2=0.2-0.25 maxminmin1000dvnminmaxmax1000dVn1. 1. n nminmin和和n nmaxmax的确定的确定第12页/共105页例题: :确定卧式车床主轴的转速范围。 硬质合金车刀半精车小直径钢材外圆时达最高转速， 取Vmax=200m/min； 机床能加工的最大直径为400mm。 则：dmax=K1D=0.5 400=200mmdmin=K2dmax=0.25200=50mmmin/1273502001000minmax1000

5、maxrdVn第13页/共105页min/ 9 .23200151000minrn 高速钢车刀粗车铸铁件表面时可能达最低转速， 取V Vminmin= =m/minm/min； 机床能加工的最大直径为400mm400mm。则d dmaxmax=K=K1 1D=0.5 D=0.5 400=200mm 400=200mm d dminmin=K=K1 1d dmamax=0.25x=0.25200=50mm200=50mm第14页/共105页 高速钢刀具精车合金钢材料的梯形螺纹时达最低转速 取Vmin=1.5m/min； 机床能加工丝杠最大直径在4050mm左右。min/ 55. 9505 . 1

6、10001000maxminminrdvn综上所述综上所述, ,再考虑留有技术储备再考虑留有技术储备, ,最后确定：最后确定： n nmaxmax=1600 r/min=1600 r/min n nminmin= 10 r/min= 10 r/min第15页/共105页目前，多数机床主轴转速是按等比级数排列，其公比为。若某一工序要求的最佳速度为n满足 njnnj+1实际加工时用nj，则其转速损失为nnj相对转速损失率为:max111111limjjjjjjnnjnnnnAnn maxjnnAAn2. 2. 主轴转速的合理排列主轴转速的合理排列第16页/共105页标准公比值有1.06、1.12、

7、1.26、1.41、1.58、1.78、2。标准转速系列可由标准数列查取。3. 3. 标准公比值和标准转速系列标准公比值和标准转速系列第17页/共105页 A 结构中型机床 不能太大 不能很复杂取1.26, 1.41大型机床 不能大(要小) 可以复杂点 取1.12,1.26小型机床 可以大一些 结构简单 取1.58,1.78半自动车床 要小 工艺范围小结构不复杂 取1.12,1.26专门化机床 要小 工艺范围小结构不复杂 取1.06,1.12,1.26. . 公比的选用公比的选用第18页/共105页Z取整 齿轮数 18181 18 对 1892 11 对 1863 9 对 轴向尺寸太大 183

8、32 8 对 宜采用双联三联滑移齿轮变速 Z 取 6 8 9 12 16 18 24 5. 5. 变速范围变速范围R Rn n、公比、公比和级数和级数Z Z的关系的关系z-1111maxminznnnRnn1lglglg) 1(lgnnRZZR第19页/共105页 采用有级变速方式驱动时： 进给量一般为等比级数。 各种螺纹加工机床： 进给量一般为等差级数。 （二）（二） 进给量的确定进给量的确定第20页/共105页 有级变速无级变速1. 机械传动形式2. 机电结合传动形式3. 零传动形式（三）（三） 变速形式与驱动方式变速形式与驱动方式第21页/共105页三、动力参数动力参数包括机床驱动的各种

9、电动机的功率或扭矩主电机功率的确定：P P主P P切+P+P空+P+P辅P P主 主电机功率P P切 切削功率P P空 空载功率P P辅 随载荷增加的机械 摩擦损耗功率60000VFPZ切床切主PP床=0.70.85第22页/共105页第三节 机床主传动系统的设计一、主传动系分类二、主传动系的传动方式三、分级变速主传动系的设计第23页/共105页一、主传动系分类一、主传动系分类 . . 按驱动主传动的电动机类型按驱动主传动的电动机类型 直流电机直流电机 交流电机：交流电机： 单速交流电机单速交流电机 调速交流电机：多速交流电机调速交流电机：多速交流电机 无级调速交流电机无级调速交流电机 . .

10、 按传动装置类型按传动装置类型 机械传动装置机械传动装置 液压传动装置液压传动装置 电气传动装置电气传动装置 组合式组合式 第24页/共105页 有级变速：滑移齿轮变速有级变速：滑移齿轮变速 交换齿轮变速交换齿轮变速离合器变速：摩擦式、牙嵌式、齿轮式离合器变速：摩擦式、牙嵌式、齿轮式 无级变速：机械摩擦无级变速无级变速：机械摩擦无级变速 液压无级变速液压无级变速 电气无级变速电气无级变速 . . 按变速的连续性第25页/共105页 二、主传动系的传动方式 1、集中传动方式 2、分离传动方式 第26页/共105页第27页/共105页三 、分级变速主传动系统设计 （一）拟定转速图和结构式 （二）各

11、变速组的变速范围Rj及极限传动比 （三）主变速传动系设计的一般规则 （四）主变速传动系的几种特殊设计 （五）扩大传动系变速范围的方法 （六）齿轮齿数的确定 （七）计算转速 （八）变速箱内传动件的空间布置与计算机械制造装备设计机械制造装备设计第28页/共105页（一）拟定转速图和结构式1. 1. 转速图转速图 转速图是设计和分析变速主传动系统的工具。在转速图中可以表示出：（1）传动轴的数目；（2）轴之间的传动关系；（3）主轴转速的传动路线；（4）所有转速值；（5）各传动副的传动比。并且根据转速图可以计算齿轮齿数及带轮直径，为以后的结构设计提供依据。第29页/共105页级比指数的概念变速组的级比是

12、指主动轴上同一点传往被动轴相邻两传动线的比值，用 xi表示，其中xi称为级比指数级比指数，在图中由相邻两传动线的间隔格数表示。事实上，在有级变速系统设计中，为了使主轴得到的转速为连续连续的等比列必须有一个变速组的级比指数为级比指数为1 1，此变速组称为基本组基本组。除基本组之外的各个变速组均称为扩大组扩大组。 第30页/共105页2. 结构式结构式是转速图的通式。等式左边为该传动系统具有的转速级数；等式右边的乘式中各乘数表示按传动顺序排列的各变速组的传动副数传动副数，各乘数下标表示各变速组的级比指数级比指数。如前例的结构式为: 12=312326，12表示该车床主传动系有12级转速； 322表

13、示a、b、c变速组传动副数依次为3、2、2；下标1、3、6表示a、b、c变速组级比指数依次为1、3、6。第31页/共105页变速组的概念分析前例：变速组a级比指数为1，称为基本组基本组，用x x0 0=1=1表示；变速组b级比指数为3， 其作用为把基本组的转速第一次扩大，称为第一扩大组第一扩大组，用x x1 1=3=3表示，p0=x1；变速组C级比指数为6，其作用为把第一扩 大组的转速再一次扩大，称为第二扩大组第二扩大组，用x x2 2=6=6表示，X2=p0p16=32。第32页/共105页 综上所述，结构式若按传动顺序排列可用下列通式表示：Z ZP Pa a (x (xa a) )P Pb

14、 b( x( xb b) )P Pc c( x( xc c) ) P Pj j( x( xj j) ) P Pn n( x( xn n) ) 其中Pj表示第j个变速组有Pj个传动副；Xj表示第j个变速组的级比指数为xj。而从扩大顺序可以得出：xn= P0P一扩 P二扩 Pn-1 其中n表示第n个扩大组。第33页/共105页 注意注意: : 一个结构式可以对映一些一个结构式可以对映一些不同的不同的转速图，而转速图，而一个一个 转速图只能对映转速图只能对映一个一个结构式。结构式。 分析不同的结构式时也可用对应的结构分析不同的结构式时也可用对应的结构网网 来画图分析。来画图分析。 机械制造装备设计机

15、械制造装备设计第34页/共105页（二）各变速组的变速范围R Rj j及极限传动比1. 机床变速范围 Rn=nmax/nmin= z-1 Rn=RaRbRc Rj Ri 其中Rj为第j个变速组的变速范围。即机床的变速范围Rn等于各变速组的变速范围的乘积。第35页/共105页Rj为该变速组中最大最小的传动比的比值:R Rj j(u(umaxmax) )j j/(u/(uminmin) )j j= = x xj j（P Pj j-1-1）= = P P0 0P P1 1 P Pj- j-1 1（P Pj j-1-1） 其中xj为第j个变速组的级比指数， Pj为第j 个变速组的传动副数， 即第j个变

16、速组的变速范围Rj等于该变速组 的级比指数与该变速组的传动副数减一后 的乘积乘积。2. 2. 变速组的变速范围变速组的变速范围第36页/共105页变速组中最大的传动比的比值：u umaxmax2 如果是斜齿轮：u umaxmax2.5变速组中最小的传动比的比值：u uminmin1/41/4直齿齿轮传动：Rmaxmax=2/0.25=8斜齿齿轮传动：Rmaxmax=2.5/0.25=103. 3. 极限传动比极限传动比第37页/共105页分析基本组分析前例：变速组a是基本组：ua1=24/48=1/2= 1/ 2 ua2=30/42=1/1.41= 1/ ua3=36/36=1= 1/ 故:

17、R0=ua3/ua1= 2 R0= X0(P0-1)= 1(3-1)= 2 第38页/共105页变速组b是第一扩大组： ub1=22/62=1/2.82= 1/ 3 ub2=42/42=1=1/ 故: R1=ub2/ub1= 3 R1= X1(P1-1)= 3(2-1)= 3 分析第一扩大组第39页/共105页变速组c是第二扩大组： uc1=18/72=1/4= 1/ 4， uc2=60/30=2/1= 2/1，故: R2=uc2/uc1= 6， R2= X2(P2-1)= 6(2-1)= 6可归纳出: R Rj j = = x xj j（P Pj j-1-1） = = P P0 0P P1

18、1 P Pj- j-1 1（P Pj j-1-1）分析第二扩大组第40页/共105页（三）主变速传动系设计的一般规则 1. 确定变速组及其传动副数 的原则 前多后少前多后少: P: P取取2 2或或3 3原因：结构上常采用双联或三联滑移齿轮 转速高扭矩小重量轻 12=312=32 22 2=232 =22318=318=33 32 2=233=323第41页/共105页尽量保持传动顺序与扩大顺序相一致 前密后疏前密后疏原因：使各传动件结构紧凑，便于制造 2. 确定基本组和扩大组排列顺序的原则12=312=31 12 23 32 26 6第42页/共105页分析前例 12=312=31 12 2

19、3 32 26 6 12=312623 12=322126 12=342122 12=322621 12=342221又例 18=318=31 13 33 32 29 9 18=313623 18=333129 18=363123 18=323621 18=363221第43页/共105页传动顺序与扩大顺序的比较第44页/共105页降速时，Umin1/4 升速时，Umax2（斜齿轮Umax 2.5）各变速组变速范围Rimax 8（斜齿轮Rimax10）原因: 降速时，应避免被动轮尺寸过大从而导致 变速箱径向尺寸过大; 升速时,应避免扩大传动误差,应降低振动 和噪音。3. 3. 确定变速组中极限

20、传动比和变速范围的原则确定变速组中极限传动比和变速范围的原则第45页/共105页总体是降速比应： 前缓后急前缓后急各中间传递轴的最低转速应适当高些 UaminUbmin Ucmin 原因：传动件结构紧凑4. 4. 分配传动比的原则分配传动比的原则第46页/共105页 综上所述，以上四项原则为进行主传动系统设计时应遵循的一般原则，在一些特殊情况下允许偏离其中的某些原则。 前多后少 前紧后松 最大传动比2 最小传动比4 前缓后急四项原则第47页/共105页解题步骤1、Vmax 、 Vmin 、Rn 的确定2、确定3、计算Z4、选择传动方案5、确定扩大顺序6、验算变速范围是否合理7、确定各变速组Uj

21、min第48页/共105页（四）主变速传动系的几种特殊设计 1. 具有多速电动机的主变速传动系双速电机 750/1500 r/min 或1500/3000 r/min三速电机 750/1500/3000 r/min 第49页/共105页 双速电机： 相当于一个双联滑移齿轮。 三速电机： 相当于一个三联滑移齿轮。 通常采用多速异步电动机和其他变速方式串联来构成某些主传动系统。 该多速异步电动机也称为电变速组电变速组，它位于传动顺序的第一组，可以简化机床结构。 电变速组的级比指数根据公比来确定。 根据x电的值确定电机在扩大顺序中的位置。 确定其它滑移齿轮变速组的位置。第50页/共105页 对于成批

22、生产用的机床，为简化结构，这时常采用交换齿轮替代交换齿轮替代滑移齿轮，串联来构成主传动系统。 这里的交换齿轮用于每批工件加工前加工前的变速，其他变速方式用于同批工件加工时的变速。2. 2. 具有交换齿轮的主变速传动系第51页/共105页 为了减少交换齿轮的数量，相啮合的两齿轮常交换位置交换位置，互为主、被动齿轮。 这时在转速图上体现为变速组对称分布，存在 降降升升 交换齿轮变速可以用少量齿轮得到多级转速，且不需要操纵机构，可使变速箱结构大大简化。 第52页/共105页. . 采用公用齿轮的主变速传动系在变速传动系统中，若一齿轮即是前一变速组的被动轮，同时又是后一变速组的主动轮，则称这一齿轮为公

23、用齿轮公用齿轮。采用公用齿轮公用齿轮可以简化结构，使空间紧凑。按相邻变速组内公用齿轮的数目常分为单公用齿轮和双公用齿轮。采用公用齿轮时，两个变速组的模数必须相同模数必须相同，且应尽量选择变速组内较大的齿轮较大的齿轮作为公用齿轮。第53页/共105页采用公用齿轮的主变速传动系动系第54页/共105页4. 4. 采用双公比的主传动系 在通用机床的使用中，每级转速使用的频率不太相同，一般中段转速使用较多，而高速和低速段使用比较少。因此可在中段转速使用较小公比较小公比，而在高速和低速段使用较大公比较大公比，这就是采用双公比双公比的主传动设计。 这里仅讨论对称型混合公比对称型混合公比。双公比的变速传动系

24、是在常规变速传动系基础上，通过改变基本组的级比指数改变基本组的级比指数演变来的。第55页/共105页4. 4. 采用分支传动分支传动是指在串联型式变速传动系的基础上，分支传动是指在串联型式变速传动系的基础上，增加并联分支以扩大变速范围。常用增加并联分支以扩大变速范围。常用“”表示串联表示串联、“”表示并联表示并联 、“”表示转速重复。表示转速重复。CA6140CA6140：24=224=21 13 32 2(2(26 62 26 6+1)+1) 第56页/共105页（五）扩大传动系变速范围的方法 结构式：结构式：18=318=31 13 33 32 29 9故当公比取1.26时：R2=1.26

25、9=8 符合要求 R1=1.2632=1.266故当公比取1.41时：R2=1.419=1.4181.41=161.41=22.56 R1=1.4132=1.416=8 符合要求第57页/共105页结构式：结构式：18=318=31 13 33 32 29 9 18=3 18=31 12 23 32 26 62 2（12-612-6） 18=318=31 12 23 32 26 62 26 6 R1=1.4161=1.416=8 符合要求2 26 6中的中的6=126=126 6，6 6是重复级数是重复级数1. 1. 增加变速组增加变速组第58页/共105页2. 采用背轮机构第59页/共105

26、页采用背轮结构当运动由高速直联传动时： 当运动由低速降比传动时：1/16由此可见：背轮机构能扩大变速范围，其背168 远大于普通双联齿轮变速组的最大变速范围。 应当注意的是设计背轮机构时，当运动由高速直联传动时，应使背轮脱开，从而减少空载功率损失、噪音和发热，并避免超速现象。第60页/共105页（六）齿轮齿数的确定转速图上各变速组的传动比确定之后，就可以确定带轮直径和齿轮齿数。对于定比传动的带轮直径和齿轮齿数，可依据机械设计手册推荐的计算方法确定；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，变速组内每对齿轮副的齿数和z和小齿轮的齿数可从表2-8中选取。第61页/共105页（1） S

27、z100120 （2）两轴之间的中心距a（3）最小齿数选择 保证不发生相切 Zmin17 一般在主传动系统中，取Zmin18 20。（4） a2m1. 1. 齿轮选择时应注意的问题齿轮选择时应注意的问题第62页/共105页 采用三联滑移齿轮时，应保证滑移时齿轮外圆不相碰。 2. 2. 三联滑移齿轮的齿数确定三联滑移齿轮的齿数确定)(2121ZZma)2(*11aahZmd)2(*33aahZmd正常齿取1*ah第63页/共105页结论因此三联滑移齿轮的因此三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差应最大和次大齿轮之间的齿数差应4 4。第64页/共105页实际传动比和理论传动比之间的转速误差应满足

28、： = 10(= 10( -1)%-1)% 其中：n实为由最终选定齿数算出的转速； n理为由转速图上查出的标准转速； 为标准公比。理理实nnn3. 3. 控制实际传动比和理论传动比之间的控制实际传动比和理论传动比之间的 转速误差转速误差第65页/共105页4. 4. 查表法: :选用同模数、不变位的齿轮副ua1=1 ua2=1/1.41 ua3=1/2 Sz待定 Z小 Z小 Z小 Z小 ua1=1 24 30 36 36 42ua2=1/1.41 20 25 30 30 35ua3= 1/2 16 20 2424 28 Sz 48 60 72 72 84则选定齿数和为72，各对齿轮副齿数如下：

29、Ua1=36/36 Ua2=30/42 Ua3= 24/48 第66页/共105页选用同模数、不变位的齿轮副变速组中每对齿轮副均满足下列两式： Z Z主主i i+Z+Z被被i i=S=Sz z (1) (1) Z Z主主i i/Z/Z被被i i=U=Ui i (2) (2) 故有故有: Z: Z主主i i=S=Sz z U Ui i / /（1+U1+Ui i） Z Z被被i i=S=Sz z/ /（1+U1+Ui i）5. 5. 计算法计算法第67页/共105页（七）计算转速1. 1. 机床的功率扭矩特性机床的功率扭矩特性主运动是回转运动回转运动的机床，其主传动属恒功率恒功率传动。 主变速传

30、动系中各传动件究竟按多大的扭矩进行计算，引入了计算转速的概念。规定主轴或其余各传动件传递全主轴或其余各传动件传递全部功率的最低转速为它们的计算转速，用部功率的最低转速为它们的计算转速，用j j表示。表示。第68页/共105页主轴的功率扭矩特性图主轴的功率扭矩特性图第69页/共105页确定变速传动系中各传动件的计确定变速传动系中各传动件的计算转速时，应先定出主轴的计算转速，算转速时，应先定出主轴的计算转速，再按序由后往前，推算出各传动轴的再按序由后往前，推算出各传动轴的计算转速，最后再确定各齿轮的计算计算转速，最后再确定各齿轮的计算转速。转速。、变速传动系中传动件计算转速的确定、变速传动系中传动

31、件计算转速的确定第70页/共105页主轴的计算转速可由表2-9的相应公式算出。一般的中型通用机床和使用较广的半自动机床常定主轴的第一个低的三分之一转速范围内第一个低的三分之一转速范围内的最高一级转速为计算转速的最高一级转速为计算转速j j。 主轴计算转速的确定主轴计算转速的确定第71页/共105页 其它传动轴计算转速的确定 各齿轮计算转速的确定传递满载功率的最低转速第72页/共105页第四节 主轴组件的设计主轴部件包括:主轴、主轴轴承、传动件、及其它附件一 、主轴组件应满足的基本要求二、 主轴组件的传动方式三、 主轴组件结构设计四、 主轴轴承第73页/共105页一 、主轴部件应满足的基本要求1

32、. 旋转精度 在无载荷、低速运动条件下，主轴前端定位面的径向和轴向跳动。它取决于主轴 、轴承、箱体孔等的制造、装配和调整精度。 2. 刚度 静刚度：ki=Fi/Yi 动刚度：kd=Fd/Yd 第74页/共105页3. 3. 抗振性抗振性 它主要指主轴部件抵抗受迫振动和自激振动的能力。4. 4. 温升和热变形温升和热变形5. 5. 精度保持性精度保持性第75页/共105页二、主轴部件的传动方式1. 1. 齿轮传动齿轮传动 扭矩大，线速度不能太高，V1215m/s；传动平稳性差， 齿轮平稳性精度取56级,采用斜齿轮B小于等于1520度；精密机床齿轮与主轴采用圆锥配合。2. 2. 带传动带传动3.

33、3. 电动机直接驱动电动机直接驱动 第76页/共105页三、主轴部件结构设计 （一）主轴部件的支承数目 （二）推动轴承位置配制形式 （三）主轴传动件位置的合理布局 （四）主轴主要结构参数的确定 （五）主轴第77页/共105页三、主轴部件结构设计（一）主轴部件的支承数目（一）主轴部件的支承数目 多数机床主轴采用前、后双支承； 为提高刚度和抗振性，有的机床主轴采用三支承， 且以前、后支承为主要支承的较多。第78页/共105页（二）推动轴承位置配制形式a）前端配置b）中间配置c）后端配置d） e）两端配置 第79页/共105页（三）主轴主要结构参数的确定1. 1. 主轴前轴颈直径D D1 1的选取

34、D1一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径 参考表3-1选取。车床和铣床后轴径的直径：D D2 2(0.7(0.7 0.85)D0.85)D1 1 第80页/共105页2 2、主轴内孔直径、主轴内孔直径d d的确定的确定 主轴内孔直径d与用途有关。 由材料力学视抗弯强度要求确定。3 3、主轴前端悬伸量、主轴前端悬伸量a a的确定的确定尽可能小，受主轴端部结构限制，已标准化4 4、主轴主要支承间跨距的确定、主轴主要支承间跨距的确定 0 0(23.5)a(23.5)a 存在一个最佳跨距,此时因主轴弯 曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。第81页/共105页（四）主轴1. 1. 主

35、轴的构造主轴的构造 主轴是一个阶梯轴，其具体结构 根据主轴上安装的传动件、支承等零 件的类型数量位置和安装方法来决定。 同时还要考虑主轴的加工和装配的工 艺性。主轴一般是空心轴，其头部的 形状和尺寸已经标准化。第82页/共105页2. 2. 主轴的材料和热处理主轴的材料和热处理 一般机床主轴采用45#、60#、优质中碳钢。热处理过程为经调质后，在定心锥面、锥孔、主轴轴颈等部位高频淬硬，以提高其耐磨性。 精密机床淬火应力要小,采用40Cr或20Cr渗碳淬火。 高精密机床 支承为滑动轴承的采用38CrMoAlA氮化处理。3. 3. 主轴的技术要求主轴的技术要求第83页/共105页四、主轴滚动支承（一）主轴常用的滚动轴承（一