车床主轴箱设计说明书.docx

目录1.题目要求及参数确定-11.1设计要求-11.2运动参数确定-11.3动力参数的确定-12.运动设计 -22.1传动组的传动副数的确定-22.2结构网和结构式各种方案的选择-22.3拟定转速图-42.4齿轮齿数确定-52.5计算各传动件的计算转速-63.传动零件的初步计算-73.1传动轴直径初定-73.2主轴轴颈直径确定-73.3齿轮模数的初步确定-8 4.主要零件的验算-134.1三角带传动计算和选定-134.2圆柱齿轮的强度计算-154.3传动轴验算-174.4 滚动轴承的验算-215.结构设计及说明-245.1结构设计内容，技术要求及方案-245.2展开图及布置-255.3轴的设计-255.4齿轮块设计-265.5传动轴设计-285.6主轴组件设计-306.总结-367.参考文献-371. 题目要求及参数确定1.1设计要求1）机床的类型、用途及主要参数车床，工作时间：二班制，电动机功率：N=3kw，主轴最高、最低转速如下：nmax=1600rpm, nmin=35.5rpm变速级数：z=12。2）工件材料：45号钢 刀具材料：YT153）设计部件名称：主轴箱1.2运动参数确定 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。 最低转速和最高转速：=35.5rpm =1600rpm 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有Z级。Z=12， 。任意两级转速之间的关系应为：据=11，得：=1.41。查表7-1得：各轴转速：35.5、50、71、100、140、200、280、400、560、800、1120、1600。 1.3动力参数的确定 由任务书设定电动机功率：N=3KW。查机械设计课程设计手册P167表12-1得应该选择Y系列三相异步电动机电动机的型号为Y100L-2，转速为n=2870rpm。2.运动设计2.1 传动组的传动副数的确定 传动组和传动副数可能的方案有： 12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3 在上列各方案中，前两个有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。后三个方案中可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多 的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3*2*2的方案为好。2.2 结构网和结构式各种方案的选择 在12=3*2*2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见图1。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。图1结构网传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 主传动链任一传动的最大变速范围一般为：816。 在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动组的变速范围都比它小。在图中，方案a,b,c,e是可行的。方案d,f是不可行的。基本组和扩大组的排列顺序在可靠的四种结构网方案a,b,c,e中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。方案a的中间传动轴变速范围最小，帮方案a最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。2.3 拟定转速图 电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过1215m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。图2转速图 本机床所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5个轴。故转速图共需5个竖线，主轴共12级转速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，帮需12条横线。现拟定转速图如：图22.4 齿轮齿数的确定因传动比i采用标准公比的整数次方，齿数和S以及小齿轮齿数可以从表8-1中查得。在传动组a中，ia1=1,ia2=1/1.41,ia3=1/2。则，查I 为1，1.41，2的三行。有数字的即为可能方案。取S为72，则从表中查出小齿轮齿数为36,30,24。即ia1=36/36,ia2=30/42,ia3=24/48。在传动组b中，ib1=1,ib2=1/2.82则查I 为1，2.82的两行。有数字的即为可能方案。取S为84，则从表中查出小齿轮齿数为42、22。即ib1=42/42,ib2=22/62。在传动组c中，ic1=2/1,ic2=1/4则查I 为4这一行。取S为89，则从表中查出小齿轮齿数为30、18。即ic1=60/30,ic2=18/72。2.5计算各传动件的计算转速a.主轴: 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为b.各传动轴: 轴III可以从主轴为100rpm按传动副72/18找上去，近似为140rpm，轴的计算转速为400r/min；轴的计算转速为800r/min。c.各齿轮: 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为400r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为=280r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为=400r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为=800r/min。3传动零件的初步计算3.1传动轴直径的初定 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，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。1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径： 3.2主轴轴颈直径的确定1前轴颈应为70-90mm,初选=80mm,后轴颈 (0.70.85) ，取为65mm,取前轴承为NN30216K,后轴承为NN30213K,根据结构,定悬伸长度2选定轴承查双列圆锥滚子轴承和圆锥磙子轴承轴I： 6005 d=25 D=47 B=12 轴II： 30207 d=35 D=75 B=18.25 轴III： 30208 d=40 D=80 B=19.75 轴IV: 前端30216 d=80 D=140 B=28.5 后端30213 d=65 D=120 B=24.753.3齿轮模数的初步确定1a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 3KW； -齿宽系数610，取8； -齿轮传动许允应力查表5.5（机械原理）选取600MPa 取m = 2.5mm。 按齿数30的计算，可取m = 2.5mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 2.5mm。 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮的模数， 于是传动组a的齿轮模数取m = 2.5mm，齿宽B=82.5=20mm。 轴上齿轮的分度圆直径为： 。 轴上三联齿轮的分度圆直径分别为： b传动组：确定轴上另两联齿轮的模数。按22齿数的齿轮计算：可得m = 3.16mm；取m = 3mm。按42齿数的齿轮计算：可得m = 2.34mm；取m = 2.5mm。于是轴两联齿轮的模数统一取为m =3mm。于是轴两联齿轮的分度圆直径分别为：轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮的分度圆直径分别为：c传动组： 按18齿数的齿轮计算：可得m = 4.58mm；取m = 5mm。按60齿数的齿轮计算：可得m = 3.03mm；取m = 3mm。于是轴两联齿轮的模数统一取为m=5mm。轴上两联动齿轮的分度圆直径分别为：轴四上两齿轮的分度圆直径分别为：2齿轮参数的确定标准齿轮： ，。从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮齿数模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1242.5606561.252.53.1252302.5758071.252.53.1253362.5909586.252.53.1254362.5909586.252.53.1255482.5120125116.252.53.1256422.5105110101.252.53.1257423126132118.533.758223667258.533.759423126132118.533.7510623186192178.533.7511605300310287.556.25121859010077.556.2513305150160137.556.2514725 360370347.556.253齿宽的确定公式B=m m （m=6-10，m为模数）第一套啮合齿轮：B1 =(6-10) 2.5mm =15-25 mm第二套啮合齿轮：B2= (6-10)3mm=18-30 mm第三套啮合齿轮： B3=(6-10)5mm=30-50 mmB1 = 23mm B2=23mm B3=18mm B4=18 mm B5=18mm B6=18mm B7=22mm B8= 26mm B9=22 mm B10=22mm B11=37mm B12=42mm B13=42mm B14=37mm4.主要零件的验算4.1三角带传动的计算和选定电动机转速n=2870r/min,传递功率P=3KW,传动比i=3.59，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 确定计算功率由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.2,故: Kw=3.6Kw 选取V带型号 根据、n1由机械设计图8-4a确定选用A型普通V带。 确定带轮基准直径 由表8-45和表8-6及图8-11取主动基准直径。 从动轮基准直径 根据表8-8，取=355。 按式（8-20）验算带的速度 带的速度合适。 确定A带的基准长度和传动中心距 根据,初步确定中心距。 计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度。 计算实际中心距a 验算主动轮上的包角1 由式（8-6）得： 主动轮上的包角合适。 计算A带的根数z计算单根V带的额定功率由dd1=100mm和n1=2870r/min，查表8-4a得=2.98kw。根据n1=2870r/min,i=3.59和A型带，查表84b得查表85得0.92，表82得1.01，于是3.08=1.16 取2 计算预紧力F0由式(8-23)知 查表8-4得q=0.1kg/m，故： 计算作用在轴上的压轴力 由式（8-4）得 4.2圆柱齿轮的强度计算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5，齿轮9，齿轮13这三个齿轮计算公式校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=3.6KW,n=800r/min,确定使用系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定动载系，=1.05 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 ，非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。其它的传动组用同类方法校正即可知其强度均合适。另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 4.3传动轴的验算受力分析：以IV轴为例进行分析，IV轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速（140r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特点，主轴为140r/min时，IV轴受力变形大于前者。强度验算轴的扭转强度校核P=2.6 n140rpm外力偶矩M(9549X2.6/140)=177.33NmT=M D=32mm弯曲刚度验算各传动力空间角度如图5所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。 图5各传动力空间角度 表1 齿轮的受力计算传递功率P(kw)转速nr/(min)传动转矩TN(mm)齿轮压力角齿面摩擦角齿轮Z4齿轮Z9切向力Ft1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2Mm3.640067336.7206-1300.1-1260.7683.11601272.11157.3-632.790挠度、倾角的计算：分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, n=159.35, 图6各平面挠度、倾角合成XOY平面内挠度： 代入数据，求得 ZOY平面内挠度： 代入数据，求得 挠度的合成：，符合要求。 左支撑倾角计算和分析：XOY平面力作用下的倾角： 代入数据，解得ZOY平面力作用下的倾角： 代入数据，解得倾角的合成：，符合要求；右支承倾角计算和分析： XOY平面力作用下的倾角： 代入数据，解得ZOY平面力作用下的倾角：代入数据，解得倾角的合成：，符合要求。键侧挤压应力计算： 表2 键侧挤压应力计算计算公式最大转矩花键轴小径花键轴大径花键数载荷系数工作长度许用应力许用应力结论72580263060.8176301.39合格4.4 滚动轴承的验算根据前面所示的轴受力状态，分别计算出左（A）、右（B）两支承端支反力。在XOY平面内： 在ZOY平面内： 左、端支反力为： 两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。滚动轴承的疲劳寿命验算： 其中：额定动载荷：C=11000N，机床设计简明手册； 速度系数：； 使用系数：； 功率利用系数：，表3-3床设计制导；转速变化系数：，表3-2； 齿轮轮换工作系数： 当量动载荷：F=176.7N，已计算求得； 许用寿命：T，一般机床取10000-15000h； 寿命指数：。 则额定寿命： 经验算符合要求。5结构设计及说明5.1.结构设计的内容，技术要求及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。5.2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。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。5.3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。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。5.4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。5.4.1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。5.5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6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。5.6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。5.6.1 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。5.6.2 主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆锥滚子轴承。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。5.6.3 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。5.6.4 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。5.6.5 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 6.总结课程设计是培养学生综合运用所学知识,发现,提出,分析和解决实际问题,锻炼实践能力的重要环节,是对学生实际工作能力的具体训练和考察过程.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。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程.”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义.我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础.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 7.参考文献 1陈易新,金属切削机床课程设计指导书，哈尔滨工业大学出版社,19812金属切削机床设计指导，上海交通大学出版社,20023机床设计手册（两册共四本），机械工业出版社4机床设计图册，上海科学技术出版社5金属切削机床设计，上海科学技术出版社6金属切削机床课程设计指导,机械工业出版社,20037张岩； 胡金平； 王莉莉，机床课程设计题目及给定参数的选择，煤炭技术，2006.128袁荣娟；对金属切削机床课程设计改革的几点建议，教学研究，2003.2