1、 畢業設計設計題目名稱:加工中心主軸傳動系統結構設計學 生 姓 名:專業名稱： 機械設計與制造 班 級： 學 制: 學 號： 學歷層次： 指導老師： 評 閱 人： 論文（設計）提交日期： 2012年 月 日論文（設計）答辯日期： 2012年 月 日江 蘇 建 筑 職 業 技 術 學 院 二一二年六月 日 摘要 本設計主要介紹了數控加工中心主傳動系統的結構形式，并以電主軸作為主傳動部件對其進行研究。主要設計了數控加工中心用電主軸的主軸結構，套筒及支承部件磁懸浮軸承。解決了套筒與主軸的配合及支承部件的布置形式等關鍵技術問題。本設計采用了創新型設計方式：將主軸軸端的捕捉軸承置于內側以增加主軸剛度；將

2、蝶形彈簧拉刀機構換成彈簧卡爪以增加可靠性；將切削液通道均布于軸端內部以增強冷卻效果。 關鍵詞：數控加工中心；電主軸；套筒；磁懸浮軸承 abstractthis paper introduces the design of cnc machining centers form the structure of the main drive system and electric drive components as the main axis of their research. the main design of the cnc machining center spindle of th

3、e spindle power structure, sleeve bearings and bearing components of magnetic levitation. solved with the spindle sleeve and bearing components with the layout of the form of the key technical problems. the design uses an innovative design approach: the main shaft bearing at the inside of the catch

4、to increase the stiffness of the spindle; will broach butterfly institutions spring into spring claw card in order to increase reliability; to cloth cutting fluid channel in the shaft end to enhance the cooling effect inside. keywords: cnc machining center； electric spindle； sleeve；magnetic bearing

5、目錄1.確定主傳動系統設計方案，擬定傳動原理圖071.1直接馭動主軸傳動方案001.2一級傳動方案861.3多級傳動方案651.4合理傳動方案的確定462.進行動力設計和運動設計2.1 運動設計872.1.1 傳動方案設計782.1.2轉速調速范圍68 2.1.3變化組57 2.1.4結構式采用13 2.1.5繪制轉速圖23 2.1.6確定變速組齒輪齒數45 2.1.7傳動系統圖55 2.1.8帶輪設計34 2.1.9計算帶的力56 2.2 動力設計34 2.2.1傳動件的計算轉速45 2.2.2計算各傳動軸的輸出功率12 2.2.3計算各傳動軸的扭矩34 2.2.4軸徑設計及鍵的選取67 2

6、.2.6齒輪校核56 2.2.5計算齒輪模數543.主軸和軸的結構設計、精度設計和剛度設計223.1主要參數的確定99 3.1.1主軸前軸頸直徑的選取00 3.1.2主軸內孔直徑d的確定89 3.1.3主軸前端懸伸量a的確定903.1.4主軸主要支承間跨距l的確定563.2 主軸的構造243.3 軸上零件的定位993.4 主軸的校核90 3.4.2主軸的扭轉剛度校核97 3.4.1主軸按扭轉強度校核773.5 主軸的主軸組件的剛度驗算663.6 求軸承剛度344.軸承選用與壽命計算23 4.1、滾動軸承的主要類型、性能與特點12 4.1.1向心軸承83 4.1.2推力軸承55 4.1.3滾子動

7、軸承98 4.2 軸承的選取67 4.3 壽命計算78 4.3.1基本額定壽命和基本額定動載荷80 4.3.2滾動軸承疲勞壽命計算的基本公式575.主軸箱體結構設計和精度設計355.1箱體基本知識66 5.1.1箱體的主要功能79 5.1.2箱體的分類445.2設計的主要問題和設計要求54 5.2.1滿足強度和剛度要求99 5.2.2散熱性能和熱變形問題88 5.2.3結構設計合理77 5.2.4工藝性好66 5.2.5造型好、質量小665.3主軸箱體結構設計876.拉刀裝置設計996.1刀具自動夾緊機構776.2 拉刀裝置的工作原理557.繪制主傳動系統裝配圖和零件圖447.1主傳動系統裝配

8、圖887.2主軸圖787.3傳動軸圖777.4帶輪圖447.5齒輪圖448、 結論22指標轉速/(r/min)計算/額定轉速/(r/min)輸出功率/kw主 軸540001506.13交流主電動機 04500 15007 一、確定主傳動系統設計方案，擬定傳動原理圖1.1, 直接馭動主軸傳動方案 這種傳動方式是八十年代未期發展起來的, 它是采用交流變頻寬調速vac電機通過剛性連軸節與機床主軸聯接, 或采用內裝或主軸電機(即將機床主軸裝在電機的定子內)來驅動主軸的一種傳動方式。這種傳動方既沒有齒輪變速裝置, 又沒有皮帶變速機構, 主要是由電機本身來完成變速和傳遞扭矩任務。其優點是省去齒輪和皮帶傳動

9、裝置, 明顯地降低了機床的振動, 噪聲和熱量的產生, 提高了機床主軸的工作熱穩定性, 可實現高精度加工。直接馭動主軸的傳動方案見圖1 1.2，一級傳動方案一級傳動時, 無齒輪變速箱, 只可能有齒輪或皮帶降速。這時也主要是由電機本身來完成變速和傳遞扭矩的任務, 這種方案目前采用較少。見圖2 1.3,多級傳動方案二級以上傳動方案為多級傳動方案。多級傳動時, 方案很多但各有千秋, 選擇時應根據具體實際情況而定。 但最多為四級, 四級以上沒有使用價值。一般采用齒輪兩檔變速機構（二級傳動方案）, 可配合較為經濟的額定轉速較大的無級調速電機, 既可獲得較高轉速, 又可較大地拓寬恒功率范圍, 提高低速扭矩,

10、 適合于要求達到較高轉速且可進行較大切削量加工的場合。采用齒輪三檔變速機構（三級傳動方案）, 配合較為經濟的額定轉速較大的無級調速電機, 既可獲得較高轉速, 又可大大拓寬恒功率范圍,大大提高低速扭矩, 適合于要求達到較高轉速且可進行大切削量加工的場合, 其機械性能幾乎與齒輪有級變速方式相同。但結構復雜, 且由于采用齒輪多級傳動方式, 最高轉速受限更大。目前這種傳動方式很少采用。多級傳動方案圖略1.4， 合理傳動方案的確定從以上介紹可知, 各種傳動方式各有優缺點, 關鍵是根據不同的使用要求選擇不同的傳動方式。“三圖”設計“三圖”是指轉速、功率和轉矩曲線圖。相關數據計算如下：主軸恒功率調速范圍=主

11、軸最高轉速÷主軸計算轉速4000÷15027主電動機恒功率調速范圍主電動機最高轉速÷主電動機計算轉速4500÷15003要將主電動機的恒功率調速范圍由3通過齒輪變速擴大9倍到27，此時主傳動系統的最大降速比1500÷15010，即讓主電動機的基本轉速1500 r/min. 經齒輪降速后落在主軸的計算轉速150 r/min上，這樣才能使主電動機恒功率調速范圍與主軸恒功率調速范圍最低極限匹配。要讓轉速圖上不出現“重疊”、“缺口”，還得令：齒輪變速公比=變速級數=電動機恒功率調速范圍=3由此可知采用三級傳動方案45001500 高速級降速比=4500

12、÷4000=1.125 1333400045001500 中速級降速比=10÷3=3.33 450133345001500 低速級降速比=1500÷150=10 5450 二、動力設計和運動設計2.1, 運動設計2.1.1 傳動方案設計（選擇集中傳動方案）2.1.2轉速調速范圍2.1.3根據計算得出三個檔次速度變化組45001500 高速降速比=4500÷4000=1.125 （0.89） 1333400045001500 中速降速比=10÷3=3.33 （0.3） 450133345001500 低速降速比=1500÷150=10

13、（0.1） 54502.1.4結構式采用：由于在變速級數z=3一定時，減少變速組個數勢必增加各變速組的傳動副數，并且降速過快而導致齒輪的徑向尺寸增大，為使變速箱中的齒輪個數最少，每個變速組的傳動副數最好取23個。所以采用如圖傳動2.1.5繪制轉速圖：(1）分配總降速比 (2）確定傳動軸數變速軸軸數=變速組數+定比變速副數+1=3+1+1=4。 如下圖所示 3）繪制轉速圖2.1.6確定變速組齒輪齒數 (1）先計算基本組的齒輪的齒數基本組的降速比分別為：、， =2 根據傳動比和查表計算的：z1=37，z2=22；z3=25，z4=44。(2）擴大組的齒數確定：=0.4、 =1.2根據傳動比和查表計

14、算的：z3=25，z4=44； z5=20，z6=36,z7=50。2.1.7傳動系統圖如右圖：2.1.8帶輪設計 (1）確定計算功率: ,k為工作情況系數，可取工作8小時，取k=1.0 (2）選擇三角帶的型號: 由和查表選擇型帶(3）取，則，取(4）核算膠帶速度v -(5）初定中心矩根據機械設計經驗公式（11.20）根據機械設計表（11.4）的 取.(6）計算膠帶的長度由機械設計公式（11.2）計算帶輪的基準長度 由機械設計圖11.4，圓整到標準的計算長度 (7）計算實際中心距 (8）核算小帶輪的包角 (9）確定膠帶的根數 由機械設計中的表11.8到11.12得 ， ，取三根帶。 (10）大

15、帶輪結構如下圖所示： 2.1.9計算帶的張緊力作用在軸上的壓軸力 -帶的傳動功率,kw；v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。v = 1500r/min = 9.81m/s、v =4500r/min=29.44m/s。 2.2, 動力設計2.2.1傳動件的計算轉速 主軸的計算轉速：n=150r/min。各軸的計算轉速如下：軸序號電2主計算轉速（r/min）1500750370150核算主軸轉速誤差 所以合適。2.2.2計算各傳動軸的輸出功率 2.2.3計算各傳動軸的扭矩 （n.mm） （n.mm）（n.mm）2.2.4軸徑設計及鍵的選取（查機械設計公式16.9

16、和表16.4得）軸一：，取帶入公式： 有，,圓整取選花鍵：軸二：，取帶入公式： 有，,圓整取 選花鍵：主軸：，取帶入公式： 有，,圓整取選花鍵：其中：p-電動機額定功率（kw）；-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。2.2.5計算齒輪模數齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱

17、齒輪及斜齒輪傳動，查表的齒輪精度選用7級精度，再由表10-1選擇小齒輪材料為40c(調質)，硬度為280hbs：有公式： 齒面接觸疲勞強度：其中: -公比 ； = 2； -齒輪傳遞的名義功率； -齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力； -計算齒輪計算轉速;-載荷系數取1.76。 -齒輪齒數 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: -齒輪傳遞的名義功率； -齒寬系數； -齒輪許允齒根應力 45號鋼整體淬火， 按接觸疲勞計算齒輪模數m,查表計算可得低速檔 取， 由公式可得，m=3.5mm 由公式 可得，m=2mm因為所以m=3.5mm中速檔 取，由公式可得，m=2.5mm由公式 可得，m=1.5mm因為所以m=2

18、.5mm高速檔 取，由公式可得，m=2.5mm由公式 可得，m=2mm因為所以m=2.5mm2.2.6齒輪校核 初選齒輪的材料：一律選用鍛鋼（需進行精加工的齒輪所用鍛鋼）材料牌號：硬度60hrc齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ；表6.1齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪齒數z模數分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高z5203.5707761.253.54.375z2222.5556048.752.53.125z3252.562.567.556.252.53.125z6362.5909583.752.53.125z1372.592.597.586.252.53.1

19、25z4442.5110115103.752.53.125z7503.5175182166.253.54.375傳動軸間的中心距因為齒寬系數=中心距×一個系數 ，硬齒面0.35、軟齒面0.4。 齒寬系數=0.4×0.825=0.33 =0.4×1=0.4選齒寬系數=0.33 因為齒輪z2有三個傳動檔所以 因為齒輪z5有兩個傳動檔所以齒厚 三、主軸和軸的結構設計、精度設計和剛度設計3.1，主要參數的確定3.1.1主軸前軸頸直徑的選取 根據功率，在之間，查表得主軸軸頸選取，取。主軸后軸頸直徑=0.9=81mm， 取=81mm。根據設計方案，選前軸承為30218型，后軸

20、承為30216型。3.1.2主軸內孔直徑d的確定 很多機床的主軸是空心的，內孔直徑與其用途有關。銑床主軸內孔可通過拉桿來拉緊刀桿。為不過多的削弱主軸的剛度，銑床主軸孔徑d可比刀具拉桿直徑大510mm。根據經驗公式可知：d=(50%60%)=(3542)mm,此處取d=35mm, =0.4. 當小于0.3時，空心主軸的剛度幾乎等于實心主軸的剛度，等于0.4時，空心主軸的剛度為實心主軸的90%，小于0.7時，空心主軸的剛度急劇下降，所以d=35mm是合適的。3.1.3主軸前端懸伸量a的確定 主軸懸伸量a一般越小越好，a值越小，對提高主軸組件的旋轉精度、剛度和抗振性都有顯著效果。根據專用機床設計與制

21、造表515可知：=0.61.5 a=（0.61.5） a=54135mm本設計取a為80毫米。3.1.4主軸主要支承間跨距l的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距l，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距l往往大于上述最佳跨距，此處選l=3a=300mm. 下面我們就來確定最佳跨距

22、與合理跨距。（1）的確定支承剛度可用估算式：取彈性模量 主軸截面慣性矩 截面面積 無量綱量，則根據判別式所以有（2）的確定根據以上計算所得的值，由于結構上原因往往不能實現。設實選跨距為l，則主軸組件的剛度達不到最大值。令l/=1時的剛度為100%，則當0.751.5時，主軸組件的剛度損失不超過5%7%，即：=（0.751.5）=170340.5mm我們在設計中，取支承跨距為=250mm3.2, 主軸的構造主軸的構造和形狀主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數量、位置和安裝定位方法等。設計時還應考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性。框架式數控銑床主軸一般為空心階梯軸，前端徑向

23、尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。主軸的前端形式取決于機床類型和安裝夾具或刀具的形式。主軸頭部的形狀和尺寸已經標準化，應遵照標準進行設計。主軸的直徑和長度的確定主要是根據軸上零件的裝配，框架式數控銑床主軸簡圖如圖4-6所示軸上主要尺寸已在前面介紹，在確定各軸段長度時，應盡可能使結構緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調整空間。軸的各段長度主要是根據各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相臨零件間必要的空隙來確定的。圖4-6框架式銑床主軸簡圖3.3, 軸上零件的定位3.3.1零件的軸向定位 軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩，軸

24、肩處易產生應力集中，而且軸肩過多也不利于裝配，因此，軸肩定位多用于軸向力較大的場合，套筒定位因為不影響軸的疲勞強度，一般用于軸上兩個零件之間的定位。若兩零件的間距較大或轉速較高時，都不宜采用套筒定位。軸端擋圈適用于固定軸端零件，可以承受較大的軸向力。為了防止軸端擋圈轉動造成螺釘松脫，可加圓柱銷鎖定軸端擋圈。圓螺母定位可承受大的軸向力，但軸上螺紋處有較大的應力集中，故一般用于固定軸端的零件，當軸上零件間距離較大不宜使用套筒定位時，也常采用圓螺母定位。3.3.2零件的周向定位周向定位的目的是限制軸上零件與軸發生相對轉動。常用的周向定位零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等，其中緊定螺釘只用在傳

25、力不大之處。3.4, 主軸的校核3.4.1主軸按扭轉強度校核這種方法只是按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受到不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。軸的扭轉強度條件為： (4.1) (4.2) (4.3) 需用扭轉切應力，單位為。因為=7 ，mm，查表得40 的值為：3555，則0.31 成立，所以此主軸滿足扭轉強度要求。3.4.2主軸的扭轉剛度校核。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角表示。階梯軸的扭轉角單位為（）/m的計算公式為： 對圓軸： = 軸的扭轉剛度的條件為： 的取值為 0.51（）/m 計算得階梯軸的扭轉角為： 0.04,則軸滿足扭轉剛度要求。3.5, 主軸的主軸組件

26、的剛度驗算主軸的驗算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不同，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。剛度分為彎曲剛度與扭轉剛度兩種。彎曲剛度用軸在受力時產生的撓度（y）及傾角（）來度量；扭轉剛度用軸在受力時每1米長度產生的扭轉角（）來度量。本設計中，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高，所以我們把軸看作等徑軸，采用平均直徑（各直徑之和除以直徑數）來進行計算。我們將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。根據設計時的已知條件可得：主軸輸出轉速n=150r/min,傳動比i=10;傳動效率：由設計圖知，輸出齒輪的功率、轉速與它通過的齒輪嚙合對數相關，由于功率在傳動過程中有損失，則在輸出齒輪上傳遞的

27、功率大小為：=6.13 kw （此設計中，電機的輸入功率為7 kw）計算齒輪受力：大齒輪z7的受力計算：轉矩： 圓周力： kn徑向力： kn （其中，直齒圓柱齒輪的壓力角為）法向力 kn小齒輪z6的受力計算：轉矩： 圓周力： kn徑向力： kn （其中，直齒圓柱齒輪的壓力角為）法向力 kn經比較可得：小齒輪上受到的力遠遠大于大齒輪上的力，所以在計算過程中，僅對小齒輪上的力對軸的影響進行了受力分析。令主軸末端軸承不受力，而其前端受到的徑向銑削力為銑刀的最大切削力 n（由銑削功率的計算公式為、是銑削功率、是銑削速度），則主軸受力如下所示：圖5-3 主軸的受力分析計算支承反力：水平面反力：=4.73

28、 kn=-4.50kn垂直面反力：=-1.02kn kn畫彎矩圖：水平面彎矩圖：如上圖d 所示垂直面彎矩圖：如上圖e所示 合成彎矩圖：畫軸轉矩：軸受轉矩： 轉矩圖：如上圖g所示許用應力：許用應力值：取軸材料為45，用插值法由機械設計表11.3查得： ；應力校正系數：畫當量彎矩圖：如上圖h所示當量轉矩： 當量彎矩：在小齒輪中間截面處 在右端軸頸處 畫當量彎矩圖：如上圖h所示3.6，求軸承剛度主軸最大輸出轉矩（未考慮機械效率）t=切削力：背向力：故總此作用力：f=此力主軸頸和后軸頸個承受一般，故主軸端受力為f/2=12926n。在估算時，先假設初值l/a=3,l=3100=300mm。前后支承的支

29、反力和:根據公式有：查得軸承根子有效長度、球數和列數：再帶入剛度公式： 四、軸承選用與壽命計算4.1、滾動軸承的主要類型、性能與特點按滾動體的形狀，滾動軸承可分為球軸承和滾子軸承。按接觸角的大小和所能承受載荷的方向，軸承可分為：4.1.1向心軸承：公稱接觸角：0°45°，向心軸承又可細分為：a、徑向接觸軸承：0°，只能承受徑向載荷(如圓柱滾子軸承)，或主要用于承受徑向載荷，但也能承受少量的軸向載荷(如深溝球軸承)；b、向心角接觸軸承：0°<45°，能同時承受徑向載荷和單向的軸向載荷(如角接觸球軸承及圓錐滾子軸承)。4.1.2推力軸承：公稱

30、接觸角：45°<90°，推力軸承又可細分為：a、軸向接觸軸承：90°，只用于承受軸向載荷；b、推力角接觸軸承：45°<<90°主要承受大的軸向載荷，也能承受不大的徑向載荷。按自動調心性能，軸承可分為自動調心軸承和非自動調心軸承。滾子軸承的類型很多，現將最常用的幾種滾動軸承的性能和特點作一簡要介紹，其他的見表9-1中。4.1.3滾子動軸承能承受較大的徑向載荷和單向的軸向載荷，極限轉速較低。 內外圈可分離，故軸承游隙可在安裝時調整，通常成對使用，對稱安裝。適用于轉速不太高、軸的剛性較好的場合。軸承類型結構簡圖、承載方向類型代號尺寸

31、系列代號組合代號特性雙列角接觸球軸承(0)(0)32333233同時能承受徑向載荷和雙向的軸向載荷、它比角接觸球軸承具有較大的承載能力，調心球軸承1(1)1(1)(0)222(0)323 12221323主要承受徑向載荷，也可同時承受少量的雙向軸向載荷。外圈滾道為球面，具有自動調心性能。 內外圈軸線相對偏斜允許 2°3°，適用于多支軸，彎曲剛度小的軸以及難于精確對中的支承。調心滾子軸承222222221322233031324041213222223230231232240241用于承受徑向載荷，其承載能力比調心球軸承約大一倍，也能承受少量的雙向軸向載荷。外圈滾道為球面，具

32、有調心性能，內外圈軸線相對偏斜允許0.5°2°，適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸以及難于精確對中的支承推力調心滾子軸承222929394292293294可以承受很大的軸向載荷和一定的徑向載荷。滾子為鼓形，外圈滾道為球面，能自動調心，允許軸線偏斜 2°3°，轉速可比推力球軸承高，常用于水輪機軸和起重機轉盤等圓錐滾子軸承333333333302031320222329303132302303313320322323329330331332能承受較大的徑向載荷和單向的軸向載荷，極限轉速較低。 內外圈可分離，故軸承游隙可在安裝時調整，通常成對使用，對稱安裝。適用

33、于轉速不太高、軸的剛性較好場合。雙列深溝球軸承44(2)2(2)34243主要承受徑向載荷，也能承受一定的雙向軸向載荷它比深溝球軸承具有較大承載能力推力球軸承單向555511121314511512513514推力球軸承的套圈與滾動體多半是可分離的。單向推力球軸承只能承受單向軸向載荷，兩個圈的內孔不一樣大，內徑較小的是緊圈與軸配合，內孔較大的是松圈，與機座固定在一起。極限轉速較低，適用于軸向力大而 轉速較低的埸合。雙向555222324522523524雙向推力軸承可承受雙向軸向載荷，中間圈為緊圈，與軸配合，另兩圈為松圈。 高速時，由于離心力大，球與保持架因摩擦而發熱嚴重，壽命較低。常用于軸向

34、載荷大、轉速不高處。深溝球軸承666616666617371819(0)0(1)0(0)2(0)3(0)461763761861916060626364主要承受徑向載荷，也可同時承受少量雙向軸向載荷，工作時內外圈軸線允許偏斜816。 摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊負荷能力較差。適用于高速場合，在高速時，可能來代替推力球軸承。角接觸球軸承777719(1)0(0)2(0)3(0)471970727374能同時承受徑向載荷與單向的軸向載荷，公稱接觸角有15°、25°、40°三種。越大，軸向承載能力也越大。通常成對使用，對稱安裝。極限

35、轉速較高。 適用于轉速較高、 同時承受徑向和軸向載荷的場合。推力圓柱滾子軸承881112811812能承受很大的單向軸向載荷，但不能承受徑向載荷，它比推力球軸承承載能力要大；套圈也分緊圈和松圈。其極限轉速很低，故適用于低速重載的場合。圓柱滾子軸承外圈無擋力圓柱滾子軸承nnnnnn10(0)222(0)323(0)4n10n2n22n3n23n4只能承受徑向載荷，不能承受軸向載荷。承受載荷能力比同尺寸的球軸承大，尤其是承受沖擊載荷能力大，極限轉速較高。雙列圓柱滾子軸承nn30nn30對軸的偏斜敏感，允許外圈與內圈的偏斜度較小（24)，故只能用于剛性較大的軸上，并要求支承座孔很好地對中。雙列圓柱滾

36、子軸承比單列軸承承受載荷的能力更高。滾針軸承nanana484969na48na49na69這類軸承采用數量較多的滾針作滾動體，一般沒有保持架。徑向結構緊湊，且徑向承受載荷能力很大，價格低廉。缺點是不能承受軸向負荷，滾針間有摩擦，旋轉精度及極限轉速低，工作時不允許內、外圈軸線有偏斜。常用于轉速較低而徑向尺寸受限制的場合。四點接觸球軸承qjqj(0)2(0)3qj2qj3它是雙半內圈單列向心推力球軸承，能承受徑向載荷及任一方向的軸向載荷。球和滾道四點接觸，與其他球軸承比較，當徑向游隙相同時軸向游隙較小。4.2,軸承的選取(1) 帶輪：由于帶輪不承受軸向力，故選用深溝球軸承，型號：210。(2)

37、一軸：一軸的前后端與箱體外壁配合，配合處傳動軸的軸徑是30mm，同時一軸也不會承受軸向力故也選用深溝球軸承，型號：205。(3) 二軸：二軸與一軸相似，但是由于工作過程之中傳動可能右誤差，二軸會承受軸向 力，因此二軸與外壁配合處采用圓錐滾子軸承，型號：7206e。(4) 主軸：主軸是傳動系統之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。 從主軸末端到前端依次選擇軸承為圓錐滾子軸承，型號：7214e;推力球軸承，型號:38215；圓柱滾子軸承，型號：31821134.3,壽命計算4.3.1基本額定壽命和基本額定動載荷所謂軸承壽命，對于單個滾動軸承來說，是指其中一個套圈或滾動體材料首次出現疲勞點蝕之

38、前，一套圈相對于另一套圈所能運轉的轉數。由于對同一批軸承(結構、尺寸、材料、熱處理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作條件下進行壽命實驗，滾動軸承的疲勞壽命是相當離散的，所以只能用基本額定壽命作為選擇軸承的標準。基本額定壽命：是指一批相同的軸承，在相同條件下運轉，其中90%的軸承在發生疲勞點蝕以前能運轉的總轉數(以轉為單位)或在一定轉速下所能運轉的總工作小時數。基本額定動載荷c：當軸承的基本額定壽命為轉時，軸承所能承受的載荷值。基本額定動載荷，對向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動載荷，用表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，并稱為軸向基本額定動載荷，用表示；對角接觸球軸承或圓錐滾

39、子軸承，指的是使套圈間只產生純徑向位移的載荷的徑向分量。不同型號的軸承有不同的基本額定動載荷值，它表征了不同型號軸承承載能力的大小。4.3.2滾動軸承疲勞壽命計算的基本公式圖4-1軸承的載荷-壽命曲線圖4-1是軸承的載荷-壽命曲線，它表示了載荷p與基本額定壽命之間的關系。此曲線用公式表示為：(轉) 式中：p 為當量動載荷(n)； 為壽命指數，對于球軸承 3；對于滾子軸承 10/3。 l額定壽命，單位是轉實際計算時，常用小時數表示軸承壽命為：(h) 式中：n為代表軸承的轉速(r/min)。溫度的變化通常會對軸承元件材料產生影響，軸承硬度將要降低，承載能力下降。所以需引入溫度系數 ft (見表4-

40、2)，對壽命計算公式進行修正：(轉) (h)表4-2溫度系數 ft軸承工作溫度()120125150175200225250300350溫度系數ft1.000.950.900.850.800.750.700.60.5 疲勞壽命校核計算應滿足的約束條件為'式中：' 為軸承預期計算壽命，列于表4-2，可供參考。如果當量動載荷p和轉速n已知，預期計算壽命' 也已被選定，則可從公式中計算出軸承應具有的基本額定動載荷' 值，從而可根據' 值選用所需軸承的型號： n表4-3推薦的軸承預期計算壽命機器類型預期計算壽命 （h）不經常使用的儀器或設備，如閘門開閉裝置等30

41、03000短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果，如手動機械等30008000間斷使用的機械，中斷使用后果嚴重，如發動機輔助設計、流水作業線自動傳送裝置、長降機、車間吊車、不常使用的機床等800012000每日8小時工作的機械（利用率較高），如一般的齒輪傳動、某些固定電動機等1200020000每日8小時工作的機械（利用率不高），如金屬切削機床、連續使用的起重機、木材加工機械、印刷機械等200003000024小時連續工作的機械，如礦山升降機、紡織機械、泵、電機等400006000024小時連續工作的機械，中斷使用后果嚴重。如纖維生產或造紙設備、發電站主電機、礦井水泵、船舶漿軸等100

42、000200000由表4-3可知一軸、二軸和主軸上的軸承預期壽命1200020000小時。五、主軸箱體結構設計和精度設計5.1,箱體基本知識5.1.1箱體的主要功能 (1)支承并包容各種傳動零件，如齒輪、軸、軸承等，使它們能夠保持正常的運動關系和運動精度。箱體還可以儲存潤滑劑，實現各種運動零件的潤滑。 (2)安全保護和密封作用，使箱體內的零件不受外界環境的影響，又保護機器操作者的人生安全，并有一定的隔振、隔熱和隔音作用。 (3)使機器各部分分別由獨立的箱體組成，各成單元，便于加工、裝配、調整和修理。 (4)改善機器造型，協調機器各部分比例，使整機造型美觀。 5.1.2箱體的分類 按箱體的制造方

43、法分，主要有： 1)鑄造箱體，常用的材料是鑄鐵，有時也用鑄鋼、鑄鋁合金和鑄銅等。鑄鐵箱體的特點是結構形狀可以較復雜，有較好的吸振性和機加工性能，常用于成批生產的中小型箱體。 2)焊接箱體，由鋼板、型鋼或鑄鋼件焊接而成，結構要求較簡單，生產周期較短。焊接箱體適用于單件小批量生產，尤其是大件箱體，采用焊接件可大大降低成本。 3)其它箱體，如沖壓和注塑箱體，適用于大批量生產的小型、輕載和結構形狀簡單的箱體。 5.2，設計的主要問題和設計要求 箱體設計首先要考慮箱體內零件的布置及與箱體外部零件的關系，如車床按兩頂尖要求等高，確定箱體的形狀和尺寸，此外還應考慮以下問題： 5.2.1滿足強度和剛度要求。對

44、受力很大的箱體零件，滿足強度是一個重要問題；但對于大多數箱體，評定性能的主要指標是剛度，因為箱體的剛度不僅影響傳動零件的正常工作，而且還影響部件的工作精度。 5.2.2散熱性能和熱變形問題。箱體內零件摩擦發熱使潤滑油粘度變化，影響其潤滑性能；溫度升高使箱體產生熱變形，尤其是溫度不均勻分布的熱變形和熱應力，對箱體的精度和強度有很大的影響。 5.2.3結構設計合理。如支點的安排、筋的布置、開孔位置和連接結構的設計等均要有利于提高箱體的強度和剛度。 5.2.4工藝性好。包括毛坯制造、機械加工及熱處理、裝配調整、安裝固定、吊裝運輸、維護修理等各方面的工藝性。 5.2.5造型好、質量小。 設計不同的箱體

45、對以上的要求可能有所側重。 5.3，主軸箱體結構設計 箱體的形狀和尺寸常由箱體內部零件及內部零件間的相互關系來決定，決定箱體結構尺寸和外觀造型的這一設計方法稱為"結構包容法"，當然還應考慮外部有關零件對箱體形狀和尺寸的要求。 箱體壁厚的設計多采用類比法，對同類產品進行比較，參照設計者的經驗或設計手冊等資料提供的經驗數據，確定壁厚、筋板和凸臺等的布置和結構參數。對于重要的箱體，可用計算機的有限元法計算箱體的剛度和強度，或用模型和實物進行應力或應變的測定，直接取得數據或作為計算結果的校核手段。 5.3.1箱體的毛坯、材料及熱處理 (1)箱體的毛坯：選用鑄造毛坯或焊接毛坯，應根據

46、具體條件進行全面分析決定。鑄造容易鑄造出結構復雜的箱體毛坯，焊接箱體允許有薄壁和大平面，而鑄造卻較困難實現薄壁和大平面。 焊接箱體一般比鑄造箱體輕，鑄造箱體的熱影響變形小，吸振能力較強，也容易獲得較好的結構剛度。 (2)箱體的材料和熱處理 箱體的常用材料有： 鑄鐵 多數箱體的材料為鑄鐵，鑄鐵流動性好，收縮較小，容易獲得形狀和結構復雜的箱體。鑄鐵的阻尼作用強，動態剛性和機加工性能好，價格適度。加入合金元素還可以提高耐磨性。具體牌號查閱有關手冊。 鑄造鋁合金 用于要求減小質量且載荷不太大的箱體。多數可通過熱處理進行強化，有足夠的強度和較好的塑性。 鋼材 鑄鋼有一定的強度，良好的塑性和韌性，較好的導

47、熱性和焊接性，機加工性能也較好，但鑄造時容易氧化與熱裂。箱體也可用低碳鋼板和型鋼焊接而成。 箱體的熱處理： 鑄造或箱體毛坯中的剩余應力使箱體產生變形，為了保證箱體加工后精度的穩定性，對箱體毛坯或粗加工后要用熱處理方法消除剩余應力，減少變形。常用的熱處理措施有以下三類： a)熱時效。鑄件在500600°c下退火，可以大幅度地降低或消除鑄造箱體中的剩余應力。 b)熱沖擊時效。將鑄件快速加熱，利用其產生的熱應力與鑄造剩余應力疊加，使原有剩余應力松弛。 c)自然時效。自然時效和振動時效可以提高鑄件的松弛剛性，使鑄件的尺寸精度穩定。 5.3.2箱體結構參數的選擇 (1) 壁厚 鑄鐵、鑄鋼和其它材料箱體的壁厚可以從表5-1中選取，表中n用下式計算： n=（2l+b+h）/3000 （mm） 式中l-鑄件長度（mm），l、b、h中，l為最大值； b-鑄件寬度（mm