机床设计说明书

1、专业课程设计机床设计说明书专业：机械设计制造及其自动化班级：10机械卓越姓名：王全学号：201000163195指导老师：李凯岭、邹斌完成日期：2013-01-15331 .前言 4.2 .机床参数的拟定4.2.1 任务要求 42.2 确定极限转速43 .传动设计 5.3.1 主传动方案拟定53.2 确定传动组及各传动组中传动副的数目 53.3 传动式的拟定 53.4 结构式的拟定 53.5 分配传动比 63.6 确定各传动组传动副齿数 63.7 转速图和传动系统简图 84 .V 带传动的计算8.4.1 选择 V 带的型号 94.3 确定三角带速度 94.4 初定中心距 104.5 V 带的计

2、算长度 104.6 确定实际中心距a104.7 小带轮包角 104.8 确定 V 带根数 z 1 04.9 计算带的张紧力和轴上载荷 114.10 带轮图例 115 .传动轴的估算和验算1.15.1 确定各轴转速 125.1.1 确定主轴计算转速 125.1.2 各传动轴的计算转速 125.1.3 核算主轴转速误差 125.2 计算各传动轴传递的功率 135.3 各传动轴直径的估算 136 . 各传动组齿轮的计算和校核 1.46.1 齿轮模数的计算和校核 146.1.1 模数的确定 146.1.2 模数的校核 156.2 齿轮参数总结 166.3 齿轮强度的校核 177 .轴系零件的受力计算校

3、核1.97.1 轴的设计计算 197.2 计算齿轮受力 197.3 计算支承力 207.4 计算弯矩 207.5 弯矩图 217.6 许用应力 228 .轴承的选择与校核 2.2.8.1 传动轴轴承的选择 228.2 主轴轴承的选择 239 .结构设计及说明 2.3.9.1 齿轮结构设计 239.2 带轮结构设计 239.3 I轴（输入轴）的设计 239.4 齿轮块设计 239.5 齿轮其他问题 249.6 传动轴的设计 2410 .主轴组件设计 2.6.10.1 各部分尺寸的选择 2610.2 润滑与密封 2610.3 其他问题 27个人心得 2.7.参考文献 2.8.1.刖百机床设计是本次

4、课程设计的重点，难度系数较大，工作量也很大。通过本次设计，希望能达到以下目的：1、通过设计实践，进一步学习和掌握机械系统设计的一般方法。2、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料 热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。达到巩固、加深和扩 大所学知识的目的。3、培养实用手册、图册、有关资料及设计标准规则的能力。4、通过设计，分析比较机床主传动中某些典型机构，进行选择和获得设计 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。2 .机床参数的拟定2.1 任务要求本次设计的是立式钻床Z535主轴变速箱，主要用于加工孔。钻床的基本使 用要求。最大钻孔直径D m

5、ax (mm )转速范围n( 4n )电机功率N (kw)公比转速级数Z35126-14405.51.4182.2 确定极限转速由 nmin=126, 6 =1.41,z=8 确定各级转速，分别为 1401、994、705、500、 354、251、178、126合理的确定电机功率N,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。已知电动机的功率是5.5KW根据机械工程专业课程设计指导表 4-11选Y132S-4,额定功率5.5 kw,满载转速1440/冶，最大额定转距2.2。3 .传动设计3.1 主传动方案拟定3.2 确定传动组及各传动组中传动副的数目原则

6、上尽可能减少传动副，在布局上尽可能是靠近电机的变速组中的传动 副多一些，即前多后少原则。主轴为 8级转速，可选方案有Z = 2x4 ,Z = 4x2 , Z = 2x2x23.3 传动式的拟定8级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变 速箱的具体结构、装置和性能。在I轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴 向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以 2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用 2。综上所述，传动式可选为8=2X 2X2。3.4 结构式的拟定对于8=2X 2X2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：8=

7、 21 X22 X24 ,8= 22 X21 X24 ,8= 22 X24 X21 ,8=21X24X22,8= 24 X21X22,8= 24 X2 X21。其中8= 2i X22 X24扩大顺序与传动顺序互相一致，变速范围逐渐增大，表 现为转速图中前面变速组传动比的连线较紧密，后面较疏松，即前密后疏原 贝限选用8= 21 X22 X24的方式。3.5 分配传动比确定变速组中的极限传动比设计机床主传动系统要考虑两种情况：降速传动应避免被动齿轮尺寸过大而增加变速箱的径向尺寸，一般限制降速传动比的最小值Umin>1/4；升速传动应避免扩大传动误差和减少振动,一般限制直齿轮升速传动比的最大值

8、UmaxW2；斜齿轮传动比平稳，可取 UmaxW 2.5。225主传动各变速组的最大变速范围为：r =J25 = 8 101 4分配传动比的原则i）各传动副的传动比应尽可能不超出极限传动比；ii）各中间传动轴的最低转速应适当高些，降速采取前缓后急，升速采取前急 后缓的原则；iii）为了便于设计和使用机床，传动比值最好取标准公比的整数幕次。126总降速比小=±6=0.0914013.6 确定各传动组传动副齿数（1）传动组a:u1 = 1 , u2 =小=1.41 ,查参考文献【5】，u1 = 1 时：Sz 82、84、86、88、90u2二产 1.41 时：Sz 82、84、85、可取

9、Sz 82,于是可得轴I齿轮齿数分别为：41、34。可得轴II上的双联齿轮齿数分别为：41、48。(2) 传动组 b:2u1 = 1 , u2 =小=2查参考文献【5】%=1时：Sz82、84、86、88、90u2 = ()2=2时：Sz 84、86、87、88、89、90可取Sz 84,于是可得轴H上双联齿轮的齿数分别为：42、28。得轴加上齿轮的齿数分别为：42、56。(3) 传动组 c:4u1 = 1 , u2 =小=3.98查参考文献【5】 ,%=1 时：Sz 82、84、86、88、90U2 = = 3.98 时：Sz 84、85、86、89、90可取Sz 84,于是可得轴加上双联齿

10、轮的齿数分别为：42、17。得轴IV上齿轮的齿数分别为：42、67。至此，所有齿轮齿数已确定完毕。3.7转速图和传动系统简图(4) .V带传动的计算V带传动中，由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，可缓和冲击及隔离 振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定 比传动。4.1 选择V带的型号根据计算功率Pc和小带轮转速选取，由Pc=KaP式中电动机额定功率P为5.5KW,工作情况系数 Ka 取为 1.1 ,则 Pc = KaP = 1.1x5.5= 6.05KW由计算结果，查参考文献【2】表11.4,选择A型带，尺寸参数为b=13,b =11 , h=10,小=40 &#

11、176;。p4.2 确定带轮的计算直径D1 ， D2带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D1不宜过小，查参考文献【2】，V带轮的基准直径系列标准，可取小带轮直径D1 = 106mm o由公式D22D 1(1-)式中：m为小带轮转速，n2为大带轮转速，e为带的滑一 一 ，一一 _1440 ”动系数，一般取0.02。所以 D2 <7777106x(1-0.02)106.1 ,查V带带轮基1410准直径的标准系列，取为106mm实际传动比i=，=106=1.02D 1(1-) 106 (1-0.02)入=传动比误差相对值1.027-1.021.02=0.68%般允许误

12、差5%所选大带轮直径可选106mm4.3 确定三角带速度按公式vDi160 10003.14 106 144060 10007.99m / sv在525m/s之间，满足带速要求4.4初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定, 选取： 根据经验公式0.7(D1+D2) &a0 w2(D1 +D2)即 0.7 (106 106) a0 2 (106 106),即 148.4 a0一般可在下列范围内424 ,取 a0 = 300 mm4.5 V带的长度计算D1+ D2Dm = = 106mm2D1 - D2八=12= 0mm2L 4 2a 3.14 106 2 300 932.

13、84mm a由参考文献【2】，选取带轮的基准长度为L=1000mm4.6确定实际中心距aL - Qm 12L = + -、(L-Qm)-8A441000-3.14x106 1 2=+ 一寸(1000-3.14x106)24=333.64.7小带轮包角D2-D1a1 180-3 1 60180a4.8确定V带根数z由参考文献【2】表11-8, Po= 1.32KW ,表11-7,ka = 1 ,表 11-12,kL = 0.89 。即2 =Pc6.05=2.74P0+kakL1.32+ 1x0.89所以取Z=3根。4.9 计算带的张紧力和轴上载荷查参考文献【2】表11-4, q=0.1kg/mP

14、c/2.5-ka-2F0 = 500()+ qvvz ka6.05 2.5-12=500 ()+ 0.1x 7.992 = 183N7.99x31a180°FQ = 2zF0sin = 2x3x183sin =1098N224.10带轮图例5 .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不至发生过大的变形。因此, 必须保证传动轴有足够的刚度。5.1 确定各轴转速5.

15、1.1 确定主轴计算转速Z-i巴主轴的计算转速 n4 = nmin 3 = 126x1.414 = 178r/min5.1.2 各传动轴的计算转速主轴从n4起至主轴最高转速间的所有转速都传递全功率，那么实现上述主 轴转速的其他传动件的实际转速也传递全功率，这些实际工作转速中的最低转 速就是该传动件的计算转速。由转速图可知， n3 = 705r/min,n2 = 1401r/min , n1 = 1401r/min。5.1.3 核算主轴转速误差(n,-n 标)100% 10(61)% 4.1%n为主轴的实际转速。D1n, = n x(1-0.02) x。XUb XucD21440 (1-0.02

16、 106 34 28 17106 48 56 67126.8r/min*100%"63。1%,合格n2179r /min ,(179-178)178X100% = 0.56% <4.1 % ,合格(254-251)一八n2254r/min , X100% = 1.2%04.1% ,合格251(352 - 354)人n2 352r/min , 1 X100% = 0.56%04.1% ,合格2354n2 499.7r/min , (499.7-500) xi00% = 0.06% <4.1% ,合格500(707-705)人.n2 707r/min , X100% = 0.

17、28%04.1% ,合格(998-994)一八n2 998r/min, X100%= 0.4% <4.1% ,合格2994(1406-1401)n2 1406r/min , ) X100%= 0.36%04.1% ,合格14015.2 计算各传动轴传递的功率滚动轴承的效率为hr= 0.995 ;齿轮传动的效率为h = 0.97 ; V带传动的效率 g为 hb= 0.96。Pc = 5.5KWP15.5 0.96 0.995 5.25kwP2 5.5 0.96 0.97 0.995 5.09kw_ _22P35.50.960.970.9954.92kwP45.50.960.9730.995

18、34.75kwPmm n5.3 各传动轴直径的估算查参考文献【2】表16.2取C=112 d >C3其中：P-轴传动的功率c-与轴材料系数n-该传动轴的计算转速。查手册，II、III轴都是花键轴，M=1.5鹏=83,1.07、IV轴是单键轴, 网=1 , A= 92, K = 1.05 o1 I 轴的直径：P1 = 5.25kw, n1 = 1401r/min1125.25140117.4mm ,取 d=30mm2 II轴的直径：P2 5.09kw , n2 = 1401r/min1125.09140117.2mm ,取 d=30mm.3田轴的直径：P3 5.5 0.96 0.972 0

19、.9952 4.92kw , n3 = 705r/min1124.9270521.4mm,取 d=30mm4主轴的直径：P4 5.5 0.96 0.973 0.9953 4.75kw , n4 = 178r/min1123 4.75 17833.5mm ,查参考资料电机功率与主轴直径关系，取主轴前轴颈D=80mmf轴直径取 D=64mm主轴悬伸量a=180mm6 .各传动组齿轮的计算和校核6.1 齿轮模数的计算和校核6.1.1 模数的确定p查参考文献【21 ,按下列公式初定模数：T1 9.55 10二,nmnAm32YFaYSaV加Zi 2,由表 12.17 取 Am = 1.5°。

20、由图 12.21 ,FFa= 2.45图 12.22,FSa= 1.65,由表 12.13 弧=1.0%=0Hlim ZN ,由图 12.17, 0Hmin= 700MPa,由表 12.14 Shmin = 1.5, 由图 SHmin12.18,取 Zn = 1。即口Hlim Z NSHmin700 11.5467MPa6 5.25WJ a 组T1 9.55 10 35787 N?mm,1401mi.357871.5 3,22.45 1.65.1.0 34 467b 组，T1 9.55 106 29 34696N ?mm , 1401m21.5334696 1.0 282 4 672.45 1

21、.651.09 ,取 m2 = 2 ；口6 4.92c 组T1 9.55 10 66646N ?mm , 7051.89 ,取 m2 = 3066646m3 1.5 322.45 1.65,1.0 172 4676.1.2 模数的校核I按弯曲疲劳强度进行齿轮模数校核m = 2753p,YzY加P是被验算齿轮传递的功率（KVV ,科齿宽系数取8, Y齿形系数查表取0.444 一查参考文献【2，*="FlimYNYX由图12.23 ,口 = 600MPa ,由表SFmin12.14 知Se = 2,由图 12.24 取Yn=1,查图 12.25, YX = 1 ,600 1 1300MP

22、a ,1、变速组a：齿轮选用40Cr,整淬处理，7级精度mw 275 38 34 0.44：3。1410田，所以取模数为合适。2、变速组b:齿轮选用40Cr,整淬处理，7级精度。mw 275 38 28 0.44:9300 1410管，所以取模数2合适。3、变速组c： 齿轮选用40Cr,整淬处理，7级精度。mw 275 314.922.001所以取模数为 3合适。,8 17 0.444 300 7056.2 齿轮参数总结由公式B= 4dd得：第一套啮合齿轮B = 30mm第二套啮合齿轮B= 40mm第三套啮合齿轮B = 50mm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

23、减 小而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽大于大齿轮齿宽 5-10mm齿轮各参数如下：齿轮齿数模数分度圆直径齿顶局齿根高齿根圆直径齿顶圆直径to乙3426822.5637234Z24829622.59110030Z34128222.5778630Z44128222.5778630Z54228422.5798840Z64228422.5798840Z72825622.5516044Z56211222.510711640Z942312633.7512113050乙042312633.7512113050Z111735133.75465535乙267320133.75196206306.3 齿轮

24、强度的校核根据要求，校核变速组中受力最大的齿轮。齿轮直径越小，受力越大，故 校核齿数最小齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强 度。根据GB10015-88选取齿轮为7级精度，其中小齿轮采用40Cr （调质）硬 度为280HBs大齿轮采用45钢，硬度为240HBs两者材料硬度相差40HBs 查参考文献【2】，按弯曲疲劳强度校核：阡600 1 1 300MPa ,2_ 2KvKFaKFIimaxHst =；YFaYSaYebd1 m其中：1）由图12.9,动载系数Kv=1.22）重合度系数Y£,11、.0.75%= 1.88-3.2（+）cosB, 丫尸0.25+ Z

25、i Z2邑3）齿间载荷分布系数KFa,由表 12.10 KFa= 1.04）齿向载荷分布系数Kfq初步计算小齿轮直径，由表 12.16,取Ad = 90, d1=MZ , b=如d1b o b . o由表 12-11,小小 A+B1+0.6()2( 一 )2 + C?103b ,取 A=1.03, B=0.16, d1dlC=0.12,由图 12.14 得 Kfb5）齿形系数YFa = 2.45 ,应力修正系数，Fsa = 1.651、变速组a：按弯曲疲劳强度校核:11j 1.88-3.2( )cos0 1.7234 480.7548Y£ = 0.25+ =0.67, u=1.723

26、4d1 2 34 68mm , b= 68mm ,KhsH P1.030.161 0.6 1.12 10-3 68 1.36由图12.14得小打1.4,所以2 1.2 1 1.4 35787 八(rHst2.4568 68 21.650.6735MPa bHst满足强度要求。2、变速组b:按弯曲疲劳强度校核: 11 , 一 j 1.88-3.2 )cos0 1.71, 28 560.75-丫产0.25+ =0.68, u= 2 1.71d1 2 28 56mm , b= 56mm , KH§1.030.161 0.6 1.12 10-3 56 1.35由图12.14得Kfb = 1.

27、4,所以2 1.2 1 1.4 34696 ,0Hst2.45 1.6556 56 20.6851MPa oHst满足强度要求。3、变速组c：按弯曲疲劳强度校核:11Ea = 1.88-3.2( + /)cos0 = 1.64 ,0.7567Ye = 0.25+=0.71, u= 1.6417d1 3 17 51mm , b= 51mm , KH3 1.030.161 0.6 1.12 10-3 51 1.34由图12.14得Kfb = 1.4 ,所以°Hst2 1.2 1 1.4 66646 02.45 1.65 0.7151 51 2124MPa oHst,满足强度要求。7 .轴

28、系零件的受力计算校核7.1 轴的设计计算选用45钢调质，由手册查出4 = 650Mpa 只要对轴2进行校核即可。由圆周力Ft = 2Tl/d1可知，当扭矩T1最大时，Ft最大，所以只需对一个变速 组内一个轴上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。由式工9.55 106 P可知,n在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴的转速越小，所以只要校核齿 轮分度圆直径最大的齿轮即可。7.2 计算齿轮受力齿轮直径 Z1 82mm , Z2 84mm小齿轮1受力：转矩 T1 = 35787 N ?mm , T2 34696 N ? mm圆周力Ft1 = 2T1/d1 =2 X3578782=872N径向力Ft2

29、 2T2/d2 2 34696 826N84Fr1Ft1 tan an872 tan 200t1n 317Ncos 0 cos0Fr2Ft2 tan %cos 0826 tan 200cos0300N轴向力Fa1 = 0轴受力图，如图所示L1 68, L2 152, L3 178.7.3 计算支承力竖直方向Em a = 0,匕1 + 匕2( l + lj - Fri(Li + L2+ i_3)= 0Em B = 0, Ft2L3 + Fti( L3+ L2)- Fr3(Li+ L2+ L3)= 0计算得：Fri= 603N,Fr3 = 1091N,侧方向EMa = 0, F.iLi+F,2(L

30、i+ L2)-Fr2(Li + L2+L3)= 0EMb = 0, E2L3+ Fri( L3 + L2) - Fr4(Li+ L2+ L3)= 0计算得Fr2= 220N,Fr4 = 315N,7.4 计算弯矩竖直方向X L1, F(x)= FR3= 109N,方向与 FR3相反，M (x) = 109xX L2, F(x)= Fti -Fr3 = 763N,方向与 Fr3相反,M (x) = 109x - Ft1(x - L1) = 59296- 763xX L3, F(x)= Fr1= 603N,方向与 FR3相同，M (x)= 239994-603x侧方向X L1, F(x)= FR4

31、 = 315N,方向与 FR4 相反，M (x) = 315xXL2, F(x)= Fi-Fr4 = 2N,方向与 Fr4相反,M (x) = 315x -Fr1(x - L1) = 21556-2xX L3, F(x)= FR2 = 220N,方向与 FR4相同，M (x) = 87560-220x7.5 弯矩图竖直弯矩图侧弯矩图合成弯矩图7.6 许用应力、斤巾.上/土入士 “ /日o0b= 102.5Mpa ,许用应力值查表16.3得1 'b-ib= 60Mpa_(r-ib_ 60应力校正系数=-=00b102.5当量转矩oT = 0.59 X38787JM 2+( oT)2W=

32、41.78 司爪所以轴满足强度扭矩要求8 .轴承的选择与校核8.1 传动轴轴承的选择因为传动轴只受到径向力的作用，而轴向力单纯为重力，故只需选择角接 触沟球轴承。8.2 主轴轴承的选择因为本钻床为普通精度级的轻型钻床，主轴采用轴向后端定位的三支承主轴组件。 前支承采用两个推力滚子轴承，后支承采用双列圆柱滚子轴承，中间 支撑采用圆锥滚子轴承。9 .结构设计及说明9.1 齿轮结构设计当160m丽d时，可做成腹板式结构，其余做成实心结构。9.2 带轮结构设计查机械设计课程设计，选用 A型带轮。机械设计表8-10确定参数 得：b=11, h=10.0, e=15, f =10 ,6=38°带

33、轮宽度： B=63mm分度圆直径： 106mm中心距： a=334mm9.3 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。本次设计不考虑离合器的问题。 齿轮需要 有轴向定位，轴承需要润滑。9.4 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：a 是固定齿轮还是滑移齿轮

34、；b 移动滑移齿轮的方法；c 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。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。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。本次机床主轴变速箱中齿轮采用整体淬火。9.5 齿轮其他问题选

35、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。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。9.6 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。

36、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6585mm机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和圆锥滚子轴承。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

37、力，但也要考虑其他结构条件。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：a 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。b 轴承的间隙是否需要调整。c 整个轴的轴向位置是否需要调整。d 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。e 加工和装配的工艺性等。10.主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装刀具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，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。10.1 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。a 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