1、目錄1、 前言21.1金屬切削機床在國民經濟中的地位21.2機床課程設計的目的21.3設計內容和要求22、參數的擬定22.1車床的規格系列和用處22.2 確定極限轉速22.3 主電機選擇23.傳動設計23.1 主傳動方案擬定23.2 傳動結構式、結構網的選擇23.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目23.2.2 傳動式的擬定23.2.3 結構式的擬定23.3轉速圖的擬定24. 傳動件的估算24.1 v帶傳動的計算24.2 傳動軸的估算24.2.1 確定各軸轉速24.2.2 傳動軸直徑的估算24.3 齒輪齒數的確定和模數的計算24.3.1 齒輪齒數的確定24.3.2 齒輪模數的計算24.3

2、.4 齒寬確定24.4 帶輪結構設計25. 動力設計25.1主軸剛度驗算25.1.1 選定前端懸伸量c25.1.2 主軸支承跨距l的確定25.1.3 計算c點撓度錯誤！未定義書簽。5.2 齒輪校驗錯誤！未定義書簽。5.3軸承的校驗26、結構設計及說明26.1 i軸（輸入軸）的設計26.2 齒輪塊設計26.3 傳動軸的設計26.4 主軸組件設計26.4.1 各部分尺寸的選擇26.4.2 主軸軸承26.4.3 潤滑與密封27、總結28、參考文獻21、 前言1.1金屬切削機床在國民經濟中的地位裝備制造業是保證國民經濟發展建設的基礎，裝備制造業的技術水平和現代化水平決定著整個國民經濟水平的發展,肩機床

3、的屬性決定了它在國民經濟中的重要地位，負著為國民經濟各部門提供現代化裝備的任務，它為工業、農業、運輸業、科研和國防等部門提供各種機器、儀器和工具，是國民經濟賴以發展的基礎，機床的種類、質量和加工效率直接影響著其他機械產品的生產技術水平和經濟效益。因此，機床工業的現代化水平和規模，以及所擁有機床的數量和質量是一個國家工業發達程度的重要標志之一。1.2機床課程設計的目的1、課程設計屬于機械系統設計課的延續，通過設計實踐，進一步學習和掌握機械系統設計的一般方法。2、培養綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結構工藝等相關知識，進行工程設計的能力。3、培養實用手冊、圖冊、有

4、關資料及設計標準規則的能力。4、提高技術總結及編制技術文件的能力。1.3設計內容和要求設計內容：獨立完成變速級數為12的機床主傳動系統主軸變速箱的設計。基本要求：1、 課程設計必須獨立的進行，每人必須完成展開圖、截面圖圖樣設計各一張，能夠較清楚地表達各軸和傳動件的空間位置及有關結構。2、 根據設計任務書要求，合理的確定尺寸、運動及動力等相關參數。3、 正確利用結構式、轉速圖等設計工具，認真進行方案分析。4、 正確的運用手冊、標準，設計圖樣必須符合國家標準規定。說明書要求用工程術語，文字通順簡練，字跡工整。完成任務：1） 課程設計說明書一份2） 主軸箱展開圖一張（a1）242、參數的擬定2.1車

5、床的規格系列和用處普通機床的規格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床c6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。車床的主參數（規格尺寸）和基本參數（gb1582-79，jb/z143-79）工件最大回轉直徑d(mm)正轉最低轉速nmin( )電機功率n（kw）公比轉速級數z3204541.41122.2 確定極限轉速 由nmin=45, =1.41,z=12確定各級轉速，分別為1970、1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、。2.3 主電機選擇合理的確定電機功率n，使機床既能充分發

6、揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。已知電動機的功率是4kw，根據機械設計基礎課程設計指導附錄表2-4選y112m-4，額定功率4，滿載轉速1440 ，最大額定轉距2.2。3.傳動設計3.1 主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變

7、速范圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為z的傳動系統由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、傳動副。即 傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 12=322；12=23

8、2；12=223；3.2.2 傳動式的擬定 12級轉速傳動系統的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為12=232。3.2.3 結構式的擬定對于12=232傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：， ， ， 由于本次設計的機床i軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。3.3轉速圖的擬定4. 傳動件的估算4.1 v帶傳動的計算v

9、帶傳動中，軸間距a可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1)選擇v帶的型號根據公式式中p-電動機額定功率，-工作情況系數(此處取為1.1)。 查機械設計圖5-10，因此選擇a型帶，尺寸參數為b=48mm，=11mm，h=8，。(2)確定帶輪的計算直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計取主動輪基準直徑=100。由公式 式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取0.02。所以 ，由機械設計v帶帶輪基準直徑的標準系列，取圓整為14

10、0mm。實際傳動比 傳動比誤差相對值 一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可選。(3)確定三角帶速度按公式 在525m/s之間，滿足帶速要求。(4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取： 根據經驗公式 即 ，取=320mm.(5)v帶的計算基準長度 由機械設計表5-4，選取帶輪的基準長度為。(6)確定實際中心距(7)驗算小帶輪包角，主動輪上包角合適。(8)確定v帶根數由式 查表5-6，5-5得= 0.15kw,= 1.32kw查表5-7，=0.99；查表5-8，=0.96 所以取根.(10)計算帶的張緊力和壓軸力查機械設計表5-1，q=0.1kg/m 單根

11、帶的張緊力 帶輪軸的壓軸力 4.2 傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。4.2.1 確定各軸轉速 (1) 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為(2) 各傳動軸的計算轉速： 軸可從主軸90r/min按22/88的傳動副找上去，軸的計算轉速125r/min；軸的計算轉速為500r/min；軸的計算轉速為710r/min。(3) 核

12、算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下式計算： 式中 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，取0.02 。 正轉實際轉速 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：% 其中為主軸標準轉速。正轉轉速誤差表主軸轉速標準轉速456390125180250實際轉速轉速誤差%0.302.340.382.370.422.37主軸轉速n7n8n9n10n11n12標準轉速355500710100014001970實際轉速轉速誤差%0.942.300.942.300.940.94 轉速誤差滿足要求。4.2.2 傳動軸直徑的估算其中：p-電動機額定功率 k-鍵槽系數 a-系數-從電機到該傳動軸之間

13、傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速。計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖 上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。查機械制造裝備設計表3-11，i、ii、iii軸都是花鍵軸，; 軸是單鍵軸，。(1)軸的直徑：，取25mm.(2)軸的直徑：，取27mm.(3)軸的直徑：,取38mm. (4)主軸：選擇主軸前端直徑d1=90mm，后端直徑6376.5mm取d2=76mm，則平均直徑d=83mm對于普通車床，主軸內孔直徑,考 慮為增強主軸的彎矩適當縮小內孔徑故本例之中，主軸內孔直徑取為d=48mm,選擇平鍵連接b h=2214此軸徑為平均軸徑，設計時可

14、相應調整。4.3 齒輪齒數的確定和模數的計算4.3.1 齒輪齒數的確定當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機 械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從表3-9（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：, 查機械制造裝備設計表3-9，齒數和取60=25，=30，=35，=30；第二組齒輪：傳動比：,，齒數

15、和取90：=30，=45，=18，=60，=45，=72；第三組齒輪：傳動比：,齒數和取99：=66，=20，=33，=79，4.3.2 齒輪模數的計算(1)- 齒輪彎曲疲勞的計算： （機床主軸變速箱設計指導p36，為大齒輪的計算轉速，可根據轉速圖確定） 齒面點蝕的計算： 取a=65，由中心距a及齒數計算出模數： 根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取，所以取(2) -齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算： 取a=127，由中心距a及齒數計算出模數： 根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 ，所以取(3)- 齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算：， 取a=113，由中心距a

16、及齒數計算出模數： 根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取，所以取(4)標準齒輪：從機械原理 表5-3查得以下公式：齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數z模數m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高1253758167.533.752303909682.533.75335310511197.533.754303909682.533.755303909682.533.756453135141127.533.757183546046.533.758603180186172.533.759453135141127.533.7510723216222208.

17、533.7511663198204190.533.7512203606652.533.75133339910591.533.7514793237243229.533.754.3.4齒寬確定 由公式(610,m為模數)得：第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大所以，4.3.5 齒輪結構設計當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪14計算如下： -，4.4 帶輪結構設計 查機械設計p156頁，當。d是軸承外徑，查機械零

18、件手冊確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,d=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒機械設計表8-10確定參數得： 帶輪寬度： 分度圓直徑：， ， 5. 動力設計5.1主軸剛度驗算5.1.1 選定前端懸伸量c參考機械裝備設計p121，根據主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定c=120mm.5.1.2 主軸支承跨距l的確定 一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距l比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取l=600mm。5.1.3 計算c點撓度(1）周向切削力的計算: 其中,故，故。(2）驅動力q的計算:參考車床主軸箱指

19、導書，其中所以(3）軸承剛度的計算: 這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承 根據求得：(4）確定彈性模量，慣性距i；和長度。 軸的材產選用40cr，查簡明機械設計手冊p6，有 主軸的慣性距i為： 主軸c段的慣性距ic可近似地算： 切削力p的作用點到主軸前支承支承的距離s=c+w，對于普通車床，w=0.4h， （h是車床中心高，設h=200mm)。 則： 根據齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm 計算切削力p作用在s點引起主軸前端c點的撓度 代入數據并計算得=0.03525mm。 計算驅動力q作用在兩支承之間時，主軸前端c點子的撓度 計算得：=-0.002192mm 求主軸前端c點

20、的終合撓度 水平坐標y軸上的分量代數和為，計算得：=0.0396mm.。綜合 撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。5.2 齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接 觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪2，齒輪7，齒輪12這三個齒輪。 齒輪12的齒數為20，模數為3，齒輪的應力： (1）接觸應力： u-大齒輪齒數與小齒輪齒數之比； -齒向載荷分布系數；-動載荷系數；-工況系數；-壽命系數 查機械裝備設計表10-4及圖10-8及表10-2分布得 假定齒輪工作壽命是48000h，故應力循環次數為 查機械裝備設計圖10-18得，所以： (2

21、）彎曲應力： 查金屬切削手冊有y=0.378，代入公式求得：=158.5mpa 查機械設計圖10-21e,齒輪的材產選，大齒輪、小齒輪的硬度為60hrc，故有，從圖10-21e讀出。因為：，故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5.3軸承的校驗軸選用的是角接觸軸承7206 其基本額定負荷為30.5kn 由于該軸的轉速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對軸未端的滾子軸承進行校核。 齒輪的直徑 軸傳遞的轉矩 nm 齒輪受力 n 根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 n n 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表10-5查得 為1

22、.2到1.8，取，則有： n n 軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小計算： h 故該軸承能滿足要求。6、結構設計及說明 6.1 i軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。i軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好i軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態下進行，常采用片式

23、摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.20.4的間隙，間隙應能調整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。2） 摩擦片的壓緊由加力環的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封閉系統，不增加軸承軸向復合。3） 結構設計時應使加力環推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。i軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空

24、套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。6.2 齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：

25、1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2） 移動滑移齒輪的方法；3） 齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6db。工作平穩性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用766，圓周速度很低的，才選877。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選655。當精度從766提高到655時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。8級精度齒輪，一

26、般滾齒或插齒就可以達到。7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。6.3其他問題滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯齒輪不便于做成整體的，

27、一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。6.4 傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無

28、困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為6585。機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排

29、要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于510，以免加工時孔變形。花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。

30、傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2） 軸承的間隙是否需要調整。3） 整個軸的軸向位置是否需要調整。4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5） 加工和裝配的工藝性等。6.5 主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計

31、時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。6.5.1 各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。1） 內孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。2） 軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。3） 前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。4） 支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當的支撐跨距，一般推薦取：

32、 =35，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。6.5.2 主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸

33、向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.030.07），只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別

34、布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承

35、滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。1） 軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注

36、意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。6.5.3 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。6.5.4 潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，

37、防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。6.5.5 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變