《机械系统设计》课程设计-机床主传动系统主轴变速箱设计(全套图纸).docx

内容提要

一、课程设计的目的
《机械系统设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综 合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课，技术基础课 和专业课的有关理论知识，及生产等实践技能，达到巩固，加深和拓展所 学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型结构，进 行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统 主转动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关 工程设计手册，设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧， 提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能 的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创 造一定的条件。
画］号味主传动系统主轴变速箱设
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:屯横剖图 A<jtoCAD ES;
DW(i ' -;
［基主轴
AutoCAD
DWG】139
同J目录 lSlj兰 」M档
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全套cad图纸，加527953900
二、主要技术参数及基本要求
1、设计内容：
完成机床主传动系统主轴变速箱设计，包括车削左右螺纹的换向机构及与 进给联系的输出轴。
2、 主要技术参数：
技术参数：Nmin=63r/min； Nma^355r/min； Z=4 级；公比为 1.78；电 动机功率P=3KW；电机转速n=1430r/mino
3、 基本要求：
（1） 、每人必须完成展开图、零件图、截面图图样设计各一张，能够较清楚 地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。
（2） 、根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。
（3） 、正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。
（4） 、正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。说明书力 求用工程术语，文字通顺简练，字迹工整。
（5） 、完成典型零件工作图图样设计（展开图，横剖图，零件图各1张）。
三、设计步骤
（一）运动设计
（1） 传动方案设计（集中传动，分离式传动）
（2） 转速调速范围&二沁
wmin
（3） 公比：大公比，小公比和及混合公比
（4） 确定结构网和结构式：1）、传动副：前多后少，前密后疏;2）、超速级 解决方案：a:增加变速组，b:釆用分枝传动和背轮机构
（5） 绘制转速图:1）＞降速：前缓后急2）、升速：前急后缓
（6） 三角带设计:确定变速组齿轮齿数
（7） 绘出传动系统图
（二）动力设计
（1） 传动件的计算转速®•:各轴，各齿轮
（2） 传动轴轴径
（3） 齿轮模数
（4） 主轴设计：轴径（前径，后径），内孔直径，前端前伸量a（粗选：100-120）, 支撑形式，计算合理支撑跨距L
（三）结构设计
（1）校核一个齿轮（最小的），校核主轴（弯矩，扭矩）
四、设计参数
Nmin =63厂/min;Z = 4 级公比 0 = 1.7 & 电机功載 =3KW;电机转殲=1 4 3r0mii
设计内容
(一) 、绘制转速图
(1) 总降速传动比/〃 = 沁 == 0.044 nd 1430
⑵由提供的参数得公坳= 1.78
(3) 确定结构式:4 = 21X22
(4) 转速图的绘制如下：
电机
1430
(r/min)
2000
1120
630
355
200
112

1:1 •

XT

\\
X\

Vs

\\

I
II
III
63

(r/min)

转速图
(6) 电动机选用Y112M—4
(二) 、确定各变速组齿轮齿数
1、齿数计算
(1)基本组齿轮齿数的计算
7 1 7
iax =^= —；Z；2=^ = 1；*小齿轮的齿数应该在“中，
Z«1 0 Z«2
由文献［1］表4.1得
zal =25;Z；］ =』=45;Sq =70 由此可得:Z“2 =^- = 35;Z；2 =70-35 = 35
心 1 +切
验算:Zmin = Zal =24>18~20S 竝=70vl00 〜12QZ；］-Z；2 =10>4,满足要求
(2) 第一扩大组齿轮齿数
4严纽二丄;b二勺丸；最小齿轮的齿数应该血中，由文献［1］表4.1得
7、 (
Z 引=19;Z；1=^ = 61;Sfe =80;由此可得:乙 2 =t^=4(^Z；2 =80-40 = 40 h\ _ 1 + —2
验算：Zmin=ZM=19>18~20;Sfe =80vl00 〜12QZ；|-Z；2=21>4,满足要求 ⑶定比传动组
7 1
zc=#= —；M=19;Z；=61
Zc (P
2、校核各级转速的转速误差
级际速nin 各实转r/ml
4
60.
7
08.
11
8
3.
9
11
9
48.
3
级准速nin 各标转r/ml
63
12
00
2
5
5
3
误 差
%
1±
•
4
%
9
2
%
11
3.
1.7%
I头林琴覽f呼转速|xl00% v 10(0-1) = 7.8%合格
3、传动系统图如下:

二、传动件的计算与设计
(一) 、传动轴和主轴直径设计
⑴传动件的计算转速
主轴的计算转速/ 罰①「=63X1.78訐=76.3r/min
取主轴的计算转速^ =112r/min
各轴的计算转速如下：
轴 序
号
电动机(0)
I轴
II轴
III轴
IV轴
计算转速
r/min
1430
1120
630
355
112
最小齿轮的计算转速如下:
齿轮序号
1(25)
11(19)
m(19)
IV(61)
计算转速
1120r/min
1120r/mm
355r/min
112r/min
由转速得，选用齿轮精度为8级精度
(2) 计算各传动轴的输出琳如下:
p/ =p^xnrxnb =3x0.96x0.99 = 2.85K0
Pn =pjXnrxng = 2.85x 0.97x 0.99 = 2.7 4KW
P1U =PU xnrxn^ = 2.74x0.97x0.99 = 2.63KW
PIV = PIU xnrxng = 2.63x0.97x0.99 = 2.53ATFF
(3) 计算各轴的扭矩：
2 85
T, =955xl04 x^— = 2430{N^mm)
1 1120
2 74
Tm =955xl04
2.63
x
355
= 7075QN•加加)
= 955xl04
2.53
x
112
= 21572^N•加加)

（4）轴径的计算以及键的娜
由公却=91 •勺匸石（注:P -该轴的传递功率勺-该轴的计算转速 V卩［切
［切=0.5° 〜1°
l. W： Pj = 2.8 5KW;耳=1120” / min;取［切=1° 代入公式得
I~2 S5~
d. =91•孑——: =21.0曲加圆整^// = 25mm
1 V1120xl 7
2. 轴〃:巴=2.74KW;y =63（k/min;取［切=1。代入公式得
dn =91•彳
2.74
=24.0加也圆整取=25mm
630 〃
3. 轴〃/:片〃 =2.63KW;n. =355r/min;取［切=1。代入公式得 dm =91•对込=27,5mm;圆整取£〃 =30mm

4. 轴":
a:由文献［1］表3.2得，选取主轴前轴径）］=60m风后端直径
D2 =（0.7〜0.85）/）〃 ％取2 =506知风则平均直径0 = 55加加 对于普通机床主轴内孔伽= （0.55〜0.6）D,故取〃 =30加加 选用两端支撑初取悬伸＞ = 90mm
b:理想跨距计算：
Tlv =21572"•加风切削力F尸
215727
90
239&V

Fp =0.5Fc =1198V;F = 7fc2 +F/ =2678V
此力作用于顶力作用于的工件上主轴轴和尾架各承受TR故主轴主轴端受
F/2 = 1339V
设"a = 5;心455%前后支撑得支反力^和心分别如下:
Ra =—.^ = 160^^ =-»- = 239N
I I
由文献［1］公式3.7得前后轴承的刚度为心=470.12N//m 心=100.03N/如
.・.H = 4.7;I = 0.05x (0.054 一 0.0254) = 29.2xlO^m4 _ El _ 2.1x10“ x29.2xl0? _ ?
11 ~ KAa3 470.12x0.0123 xlO6 ~ *
式中 E = 2.1xlOuN/m2;
由文献［1］线图人/心5.1,・•・假设成立 厶'90x5 = 455%选用平键16x10
(二) 、齿轮模数的计算
(1) 4 5号钢,整体淬火［勺］=630WPQ；

(2)按接触疲劳计算齿轮电
mJ
=16338
mm

Nd -驱动电机的功率-齿轮计算转Mr/min)
u-大小齿轮齿数比％ = 6〜10;乙-小齿轮齿数
［1］/一/胸:(pm - &厶=25;况= 1.7•二 112O/min
= 1633
(1.78 + l)x3
8x252 xl.78x63tf xll20
2.3 加薩取 m = 2.5mm

[2] zZ-7Z2tt：^m =6;Z, =1知= 3.17;竹=63O/min
mJ
= 1633
(3.17 + l)x3
6灯几3.17x630x630
=3.0加风取m = 3mm

\3]lII-I^:(pm =6;Z} =19;况= 3.17;® =355r/min
mi
= 1633
(3.17 + l)x3
GxlbM.17x630x355
=3.38.加/広取111 = 3.5mm

(三) 、带轮的设计
⑴确定计算功率
P = 3KW,Ka为工作系数取一天工很小时，心=1.1
共25页
第9页
Pj=Nd=L\x3.0 = 3・3KW
(2) 选择带的型号
由匚.=3.3K炉和〃额=143O/min,由文献［2］表得取B型V带 n 1430
(3) 取0=90加％贝肛儿二」D］= —— x90 = ll加加
-n2 1120
⑷校核V带速度u
v =丹""=5.27m/s < 25m/s合格 60000
⑸初定中心距
4)=1.5x(D］+D2) =1.5x(90+112) =30如加；圆整30E加
(6) 计算V带的长度
TT
£o=2^o+-(D1+D2)
取标准值L°=90伽"
(7) 计算实际中心距
L(、-L
A = A(} 4 = 300+
+鹽鼻 917.5“
2 2
(9)校核小带轮包角
Qnn_oi 75
= 291.25加也圆整4 = 300力加

5«180°-^^x^-= 175.67° >120°;/.合格
A 71
(10)确定V带的根数
由文献［2］表 11.8得：G)=0.90«0;帆=0.09KW;Kl =0.87
Kd=0.99;Pc=3.3KJV

S+ATRK 足
= 3.87;圆整取Z = 4

(11)带轮的结构图如下丽
65

co OJ 0

（四）、齿轮校核
直角圆柱齿轮的应力验算公式:
轴序 号
I
I
n
n
n
n
m
m
m
IV
轮数 齿齿
5
3
5
2
5
3
45
40
n
40
61
9
11
61

5
2
5
2
5
2
5
2
3
3
3
3
5
3.
5
3.
分度 圆
5
87.
5
2
6
5
87.
5
2
11
11
20
11

20
11
3
8
11
5
6.
6
5
3.
11
2
根直 齿圆径
5
2
•
11
8

□

n
顶直 齿圆径
90
□

□
二

□
kJ

接触应力验算

2088x103
Z xm
u±1)K}K2K3KsN
uBrij

弯曲应力验算
191xl05 K}K2K3KsN
Zm2BY«7
(MP) < ［弘］

(J . =100QW^Qcr炉=320Mpa
N-额定功率；“一传动效率；m—齿轮模数
B—齿宽；Z—小齿轮齿数；况一大小齿轮齿数之比
Ks—寿命系数；K=KTKnKNKq
Ky—工作期限系数；
T -齿轮在工作期限的总N乍时间/?; Ts = 15000- 20000
T = Ts IP(P为传动组的传动副数)
接触载荷Co=l()7；弯曲载荷Co=2xlO";
接触载荷m=3；弯曲载荷n=6；
Kt -转速弯曲系数；Kn—功率利用系数；Kq —材料强化系数
(1)励一加由小齿轮的强度校核
45
Z = 25;u =一;m = 25;B = % xm = 2Q® =1120/min
2 5
K} =1.04; =1・13；心=1.04
S
P
—°。
[1憔触应力校核：Kt飞；岁2 =3.69
Kn =0.83;K,\, =0.5 =0.64;K、=0.89
J Zm
uBn；
他J 2.34
Q
Kn =0.83;心=0.7&K“ =0.77;K、. =1.11； Y=0.395
191x105 KAzKsKfN 人皿
<rw= 二鳥：丄=1 &79Mpa < 320MPa :.合格
[2再曲应力校核：Kr =
2088xl°3 1(" + 1)朋2瓦心” =2414Mpa< 100 (MPa /.合格
亦BY®
⑵ 加由一〃并由小齿轮的强度校核
Z = 19;u =^;m = 3;B =(pni xxn = 3O;nj =1120/min K、=1.04;/T2 =1A2;K3 =1.13
r = ^ = 15000=7500
P 2 [1假触应力校核：Kt飞‘。严 =3.69
Kn =0.83;^ =0.5=0.64;K、=0.9
2088x 10? I(u + \)K\K》KqKpN 人
Zm
uBn；
他J 2.34
C。
Kn =0.85;心=0.7&化=0.77;K$ =1.11； Y=0.395
一191x10XK2KKN“2.53Mx320^・••合格
[2]弯曲应力校核：kt =
<r . = —_= 」—— I 2 丄丄 =119.5MPci < 1 OOOMPa z.合格
Zm2 BYrij
⑶〃连由一〃啪小齿轮的强度校核
Z = l^w =-^；m = 3.5;B =(pm xm = 35;=355r/min K、=1.04; K2 =1A2;K3 =1.04;77 = —=^^=5000
［1］接触应力校核：kt =
^1=1.98
Co
Kn =0.85;K，v =0・・75;Kg =0.79;K$ =0.8
2088xl03 \(u + V\K.K.K.K.N 人“
(J
Zm
八 7,235 =18642⑷ avlOOCH/P".合格
uBrij
[2昨曲应力校核：K厂如^=2.51
G)
Kn =0.85;心=0.5&匕=0.60;K、. =0.74； Y =0.408 %=19叹10'£山2«3«小=]0 0射伽＜32阴姑.合格
ZmBYn;
(五) 、主轴弯曲刚度校核
(1)主轴刚度符合要求的条件如下：
a主轴的前端部挠度X ＜ ［y］ = 0.0002 X 525 = 0.105
b主轴在前轴承处的倾角& ＜容说淄［&］轴承＜ O.OOlrad
c在安装齿轮处的倾角& ＜容许值［&］齿W 0.001m"
⑵计算如下：
120
450

前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为深沟球轴承和止推轴承，跨距
L=450mm.
当量外径
主轴刚度:

因为di/de=25/285=0.088<0.7^以孔对刚度的影响可忽略;

k^3xl04 x(de4-di4) _ 3x10° x(0.45° —0.0254) =2kN/mm
$ aA2 x(l + a)~0.11 x(450+110)xl0-3
刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定
三、轴承的选择与校核
(-)•轴承的选择
(1)轴I：由于大轮不受轴向力，故选用深沟球轴承6006
(2)轴II：轴II与轴I相似，因此选用深沟球轴承6305
(3) 轴IIL轴III不受轴向力作用，所以选用深沟轴承6305
(4)
轴IV：主轴是传动系统中最关键的部分，既受到径向力 又受轴向力的作用。所以选用圆锥滚支轴承32209和双列圆柱棍子轴承
NN30212
注：由前面受力情况的分析，选用的轴承所能承受的载荷远远大于 其受到的实际载荷，所以符合强度要求。
(二).轴承的校核
I轴选用的是深沟球轴承轴承6006其基本额定负荷为13. 0KN
由于该轴的转速是定值n=1120r/min,所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的
要求越高。根据设计要求，应该对I轴未端的轴承进行校核。
齿轮的直径 d=25X2. 5=87. 5
I轴传递的转矩 T = 9550 -
n
3
T二9550」L =25. 5Nm
1120
2T 25 5 齿轮受力 F = — = ^ = 2040 N
d 25
根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为

= 1476

Rv2 =2040-1175=564 N
因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按《机械设计》 表10-5査得九
为1.0到1.2,取几=1.0,则有:
Px =帶占\ =1.0x1476=1476 N
P2 =fpX2R2 =1.0x564=564 N
轴承的寿命 因为P}>P2,所以按轴承1的受力大小计算：
h
故该轴承能满足要求。
四、结构设计
（一）、 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
定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。
（二）、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。我们釆用第一种方案，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。
（三）、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。
车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。 实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不 停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿 式。
在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.2〜0.4mm的间隙， 间隙应能调整。
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，不增力口车由承车由向复合。
、3）结构设计时应使加另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。
（四）、齿轮块设计
1 •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。釆用同一精度时，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7 -6-6,圆周速度很低的，才选8—7—7。如果噪声要求很严，或一些关键 齿轮，就应选6—5—5o当精度从7—6—6提高到6—5—5时，制造费用将 显著提高。
不同精度等级的齿轮，要釆用不同的加工方法，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。
机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。
2 •其他问题
滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角 性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。
选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。
齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于 做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用 组合齿轮的。
" 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。
（五）、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 铳床和磨床，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D刀为65〜85加加。
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、 支撑孔的加工精度耍求都比较高。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镇孔工艺。成批生产中， 广泛采用定径镇刀和可调镇刀头。在箱外调整好镇刀尺寸，可以提高生产 率和加工精度。还常采用同一镇刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。 下面分析几种镇孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加 I;支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镇杆，同时 加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镇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5〜10加加，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：
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。
（六）、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（铳床、 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.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。
1） 内孔直径
车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的 顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主 轴内孔直径有增大的趋势。
2） 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算。
3） 前锥孔直径
前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。
4） 支撑跨距及悬伸长度
为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。。选择适当的支撑跨距厶, 一般推荐取：叭 =3〜5,跨距厶小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所 以，轴承刚度小时，%应选大值，轴刚度差时，则取小值。
跨距厶的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要 求。安排结构时力求接近上述要求。
2 •主轴轴承
1） 轴承类型选择
主轴前轴承有两种常用的类型：
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：
60°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。
小 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。
2） 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
第22页 共25贝 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. 03〜0.07加加），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。
轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主耍差别。 推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升 后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。
在配置轴承时，应注意以下几点：
① 每个支撑点都要能承受经向力。
② 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。
③ 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支
撑件承受。
3）轴承的精度和配合
主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响 最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。
普通精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。 选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。
轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内 外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合 精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度 相匹配。
1）轴承间隙的调整
为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承 调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、 噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对 提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因 此而降低。
轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结 构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大 端轴向移动时，由于1： 12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。
其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的 端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则, 调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。
螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严 格的精度要求。
3・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），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低, 第23页 共25贝
避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。
4 •润滑与密封
主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承 处。
主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种:
1） 堵——加密封装置防止油外流。
主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承 盖之间留0.1〜0.3加加的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。 还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效 果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。
在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可釆用曲路密封，曲 路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。
2） 疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。
5 •其他问题
主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主 轴的扭转变形。
当后支承釆用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴 承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需耍加工，端面和孔有较高的垂直度 要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面 加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加 工，保证高的端面与孔德垂直度。
主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹 性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较 高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40C或其他合金钢。主 轴头部需耍淬火,硬度为RC 50〜55。其他部分处理后，调整硬度为HB 220〜 250o
五、设计总结
1、 本次课程设计是针对《机械系统设计》专业课程基础知识的一次综合性 应用设计，设计过程应用了《机械制图》、《机械原理》、《工程力学》等
2、 本次课程设计充分应用了以前所学习的知识，并应用这些知识来分析和 解决实际问题。
3、 本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，同时对 机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能
力。
4、 本次课程设计进一步规范了制图耍求，掌握了机械设计的基本技能。
5、 本次课程设计由于学习知识面的狭窄和对一些概念的理解不够深刻 ,以及缺乏实际设计经验，使得设计党中出现了许多不妥和错误之处， 诚请老师给予指正和教导。

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候珍秀 邱宣怀
赵九江
潘承怡
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六、参考文献
《机械系统设计》哈尔滨工业大学出版社第2版 《机械设计》高等教育出版社第四版
《金属切削机床设计》 机械工业出版社
《金属切削机床》机械工业出版社第一版
《材料力学》哈尔滨工业大学出版社第一版 《机械原理》高等教育出版社第六版
《机械设计课程设计》哈尔滨理工大学出版