机械传动课程设计指导2

第四节主轴组件一．主轴组件的传动方式主轴旋转运动传动方式的选择，决定于主轴转速的高低，所传递扭矩的大小，对运转平稳性的要求及结构紧凑、装卸维修方便等。

机床主轴传动的方式有齿轮传动、带传动及电动机直接传动。

大多数机床主轴是由齿轮传动的，其结构简单、紧凑和能传递较大的扭矩。

齿轮装在前、后支撑之间，且靠近主轴的前支撑处，这样与切削力的位置比较靠近，因而主轴的扭矩变形可以减小些。

当主轴上装有大小两个齿轮时，因为大齿轮用于低速，作用力较大，应使其靠近前支撑处。

二．主轴传动件位置的合理布置多数主轴是由齿轮传动的。

齿轮可位于前后轴承之间，也可位于后轴承之后（如果是三支承主轴，这里的前后轴承指的都是¡°主¡±支承。

即后轴承实际上是中轴承。

）如果齿轮位于前后轴承之间，则齿轮应尽量靠近前轴承。

这样做的好处是可以减少主轴的弯曲变形。

此外，由于主轴上传递转矩的部分较短，扭转变形也较小。

如果主轴上装有几个齿轮，则一般情况下常使大齿轮靠近前轴承。

这样的安排将使前轴承的负荷较大，但前轴承的直径通常大于后轴承，因而承载能力也较大。

为了使主轴组件能成为一个独立的单元¡ª主轴单元，近年来常使传动齿轮位于后支承之后的主轴后悬伸处。

这时，后支承的负荷较大。

应考虑采用承载能力较大的轴承。

三．滚动轴承的预紧预紧或预载荷是指使轴承滚道与滚动体之间有一定的过盈量。

当滚动轴承在有间隙的条件下工作，会造成载荷集中作用在处于受力方向的少数几个滚动体上，使这几个滚动体和滚道之间产生很大的接触应力和接触变形。

如略有过盈时，可使承载的滚动体增多，滚动体受力均匀，还可以均化误差。

所以，适当预紧可提高轴承的刚度和寿命。

但是，过度预紧，会使滚动体和滚道的变形太大，将导致提高其温升，并降低轴承寿命。

1．双列圆柱滚子轴承的预紧这种轴承是靠内空的锥面，使内圈径向胀大实现预紧的，故称之为径向预紧。

衡量预紧大小的是滚子包络圆直径D2（见图3-5（a））与外圈滚道直径之差△=(D2-D1)。

将称之为径向预紧量或简称¡°预紧量¡±，单位为μm。

装配时，把外圈装入壳体孔内，测出D1。

先不装隔离套1（图3-5（b）），把内圈装上主轴。

拧动螺母2，用专门的包络圆测量仪测量滚动体的包络圆直径，直到使它比D1大△，测出距离L，按L值磨隔套的厚度。

装上隔套，拧紧螺母，便可得到预定的预紧量。

2．角接触轴承的预紧这种轴承是在轴向力Fa0的作用下，使内、外圈产生轴向错位实现预紧（图3-5（c））。

衡量预紧大小的是轴向预紧力Fa0，简称预紧力，单位为N。

多联角接触球轴承是根据预紧力组配的。

轴承厂在内圈（背靠背组配，图3-5（d））或外圈（面对面组配，图3-5（e））的端面根据预紧力磨去δ。

装配时挤紧，便可得到预定的预紧力。

如果两个轴承间需隔开一定的距离，可在两轴承之间加入厚度相同的内、外隔套。

在轴向载荷作用下，不受力侧轴承的滚动体与滚道不能脱离接触。

而满足这个条件的最小预紧力，双联组配为最大轴向载荷的35%（近似地取1/3）；三联组配为其24%（近似地取1/4）。

图３－５轴承的预紧第五节主轴组件的设计计算主轴是主轴组件的重要组成部分，对主轴组件的工作性能影响较大。

主轴的主要尺寸参数包括：主轴直径、内孔直径、主轴前端悬伸量及主轴的支撑跨距等。

一．主轴直径主轴直径越大，主轴组件的刚度越高。

但同时使安装在主轴上的轴承、传动件等的尺寸也随之增大，从而使主轴组件的结构变大，有时甚至为机床结构所不允许。

因此，主轴直径应在合理的范围内尽量选大些，使之既满足刚度要求，又使结构紧凑，节省材料。

设计时，由于主轴的具体结构尚未确定，只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。

通常是根据传递功率，并参考同类型机床的主轴尺寸加以确定。

几种通用机床钢质主轴前轴颈的直径D1可参考表３-３选取。

车床和铣床主轴后轴颈D2=(0.7～0.85)D1。

应该注意的是，由于对车床、铣床、磨床等机床主轴弯曲刚度的要求较高，主轴又常是空心的，不能像估算传动轴直径那样按其扭转刚度进行估算。

车床、铣床、镗铣加工中心等机床因装配的需要，主轴直径常是从前向后逐渐减少的。

后轴承的直径往往小于前轴承的直径。

表3－3 主轴前轴颈直径D 1 （mm ）二．主轴的内孔直径主轴的内孔用来通过通过棒料、通过刀具夹紧装置固定刀具、传动气动或液压卡盘等。

主轴孔径越大，可通过的棒料直径也越大，机床的使用范围就越广，同时主轴部件的相对重量也越轻。

但是，内孔过大将削弱主轴的刚度。

当d/D =ε<0.3时，实心与空心截面的主轴刚度很接近；当 ε<0.5时，空心主轴的刚度降低很少；当ε=0.7时，主轴刚度降低为25％左右。

因此，为了不至于过分地削弱主轴刚度，ε的数值一般不大于0.5～0.7。

此外，确定内孔直径时，还应考虑后周颈处壁厚是否足够。

三．主轴前端悬伸量及主轴的支撑跨距主轴前支承点至主轴前端的距离a 称为前端悬伸量。

前后支承点之间的距离称为支承跨距。

轴前端悬伸量a 对主轴组件的综合刚度影响很大。

因此，在进行结构设计时，应尽量缩短前端悬伸量a 。

a 与主轴前端结构的形状尺寸、前轴承类型、组合方式和轴承的润滑与密封有关。

跨距L 对综合刚度的影响不是单向的。

如L 较大，则主轴变形较大；如L 较小，则轴承的变形对主轴前端的位移影响较大。

所以，L 有一个最大值，L 太大或L 太小，都会降低综合刚度。

机床主轴组件的支承跨距，由于受结构的限制，实际的支撑跨距大于最佳跨距，且用传统方式计算理想支承跨距L 0，既费时，又不准确。

下面介绍一种经验公式，供参考。

式中 Dm ——主轴平均外径(mm)；dm ——主轴平均内径(mm)；K 0——刚度值，其下限值250N/μm ，精密机床的K0值为500 N/m 。

l d D K m m 440530-⨯=第六节主轴端部的结构形式主轴端部的形式取决于机床的类型和安装夹具或刀具的型式。

主轴端部的结构，应保证夹具、顶尖或刀具安装可靠，定位准确，高的联结刚度以传递足够的扭矩，并尽量缩短主轴悬伸长度，以及装卸方便等。

法兰式车床主轴端部尺寸：法兰式主轴端部按与卡盘等附件的不同连接方式，可分为五种类型：A1、A2型：通过螺孔用螺钉连接。

B型：通过通孔用螺栓或螺柱连接。

C型：通过插销螺柱及转垫实现快速连接。

D型：通过凸轮锁紧连接。

对于万能普通车床其主轴端部型式采用C型，其结构特点是：1．连接在卡盘上的特种紧固螺栓，从轴端穿入法兰盘孔和转垫孔后，将转垫转动一定角度再拧紧螺栓，就可将卡盘夹牢。

2．轴端悬伸较短，刚性较好。

3．更换卡盘等附件迅速。

4．无螺孔，工艺性好。

表3-4 C型主轴端部与花盘连接装配示意图表3-5 主轴端部形式及基本尺寸表3-6 机床主轴轴端形状表3-7卡口垫第四章机床零件的验算第一节传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度计算，只进行刚度验算。

轴在载荷的作用下会产生弯曲和扭转变形，当这些变形超过某个允许值时，会使机器零部件工作状况恶化，甚至使机器无法正常工作，故对精密机器的传动和对刚度要求高的轴，要进行刚度校核，以保证轴的正常工作。

轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者是用扭转角来度量，后者以挠度和偏角来度量。

在前面我们已经用扭转刚度公式对各传动轴轴径进行了估算，下面要用弯曲刚度对轴进行刚度验算。

轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影响轴上零件的正常工作，对于工作要求高的精密机械如机床，如安装齿轮的轴，会因轴的变形影响齿轮的啮合状态及工作平稳性；轴的偏角会使滚动轴承的内外圈相互倾斜，如偏转角超过滚动轴承的允许的转角，就显著降低滚动轴承得寿命；会使滑动轴承所受的压力集中在轴承的一侧，使轴径和轴承发生边缘接触，加剧磨损和导致胶合；轴的变形还会使高速轴回转时产生振动和噪音，影响机器的正常工作。

又如机床的进给机构中的轴，过大的弯曲变形将使运动部件产生爬行，不能均匀进给，影响加工质量。

因此，对于精密机器的轴要进行弯曲刚度的校核，它用弯曲变形时所产生的挠度和偏转角来度量，即验算轴的最大挠度及齿轮处和轴承处的倾角，是否在允许的范围之内。

轴的弯曲变形的精确计算较复杂，除受载荷的影响外，轴承以及各种轴上零件刚度，轴的局部削弱等因素对轴的变形都有影响。

因此，在计算时都进行了不同程度的简化。

一般机械中轴的允许挠度y及偏转角θ可按表4-1 选取．在设计实践中，轴的弯曲变形计算方法有多种，应根据具体要求选择适当的计算方法。

光轴的挠度和偏转角一般按双支点梁计算，计算公式列于表4-2。

对于一般常见的阶梯轴，其弯曲变形可按当量直径为光轴计算，或按能量法来计算。

表4-2 轴的挠度及偏转角计算公式当量直径法把不等直径的阶梯轴，连同安装的零件，当成直径为d 的等直径轴计算。

1．当载荷作用于支点间时，其计算公式为：式中 l ——支点间的距离，mm ；li ，di ——轴上第i 段的长度和直径，mm 。

2．当载荷作用于外伸端时，其计算公式为：式中 l ——支点间的距离,mm ；li ，di ——轴上第段的长度和直径，mm ；∑==niivi d l ld 144∑=+=niiv i d l lc d 1424c ——外伸端长度，mm 。

如果轴上作用的载荷不在同一平面内，则应将载荷分解为两互相垂直平面上的分量，分别计算出两个平面内各截面的挠度（y x y y 、）和偏转角（y x θθ、），然后用几何法相加（即y x y y y 22+=，y x θθθ22+=）。

如果在同一平面内作用有几个载荷，其任一截面的挠度和偏转角等于各载荷分别作用时该截面的挠度和偏转角的代数和（即 ∑=i y y ，∑=i θθ）。

现举例如下：例：验算例2-1中的传动轴IV 轴 解 ：1．传动件的受力分析根据理论力学，IV 轴受力分析如图4-1所示：图4－1简化IV 轴为简支梁如图4-2所示：图4－22.计算轴的当量直径64444414411035.2355.84015635104028355.8211⨯=++++==∑=ni ii v d l ld（mm ）3．计算挠度 ∵ ∴1011.26136010843.955.955.933⨯=⨯⨯=⨯=jIV n N T由公式dT F t 2=得 1035.41201011.261223311⨯=⨯⨯==d T F t N 1048.31501011.261223322⨯=⨯⨯==d T F t N由公式n t r αtg F F ⋅=得1058.1201035.43311⨯=︒⨯⨯=⋅=tg αtg F F n t r N 1027.1201048.33322⨯=︒⨯⨯=⋅=tg αtg F F n t r N由于IV 轴IV 轴V 轴不处于同一平面，所以先建一个直角坐标系，将以上各力投影到坐标轴上，再进行受力分析，如图5-3所示。