金属切削机床铣床主轴课程设计

1、金属切削机床铣床主轴课程设计说明书 0902014347王国春目录第1章 概述 11.1 金属切削机床课程设计目的 11.2 操作性能要求 1第2章 机床参数的拟定 1 2.1 公比的确定 1 2.2 转速系列的选择 2 2.3 主电机选择 2第3章 机床传动设计 2 3.1 主传动方案拟定 2 3.2 传动结构式、结构网的选择 2 3.3 转速图的拟定 4 3.4 齿轮齿数的确定 5 3.5 传动系统图 6第4章 传动件的估算 7 4.1 普通V带的选择和计算 7 4.2 传动轴的计算转速 8 4.3 传动轴直径的估算 8 4.4 带轮结构设计 10 4.5 齿轮齿数的确定 10 4.6 齿

2、轮模数的计算 11 4.7 齿轮齿宽的确定 13第5章 动力校核 14 5.1 齿轮的弯曲疲劳强度计算 14 5.2 传动轴的刚度校验 16 5.3 滚动轴承的验算 19第6章 主轴位置及传动示意图 20 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 20 6.2 展开图及其布置 21 6.3 I轴（输入轴）的设计 21 6.4 齿轮块设计 22 6.5 传动轴设计 23 6.6 主轴主件设计 24第7章 个人总结 26参考文献第1章 概述1.1 金属切削机床课程设计的目的金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，习惯上简称为机床。机床课程设计，在于通过设计，比较

3、分析机床主传动中某些典型机构，进行选择和改进，学习构造设计，进行设计计算和编写技术文件。完成机床主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。在此过程中，学习查阅有关的设计手册、设计标准和资料，达到累计设计知识和提高设计能力的目的。并获得设计工作的基本技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力。同时，学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，进行设计构思，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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。1.3 操作性能要求(1)具有皮带轮卸荷装置(2)主轴的变速由变速手柄，

4、和滑移齿轮完成第2章 机床参数的拟定2.1 公比的确定（1） 确定变速范围Rn及公比已知最高转速nmax=2000rpm，最低转速nmin=160rpm，变速级数Z=12。变速范围：则公比=1.258，取为1.262.2 转速系列的选择根据最高转速，最低转速，公比=1.258取为1.26，查金属切削机床（戴曙编）表7-1标准数列表，选出标准转速为：表2-1 标准转速16020025031540050063080010001250160020002.3 主电机的选择已知电动机功率为N=7.5kw，查询金属切削机床设计简明手册表11-32知，选择主电动机为Y132M-4，其主要技术数据见下表：表2

5、-2 主电机技术数据转速（r/min）额定功率（kw）满载时堵转电流堵转转矩最大转矩同步转速（r/min）级数电流（A）效率（%）功率因数额定电流（倍）额定转矩（倍）额定转矩（倍）14407.515.4870.857.02.22.215004第3章 机床传动设计3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动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，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是

6、众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；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，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、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传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。（1）传动组合和传动副数的确定级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副。即本设计中传动级数为Z=12。实现12级主轴变速的传动组和传动副数可能的方案：（1

7、）12=43（2）12=34（3）12=3×2×2（4）122×3×2（5）12=223。方案中（1）和（2）可省一根轴，但是有一个传动组内有四个变速传动副，如果用一个四联滑移齿轮，会增加轴向尺寸。这种方案不宜采用。后三种方案，可以使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，这样节省了材料。这就是“前多后少”的原则，从这个角度考虑，以取12=3×2×2的方案为好。（2）结构式、结构网的确定对于12=3×2×2传动形式，有6种结构式，分别为：表3-1 6种结构式根据传动副的极限传动

8、比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，有；在升速传动时，有。基本组扩大组的排列顺序：原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案，故选的方案。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。根据级比指数分配使传动顺序与扩大顺序相一致，选择方案，由于不表示转速数值，故可设计成对称形式，如下图所示：图3-1 12级传动系统的结构网结构网表示各传动组的传动副数和各传动组的级比指数。结构式，其中12表示主轴转速级数，3、2、2的次序表示传动顺序，数值表示各传动组的传动副数；各传动组的级比指数，分别为1、3、6，即结构式中的各个下标；扩大顺序，可从级比指数看出。3.3 转速图的拟定选定的结构式共有三个

9、传动组，变速机构共需4轴，加上电动机共5轴，故转速图需5条竖线，如下图所示。主轴共12速，故需12条横线。中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前推比较方便，即先决定轴三的转速。(1)变速齿轮传动副传动比的确定（）轴：轴传动组c的变速范围为，可知两个传动副的传动比必为：因此轴有六种转速，分别是：400r/min、500r/min、630r/min、800 r/min、1000 r/min、1250r/min轴:：轴转动组b的级比指数为3，在传动比极限的范围内，轴的转速最高可为800 r/min、1000 r/min、1250r/min，传动比为：其三种转速为800

10、 r/min、1000 r/min、1250r/min轴：由轴和轴知，同理，轴的传动比为：所以，轴的转速为1250r/min根据以上计算，可得12级传动系统的转速图为：图3-2 12级传动系统的转速图3.4 齿轮齿数的确定基本组：传动比为,齿数和,查金属切削机床（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为36、28、32第一扩大组：传动比为,齿数和,查金属切削机床（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为42、28第二扩大组：传动比为,齿数和,查金属切削机床（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为35、26因此可得各传动组齿轮齿数位：表3-2 齿轮齿数变速组基本组第一扩大组第二扩大组齿轮齿数3636284

11、4324042422856553526643.5 传动系统图第4章 传动件的估算4.1 普通V带的选择和计算（1）确定计算功率计算功率KWN主动带轮传动的功率工作情况系数工作时间为二班制=1.2故 （2）选择三角胶带的型号根据小带轮的转速：rpm和，查机械设计图8-11选用A型带。（3）确定带轮直径小轮直径D应满足条件: (mm)而，故=100mm大轮直径，其中为大轮的转速=1250rpm，取（4）计算胶带速度 （5）初定中心距两带轮中心距应在故为245mm-700mm，取=450mm（6）计算胶带的长度查机械设计表82，选带的标准计算长度L=1400mm。（7）计算胶带弯曲次数带轮的个数m=

12、2次/S 符合要求（8）计算实际中心距a中心距的变化范围为192.5608.5mm(9)小带轮包角(10)确定三角胶带的根数Z（计算功率），（工作情况系数）=1.2，可得（单根V带基本额定功率），查机械设计表8-4a，知=1.32kw（额定功率增量），查机械设计表8-4b，知=0.08kw（包角系数），查机械设计表8-5，知=0.95（长度系数），查机械设计表8-2，知=0.99则,所以z=5根4.2 传动轴的计算转速（1）主轴的计算转速根据金属切削机床（戴曙编）表8-2，中型车床主轴的计算转速为主轴从最低速算起，第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即所以，=315r/min（2）传动轴计

13、算转速轴的最低转速400r/min经传动组c可使主轴得到160r/min和630r/min两种转速。630r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速为400r/min。轴的计算转速可按传动组b推上去，得800r/min。轴的计算转速为1250r/min。表4-1 传动轴计算转速传动轴轴轴轴主轴转速（r/min）12508004003154.3 传动轴直径的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭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，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，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

14、载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。查机械制造装备设计（冯辛安编），根据扭转刚度估算轴的直径：其中，P为电动机额定功率；K为键槽系数；A为系数；为从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积，为传动轴的计算转速。计算转速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。由上面计算可知各轴计算转速为：，为(V带传动效率)=0.96，(滚子轴承)=0.98，(9级精度的齿轮)=0.96，为(十字滑块联轴器)=0.98各轴功率为：轴：轴：轴：轴：查机械制造装备设计1表3-8取I，IV轴的K=1.05，A=110；II，II

15、I轴是花键轴，取K=1.07，A=77。则取,综上，可得传动轴的参数如下：表4-2 传动轴参数轴轴轴轴轴转速（r/min）1250800400315功率(Kw)7.066.646.255.88直径(mm)352530454.4 带轮结构设计查机械设计（濮良贵、纪名刚编）教材P161知，当带轮基准直径时，带轮可做成腹板式结构。并由机械设计（濮良贵、纪名刚编）表8-10知，带轮的轮槽截面尺寸如下：带轮槽宽轮槽基准直径到带轮外圆的最小高度轮槽基准直径到带轮底部的最小高度带轮分度圆(基准直径)齿槽宽带轮齿跟角基准圆直径（大带轮）(d为轴的直径，此处的d为轴直径)带轮宽度,L为轴与带轮接触长度,4.5

16、齿轮齿数的确定根据3.5计算可知基本组：传动比为,齿数和,查金属切削机床（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为36、31、28，各个齿轮齿数为，第一扩大组：传动比为,齿数和,查金属切削机床（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为42、28各个齿轮齿数为，第二扩大组：传动比为,齿数和，查金属切削机床（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为35、26各个齿轮齿数为，4.6 齿轮模数的计算（1）-轴按齿轮弯曲疲劳计算：此公式查机床主轴变速箱设计指导得到。按齿轮齿面点蚀计算：中心距,取A=66由中心距A及齿数计算模数：模数取和中较大者，故基本组齿轮模数取m=2.0。（2）-轴按齿轮弯曲疲劳计算：按齿轮齿面

17、点蚀计算：中心距，取A=75由中心距A及齿数计算模数：模数取和中较大者，故基本组齿轮模数取m=2.0。（3）-轴按齿轮弯曲疲劳计算：按齿轮齿面点蚀计算：中心距，取A=93由中心距A及齿数计算模数：模数取和中较大者，故基本组齿轮模数取m=2.0。（4）标准齿轮压力角，齿顶高系数,顶隙系数查机械原理表5-6，知分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径表4-3 齿轮参数齿轮齿数z模数m分度圆直径d齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径13627222.5766723627222.5766732825622.5605144428822.5928353226422.5685964028022.5848574

18、228422.5887984228422.5887992825622.560511056211222.51161071155211022.5114105123527022.57465132625222.556471464212822.51321234.7 齿轮齿宽的确定齿宽(，m为模数)第一套啮合齿轮：第二套啮合齿轮：第三套啮合齿轮：当一对齿轮啮合时，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，应使主动轮齿宽大于小齿轮齿宽。表4-4 齿轮宽度齿轮齿数3636284432404242285655352664齿宽18141814181418141814181

19、41814第5章 动力校核5.1 齿轮的弯曲疲劳强度计算查机械设计（濮良贵、纪名刚编），由式10-4知，弯曲强度（1）基本组齿轮校核基本组齿轮以计算齿轮转速齿轮精度选为7级，查机械设计（濮良贵、纪名刚编）知，使用系数（表10-2），动载系数（图10-8），齿间载荷分配系数（表10-3），齿向载荷分布系数（图10-13）载荷系数转矩齿形系数（表10-5）应力校正系数（表10-5）齿宽弯曲强度弯曲疲劳许用应力齿轮的弯曲疲劳强度极限（图10-20）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，疲劳强度安全系数所以，满足要求。（2）第一扩大组齿轮校核基本组齿轮以计算齿轮转速齿轮精度选为7级，查机械设计（濮良贵、

20、纪名刚编）知，使用系数（表10-2），动载系数（图10-8），齿间载荷分配系数（表10-3），齿向载荷分布系数（图10-13）载荷系数转矩齿形系数（表10-5）应力校正系数（表10-5）齿宽弯曲强度弯曲疲劳许用应力齿轮的弯曲疲劳强度极限（图10-20）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，疲劳强度安全系数所以，满足要求。（3）第二扩大组齿轮校核基本组齿轮以计算齿轮转速齿轮精度选为7级，查机械设计（濮良贵、纪名刚编）知，使用系数（表10-2），动载系数（图10-8），齿间载荷分配系数（表10-3），齿向载荷分布系数（图10-13）载荷系数转矩齿形系数（表10-5）应力校正系数（表10-5）齿宽弯曲

21、强度弯曲疲劳许用应力齿轮的弯曲疲劳强度极限（图10-20）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，疲劳强度安全系数所以，满足要求。5.2 传动轴的刚度校验对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力。 图5-1 轴受力分析图 如图5-1中为齿轮（齿数为40）上所受的切向力和径向力的合力。为齿轮（齿数28）上所受的切向力和径向力的合力。各传动力空间角度如图5-2所示，根据表5-1的公式计算齿轮的受力。图5-2 轴空间受力分析表5-1 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/mi

22、n传动转矩TN·mm齿轮压力角°齿面摩擦角°齿轮40齿轮28切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm6.64800796252061981.632204.76230.182190.32802830.903149.66328.733133.1456从表5-1计算结果看出，轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图5-1所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）

23、书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1×105MPa n=l-x=150 图5-3 轴挠度、倾角分析图（1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.003×330=0.99，即0.1780.99，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 xoy平面力作用下的倾角 zoy平面力作用下的倾角 倾角合成 5查表得其许用倾角值为0.009，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析 . xoy平面力作用下的倾角 zoy平面力作用下的倾角 倾角合成 查表得其许用

24、倾角值为0.009，则右支承倾角合格。5.3 滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据图5所示的轴受力状态，分别计算出左（A端）、右（B端）两支承端支反力。在xoy平面内：在zoy平面内：左、右端支反力为：两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。轴承寿命经过计算F=155.5合格。第6章 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结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截

25、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

26、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

27、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，以免制动扭矩太大，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。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

28、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德两个自由度，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。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

29、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；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

30、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

31、。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 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。

32、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6585。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

33、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。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。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

34、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。6.6 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。(1)主轴轴承轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型

35、：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。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。(2)主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不