1、普通机床主轴箱设计1目录1.概述12.参数的拟定13.传动设计14.传动件的估算45.动力设计106.结构设计及说明147.总结158.参考文献16全套图纸加 153893706普通机床主轴箱设计21.概述1.1 机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，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。1.2 车床的规格系列
2、和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通铣床主轴变速箱。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，和滑移齿轮完成2.参数的拟定2.1 确定公比主轴最高转速为：1400rmp,最低为：31.5rpm 。级数 z=1213.540z取为标准公比： =1.412.2 主电机选择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 1.5KW，根据车床设计手册选 Y90L-4，额定功率 1.5 ，kw满载转速 1400 ，最大额定
3、转距 2.3。minr3.传动设计3.1 主传动方案拟定传动方案有多种，传动型式更是众多，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。普通机床主轴箱设计3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。3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为 Z 的传动系统由若干个顺
4、序的传动组组成，各传动组分别有 、 、Z个传动副。即 321本设计中传动级数为 Z=12。传动副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适，可以有三种方案： 12=322；12=232；12=223；3.2.2 传动式的拟定12 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、装置和性能以及一个“前多后少”的原则。故离电动机近的传动组的传动副个数最好高于后面的传动组的传动副数。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，传动式为 12=322。3.2.3 结构式的拟定对于 12=322 传动式，有 6 种结
5、构式和对应的结构网。分别为：， ， ，1362216326134 4本次设计选 的方案。1363.3 转速图的拟定普通机床主轴箱设计4图 1 转速图4. 传动件的估算4.1 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜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。(1)选择三角带的型号根据公式 Pca=KaP=1.11.5=1.65式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数 aK查机械设计选择 A 型带，尺寸参数为 B=80mm， =11mm，h=10， 。db40(2)确定带轮的计算直径 ，D带轮的直
6、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 不宜过D小，即 。查机械设计表 8-3，8-6 取主动轮基准直径 =126 。minD m普通机床主轴箱设计5由公式 12Dn式中：-小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取 0.02。nn所以 ，由机械设计圆整为 250mm。21406.02437Dm(3)确定三角带速度按公式 1.426109.2360DnmVs(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，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式 取 =600mm.120120.7DAm0A(5)三角带的计算基准长度 LAAL20 50163.1426267
7、9.4m由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 180L(6)验算三角带的挠曲次数，符合要求。 10.3140smvuL次(7)确定实际中心距 A00A679.28601.42 m（ ）(8)验算小带轮包角 ，主动轮上包角合适。000211851D(9)确定三角带根数 Z根据机械设计式 8-22 得 0calpzk（ ）传动比普通机床主轴箱设计621i查表 8-4b，8-4a 得 = 0.17KW, = 1.92KW0p0p查表 8-5， =0.98；查表 8-2， =1.01klk1.650.8.92079.1Z取 Z=1 根4.2 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要
8、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。4.2.1 传动轴直径的估算491jNdmn其中：N-该轴传递的功率-该传动轴的计算转速。j-该传动轴每米长度允许的扭转角。本设计主轴取为 1.5，其它轴取为 1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jn图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。取 20mm41.50961.37dm, 取 26mm4282
9、.53m, 取 32mm431.5096.9.d，取为 40mm4480.937.5315m普通机床主轴箱设计7此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 及小齿轮的齿数可以从表 3-6（机械制造装备设计）zS中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保
10、证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比： ， , 10u1.4u21u查表，齿数和 取 72zS=36， =36， =24， =48， =30， =42 ；Z23Z45Z6第二组齿轮：传动比： , 10u21齿数和 取 84：zS， =42， =42， =22， =62；7Z89Z10第三组齿轮：传动比： ,10u2齿数和 取 90：zS=60， =30， =18， =72，1Z1213Z144.3.2 齿轮模数的计算(1)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 1dN.5096kw1.4普通机床主轴箱设计8331.422.870jNmzn（ 为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）j齿面点蚀的计算： 3
11、31.470706.8jNAm取 A=50，由中心距 A 及齿数计算出模数：1251.397jmZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 所以取 1.5j.39(2) -齿轮弯曲疲劳的计算： 2N1.506.89kw1.3833.42.5jmzn齿面点蚀的计算： 331.4707082.95NAmn取 A=100，由中心距 A 及齿数计算出模数：12.384jmZ根据计算选取相近的标准模数，所以取 2.5m(3)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3N1.5096.80.9kw1.36322.75jmzn齿面点蚀的计算： ，331.60708.925NAmn取 A=100 由中心距 A 及齿
12、数计算出模数：12.290jmZ普通机床主轴箱设计9根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 所以取2.m2.5m4.3.3 齿宽确定由公式 得：10,mB为 模 数第一套啮合齿轮 5.751I m第二套啮合齿轮 2.I第三套啮合齿轮 10IB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减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。所以， ， ，120,15Bm325m420B，56789100,5,2mB1121314,4.3.4 齿轮结构设计当 时，可做成腹板式结构，但考虑到加工问题，现敲定把齿6050amd轮全做成实心结构。5. 动
13、力设计5.1 主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量 C参考机械装备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定 C=120mm.5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定一般最佳跨距 ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不023402Cm断降低，应取跨距 L 比最佳支承跨距 大一些，再考虑到结构需要，这里取 L=600mm。L5.1.3 计算 C 点挠度1）周向切削力 的计算tP普通机床主轴箱设计10429510dtjNpDn其中 ,最大工作直径 400mm31.5,0.968dNKWmax05.40240,24,3./injjDmnr取 故 ，故 。439510.
14、1tpN31.2.810tPN3 30,.5.90rt ftPNP2）驱动力 Q 的计算 7.10mzn其中 3.596.81.5,72,.5,31./mindNKWznr所以 7 3.2.0.03QN3）轴承刚度的计算这里选用 4382900 系列双列圆柱子滚子轴承根据 求得：0.13.82.5Cd0.130.85.2741/920AB Nm4）确定弹性模量，惯性距 I； ；和长度 。c,abs轴的材料选用 40Cr，查简明机械设计手册P6，有 52.10EMP主轴的惯性距 I 为： 454.66Dm外 内主轴 C 段的惯性距 Ic 可近似地算：普通机床主轴箱设计1144640.6.2510
15、cDI m11切削力 P 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+W，对于普通车床，W=0.4H， （H 是车床中心高，设 H=200mm)。则： 120.420S根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度23226cspcAALSsscy mEIIL 代入数据并计算得 =0.1299mm。csp计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 C 点子的挠度 cmqy2226cmq BAbLbLbcyEI L 计算得： =-0.0026mmcq求主轴前端 C 点的终合挠度 cy水平坐标 Y 轴上的分量代数和为 oscsos,ypmqc
16、myy，计算得： cy=0.0297mm. 0.928z。综合挠6,270,18pqm其 中度 .cycz。综合挠度方向角 arc7.5zyytg，又0.2.06.12L。因为 c，所以此轴满足要求。5.2 齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 3，齿轮 9，齿轮 13 这三个齿轮。齿轮 13 的齿数为 18，模数为 2.5，齿轮的应力：1）接触应力： 41208vasf jukNQzmBnu-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；普通机床主轴箱设计12k-齿向载荷分布系数； -动载荷系数； -工况系数； -寿命系数v
17、kAksk查机械设计表 10-4 及图 10-13 及表 10-2 分布得 1.42,.35;1.0,.25HBFBvA假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为 9607108.0hNnjL次查机械设计图 10-18 得 ，所以：.9,.FHNK23 3721.4051.29.506.98208 0.17148f MPa 2）弯曲应力：52190vaswjkNQzmBYn查金属切削机床课程设计指导书有 Y=0.378，代入公式求得： =58.7Mpa wQ查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选 ，大齿轮、小齿轮的硬度为40Cr渗 碳60HRC，故有 ，从图 10-21e 读出 。因
18、为：1650fMPa 920wMPa，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。,ffw5.3 轴承的校验轴选用的是角接触轴承 7206 其基本额定负荷为 30.5KN由于该轴的转速是定值 所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根710/minr据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径 24.536d轴传递的转矩 nPT90Nm1.9.7齿轮受力 N32066rFd根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为N1289rvlR普通机床主轴箱设计13N21076892vR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 查得 pf为 1.2 到 1.8
19、，取 ，则有：3.1pfN .80915.7PXRN22634pf轴承的寿命 因为 ，所以按轴承 1 的受力大小计算：1h660/310072()()645.hCLnP故该轴承能满足要求。6.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。如下图所示：图 2 展开图普通机床主轴箱设计146.2 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
20、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。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 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
21、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，
22、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。普通机床主轴箱设计157 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。6.4 其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定
23、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。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
24、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。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 。刀Dm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
25、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，首先取决于承普通机床主轴箱设计16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
26、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。m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。G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
27、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。6.6.1 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，必须是普通机床主轴箱设计17空心轴。为了扩大使用范围，加大
28、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 ，一般推荐取：aL=35 ，跨距 小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时， 应aLL a选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距 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。6.6.2 主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型
29、：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。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
30、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。m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要差别。推力轴承布普通机床主轴箱设计18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： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递
31、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 或 级，后轴承选 或 级。选择轴承的精CDE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
32、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
33、要求。6.6.3 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 度普通机床主轴箱设计19布置） ，两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。6.6.4 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0.10.3 的间隙（间隙越小，密封效果越
34、好，但工艺困难） 。还有一种是在轴承盖的m孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 形） ，效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽v（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，可采用曲路密封，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。6.6.5 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。当后支承采用推力轴承时，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，内端面需要加工，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
35、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 或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为 5055。其Cr40 RC他部分处理后，调整硬度为 220250。HB7.总结在课程设计当中，我也遇到了一些问题。设计过程也是培养我们认真细心的态度。 在此过程中不断发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解，综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意
36、义。总之，这次的课程设计让我学到了很多东西。8.参考文献普通机床主轴箱设计201 周开勤主编. 机械零件手册.高等教育出版社. 20012 曹玉榜 易锡麟.机床主轴箱设计指导. 机械工业出版社. 北京.1987.5.3 濮良贵 纪名刚主编.机械设计.高等教育出版社.北京.20014 黄鹤汀主编. 金属切削机床设计. 北京. 机械工业出版社，2005 5 冯开平 左宗义主编.画法几何与机械制图.华南理工出版社.2001.96 唐金松主编.简明机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1992.067 卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.20018李瑞琴主编.机械原理.机械工业出版社.北京.20019曹金榜主编 机床主轴/变速箱设计指导, 北京.机械工业出版社.200010陈易新.金属切削机床课程设计指导书. 北京: 机械工业出版社 , 1987.711范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京: 机械工业出版社 ,1994.712任殿阁.机床设计指导.辽宁:辽宁科学技术出版社 ,1991.113翁世修.金属切削机床设计指导.上海:上海交通大学 ,1987.8
