普通车床主轴箱设计
5.6.3 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0.03～0.07mm），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： 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。
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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。
5.6.4 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。 5.6.5 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0.1～0.3mm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。 5.6.6 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40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HBS220～250。
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6.传动件的设计
6.1 带轮的设计
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。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 (1)、选择三角带的型号
由【4】P156表8-7工作情况系数KA查的共况系数KA=1.2。 故根据【4】P156公式（8-21）
Pca?KAP?1.2?7.5?9.0(kW)
式中P--电动机额定功率， KA--工作情况系数 因此根据Pca、n1由【4】P157 图8-11普通V带轮型图选用A型。 (2)、确定带轮的基准直径D?，D?
带轮的直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D?不宜过小，即D??Dmin。查【4】P157表8-8、图8-11和P155表8-6取主动小带轮基准直径D?=125mm。 由【4】P150公式(8-15a)D2?式中：
n?-小带轮转速，n?-大带轮转速，?-带的滑动系数，一般取0.02。
n1n2D1?1???
∴ D2?1440800?125(1?0.02)?220.5mm，由【4】P157表8-8取圆整为
224mm。
(3)、验算带速度V，
按【4】P150式（8-13）验算带的速度
V??D1n160?1000?3.14?125?144060?1000?9.42ms
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∵5ms?v?30ms，故带速合适。
(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【4】P152经验公式（8-20）
0.7(D1?D2)?A0?2(D1?D2)
取2??125?224??698mm，取A0=600mm.
(5)、三角带的计算基准长度L?
由【4】P158公式（8-22）计算带轮的基准长度
L0?2A0??2?D1?D2???D2?D1?4A02
2L0?2?600?3.142??125?224???224?125?4?700?1751.93mm
由【4】P146表8-2，圆整到标准的计算长度 L?1800mm (6)、验算三角带的挠曲次数
u?1000mvL?10.31?40次s，符合要求。
(7)、确定实际中心距A
按【4】P158公式（8-23）计算实际中心距
A?A0?L?L02?600?（1800?1752）?2?624mm
(8)、验算小带轮包角?1
根据【4】P158公式（8-25）
?1?180o?D2?D1A?57.3O?170.9O?120O，故主动轮上包角合适。
(9)、确定三角带根数Z
根据【4】P158式（8-26）得
z?pcap0??p0k?kl
查表【4】P153表8-4d由 i=1.8和n1?1440rmin得?p0= 0.15KW,
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查表【4】表8-5，k?=0.98；查表【4】表8-2，长度系数kl=1.01
Z?9.0(1.92?0.15)?0.98?1.01?4.39
∴取Z?5 根
(10)、计算预紧力
查【4】表8-3，q=0.1kg/m 由【4】式（8-27）
F0?500pcavZ(2.5?k?k?)?qv
2其中： pca-带的变速功率,KW；
v-带速,m/s；
q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 F0?500?9.09.42?5?(2.5?0.980.98)?0.1?9.422?156.82N
⑾、计算作用在轴上的压轴力 FQ?2ZF0sin传动比
i?v1v2?1440/800?1.8?12?2?5?156.82?sin170.92??1563.26N
查表【4】P152表8-4a由D1?125mm和n1?1440rmin得p0= 1.92KW
6.2 传动轴的直径估算
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。 6.2.1 确定各轴转速
?、确定主轴计算转速：计算转速nj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图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。
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