机床课程设计说明书机床主轴箱

机床课程设计说明书题目：机床主轴箱 开始时间： 2012.02.25 完成时间： 2012.03.08 答辩日期： 2012.03.09 指导教师： 学生姓名： 学号： 班级：机自0811班 学校名：太原科技大学 目录 1.概述41.1机床主轴箱课程设计的目的41.2设计任务和主要技术要求41.3 操作性能要求52.参数的拟定52.1 确定极限转速52.2 主电机选择53.传动设计53.1 主传动方案拟定53.2 传动结构式、结构网的选择63.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目63.2.2 传动式的拟定63.2.3 结构式的拟定74. 传动件的估算74.1 三角带传动的计算74.2 传动轴的估算104.2.1 主轴的计算转速104.2.2 各传动轴的计算转速104.2.3 各轴直径的估算114.3 齿轮齿数的确定和模数的计算124.3.1 齿轮齿数的确定124.3.2 齿轮模数的计算124.3.4齿宽确定144.4 带轮结构设计154.5 传动轴间的中心距154.6 轴承的选择154.7 片式摩擦离合器的选择和计算165. 动力设计165.1 传动轴的验算165.1.1 轴的强度计算175.1.2 作用在齿轮上的力的计算175.2 齿轮校验185.3轴承的校验206.结构设计及说明216.1 结构设计的内容、技术要求和方案216.2 展开图及其布置226.3 I轴（输入轴）的设计236.4 齿轮块设计246.4.1其他问题256.5 传动轴的设计266.6 主轴组件设计286.6.1 各部分尺寸的选择286.6.2 主轴轴承296.6.3 主轴与齿轮的连接326.6.4 润滑与密封326.6.5 其他问题337.总结348草考文献34 1.概述1.1 机床主轴箱课程设计的目的 机床课程设计是在学习过课程机械制造装备设计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、编写技术文件和阅读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，机构设计和计算能力。1.2 设计任务和主要技术要求 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计师应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料做些简要介绍。本次设计的目的是普通机床主轴变速箱，主要加工回转体，车床的主要参数如下：（1） 加工工件最大直径为：320mm（2） 变速范围：Rn=178.571（3） 公比：=1.41（4） 抗振性：一般（5） （6） 转速级数：16级（7） 电动机功率：2/3千瓦 转速710/1410r/min1.3操作性能要求 1具有皮带轮卸荷装置 2手动操纵双向齿轮离合器实现主轴的正反转及停止运动要求。 3主轴的变速由变速手柄完成2. 参数的拟定2.1 确定极限转速 由机床主参数知： 2.2 主电机选择 合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不至于使电机经常轻载而降低功率因素。 已知异步电动机的转速有3000r/min 1500r/min 1000r/min 750r/min,已知p额分别为2千瓦和3千瓦，所以选Y132S-8 3.传动设计3.1 主传动方案拟定 拟定传动方包括传动形式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的制定。传动形式则指传动和变速的原件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式要从结构、工艺、性能及经济等多方面考虑。 传动方案有多种，传动形式更是多样。比如：传动形式上有集中传动、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、分支传动等形式；变速箱上即可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的条件也因条件而异。此次设计中，我们采用分离传动形式的变速箱。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，但是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 数目技术为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1,Z2.传动副，即Z=Z1*Z2*Z3*.Zn，Z应为2和3的因子。3.2.2 传动式的拟定由设计图纸知此次设计的机床主轴箱采用16级转速传动系统，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置和吸能。在I轴上如果安装滑移齿轮组时，为减少轴向尺寸第一传动组的传动副数不能多，所以选择3.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。最后一个传动组传动副数为2.综上所述，传动式为16=3*2*1*2+（3-1）*2*1*2-1*2*1*23.2.3 结构式的拟定3.3 转速图的拟定 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，亦可缓和冲击及隔离震动，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 式中p为电机额定功率，Ka为工作情况系数。查机械设计图8-8因此选B型带。（2） 确定带轮的计算直径 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大，为挺高带的寿命，小带轮直径D1不宜过小，即D1Dmin。查机械设计表8-3 8-7取D1=215mm。式中：小带轮最高转速2140r/min,大带轮最高转速2000r/min,所以D2=2140/2000 *215=230mm，由机械设计表8-7查的取230mm。（3） 确定三角带速度 按公式： 因为5m/minV25m/min,所以选择合适。（4） 初步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：根据公式：0.7（D1+D2)A02*(D1+D2)mm即311.5mmA0890mm 取A0=600mm。（5） 三角带的计算基准长度=1898.74mm由机械设计表8-2圆整到标准长度L=1900mm。（6） 确定实际中心距A=A0+(L-L0)/2=600.63mm (7) 验算小带轮包角主轴轮上包角合适。 （8）确定三角带根数Z根据机械设计式8-22得Z=传动比：i=V1/V2=1.07查表8-5c，8-5d得查表8-8，；查表8-2 Z=1.40所以取Z=2根 （9）计算预紧力查机械设计表8-4，q=0.18kg/m=145.325N(10) 计算压轴力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要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统要求精度较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾，除了载核很大的情况外，可以不必演算轴的强度，刚度要求保证轴在载荷下不发生较大变形，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1 主轴的计算转速（当电动机转速为1410r/min）主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，所以nVI=63r/min4.2.2 各传动轴的计算转速 轴V:有16级转速，其中90r/min通过齿轮获得63r/min刚好能传递全部功率，所以nV=90r/min同理：nIV=180r/min ,nIII=192.6r/min ,nII=539.2r/min ,nI=1500r/min.4.2.3 各传动直径的估算根据公式：其中：p为电动机额定功率 K为键槽系数 A为系数 为从电动机到该传动轴之间的传递效率的乘积。 Nj为该传动轴的计算转速I轴：k=1.06，A=120所以dII=26.6mm取整为dII=28mmII轴：k=1.06，A=110所以dII=34.13mm取整为35mmIII轴：k=1.06，A=110所以dIII=40.16mm取整为45mmIV轴：k=1.06，A=100所以dIV=36.9mm取整为40mmV轴：k=1.06，A=90所以dV=39mm取整为40mmVI轴：k=1.06，A=80 所以dVI=37.8mm取整得40mm，因为其为空心轴，查机械设计的内径为20mm。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1齿轮齿数得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）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，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 由设计图知各组齿轮齿数如下：第一组：Z1=33，Z2=31第二组：Z3=20，Z4=56，Z5=32，Z6=44，Z7=26，Z8=50第三组：Z9=26，Z10=20，Z11=56第四组：Z12=35，Z13=70第五组：Z14=21，Z15=844.3.2齿轮模数的计算（1） 电动机-I轴齿轮模数的计算N1= 齿轮中心距的计算：取A=47，根据计算结果选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m1=m2=2.5.同理可确定：m3=m4=2.5，m5=m6=2.5，m7=m8=2.5，m9=m10=2.5，m11=m12=2.5，m13=m14=m15=2.5。（2） 标准齿轮参数如下：=20度，从机械原理表10-2查的如下公式：吃顶圆 ：吃根圆：分度圆：d=m*z齿顶高：吃根高：齿轮的具体值见表：齿轮尺寸表齿轮齿数Z模数M分度圆D齿顶圆1332.582.587.52312.577.582.53202.550554562.5 1401455322.580 856442.51101157262.565708502.51251309262.5657010202.5505511562.514014512352.587.5 92.513702.517518014212.552.557.515842.5210215齿轮齿根圆齿顶高齿根高176.25 2.5 3.125271.252.53.125343.752.53.1254 133.752.53.125573.752.53.1256103.75 2.53.125758.752.53.1258118.752.53.1259 58.75 2.53.1251043.752.53.12511133.752.53.12512 81.252.53.12513168.752.53.1251446.252.53.12515203.752.53.1254.3.4齿宽确定由公式B=得：B1=(6-10)*2.5=15-25mm，同理：B2=B3=B4=B5=B6=B7=B8=B9=B10=B11=B12=B13=B14=B15=15-25mm一对齿和齿轮，为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致齿合齿宽减少而增大齿轮载荷，设计上应使主动轮比从动轮齿宽。所以：B1=19mm,B2=17mm，B3=19mm,B4=17mm，B5=19mm,B6=17mm,B7=19mm,B8=17mm,B9=15mm,B10=19mm,B11=17mm,B12=19mm,B13=17mm,B14=19mm,B15=17mm.4.4 带轮结构设计查机械设计知，当K=KA*KV*KH*KH=1.842由机械设计表8-5查的材料弹性影响系数=189.83由图8-15查的节点区域系数=2.54N1=9.55*10*=1.7*10N.MM N2=1.4*10N.MM5由图8-19查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.94 ,KHN2=0.916由图8-21E按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限7计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数SH=1.KHN1*/SH=1034MPaKHN2*/SH=1001MPa8K=KA*KV*KF*KF=2.04962Z=33.6Z=35.8 由图8-17,8-18查的齿形系数应力修正系数3由图8-22c按齿面硬度查的小齿轮弯曲疲劳大齿轮弯曲疲劳强度极限4N1=1.7*10n.m N2=1.4*10N.M5由图8-20查的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87 ,KFN2=0.856计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数SF=1.31 =327MPa=254MPa7由式由图8-26查的螺旋角系数=0.888由式=26.6MPa=27.1MPa同理其他齿轮用同种方法校核均满足要求。5.3 轴承校核I轴选用的是角接触球轴承7205其基本额定载荷为16.5kw，由于该轴转速为1500r/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，应该对轴未端的轴承进行校核。齿轮的直径 d=77.5mm 轴传递的转矩 T=9550=18.336 Nm 齿轮受力 Fr=0.5=179.09 N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 Rv1=298.4 N Rv2=54.19 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查得为1.2到1.8，取，则有：P1=Rv1=387.92 N P2= Rv2=70.447 N轴承的寿命 因为，所以按轴承1的受力大小计算： Lh=968.5 h故该轴承能满足要求。同理：用同种方法校核其他轴承均满足设计要求！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、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。6.2 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。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。6.3 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（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0.20.4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，不增加轴承轴向复合。3） 结构设计时应使加力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。6.4 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：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，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。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。6.4.1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。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。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。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。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。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，一般推荐取： =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：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。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。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。其他部分处理后，调整硬度为220250。7.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义。 总之，这次的课程设计让我学到了很多东西8. 参考文献机械设计工业出版社机械设计课程设计华中科技大学出版社数控机床系统设计化学工业出版社材料力学高等教育出版社机械制造技术基础高等教育出版社