【文章內(nèi)容簡介】 用的接觸角主要有兩種：ａ=25176。，ａ1=15176。，其中ａ=25176。的編號為7000AC型（舊代號為46100型），屬于特輕型；或編號為7190AC型（舊代號為46900型），屬于超輕型。ａ1=15176。的編號為7000C型（舊代號為36100型），屬于特輕型；或編號為7190C型；或編號為7190C型（舊代號為1036900型），屬于超輕型。角接觸球軸承多用于高速主軸，水接觸角的不同有所區(qū)別，α=25176。的軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉(zhuǎn)速略低，多用于車、鏜、銑加工中心等主軸；α=15176。的轉(zhuǎn)速可更高一些，打扮軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小、轉(zhuǎn)速較高的磨床主軸或不承受載荷的車、鏜、銑主軸后軸承。這種軸承為點接觸，剛度較低。為了提高剛度和承載能力，常用多聯(lián)組的方法。 雙列圓柱滾子軸承3．2軸承精度軸承的精度，分為0五級，其中2級最高，0級為普通精度級。主軸軸承以4級為主(記為P4)。高精度主軸可用P2級。要求較低的主軸或三支承主軸的輔助支承可用P5級。P6級和P0級一般不用。此外又規(guī)定了2種輔助精度等級SP(特殊精密級)和UP(超精密級)[7]。由于軸承的工作精度主要決定于旋轉(zhuǎn)精度，箱體孔和主軸軸頸是根據(jù)一定的間隙和過盈要求配作的。因此，軸承內(nèi)、外徑的公差即使寬些也不影響工作精度，但卻降低了成本。 不同精度等級的機床。數(shù)控機床，可按精密級或高精度級選用。 主軸軸承精度機床精度等級前軸承后軸承普通精度等級P5或P4（SP）P5或P4（SP）精密級P4（SP）或P2（UP）P4（SP）高精度級P2（UP）P2（UP） 軸承間隙調(diào)整和欲緊主軸軸承的內(nèi)部間隙，必須能夠調(diào)整。多數(shù)軸承，還應(yīng)能夠在過盈狀態(tài)下工作，使?jié)L動體和滾道之間有一定的欲變形，這就是軸承的欲緊。軸承欲緊后，內(nèi)部無間隙，滾動體從各個方向支承主軸，有利于提高運動精度。滾動體的直徑不可能絕對相等，滾道也不可能絕對正圓，因而欲緊前只有部分滾動體和滾道接觸。欲緊后，滾動體和滾道都有了一定的變形，參加工作的滾動體將更多，各滾動體的受力將更均勻。這都有利于提高軸承的精度、剛度和壽命。如主軸產(chǎn)生振動，則由于各個方向都有滾動體支承，可以提高抗振性。但是，欲緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的欲緊將使軸承的壽命降低，故欲緊要適當。本設(shè)計為小型加工中心主軸組件設(shè)計，功率相對較小，所以取中欲緊。根據(jù)上述軸承選用的要求結(jié)合本設(shè)計的要求，軸承選用如下：后支承：圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(NN3000K型)精度等級相當于P5級，前支承：兩個推力球軸承(51000型)和一個圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(NN3000K型)組配精度等級相當于P5級，并且軸承為中欲緊。 本設(shè)計軸承結(jié)構(gòu)選用第四章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計按照設(shè)計要求以及工作條件，選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓380V。1．工作主軸功率Pw=2．工作機所需電動機功率 Pr=Pwη （41） 上式中，Pw為工作主軸功率，Pr為工作機所需電動機功率，η為傳動系統(tǒng)的總效率。由于此處的傳動系統(tǒng)為7級精度圓柱直齒輪傳動，根據(jù)機械設(shè)計手冊[8]取η=，所以 Pr=Pwη== （42）為滿足Pm≥Pr的條件，根據(jù)已知條件，主軸轉(zhuǎn)速為1450r/min，選同步轉(zhuǎn)速為3000 r/min的電動機，其型號為Y132S12。將Y132S12型電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)[8]及相應(yīng)算得的總傳動比列于表41。表41電動機數(shù)據(jù)表電動機型號額定功率（Kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動比Y132S12300029002 綜上，滿載轉(zhuǎn)速為2900r/min，電動機中心高H=132mm。傳動系統(tǒng)選為齒輪傳動，設(shè)定工作壽命為15年（設(shè)每年工作300天），兩班制且工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。，精度等級、材料及齒數(shù)1．根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2．即床位一般工作機床，故選用7級精度。3．材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，而這材料硬度差為40HBS。4．選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=224=48。1．由設(shè)計計算公式進行試算，即 （43）2．確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)[8]Kt=（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=105Pmn=105=104N?mm （44）（3）選取齒寬系數(shù)[8]?d=1（4）查得材料的彈性影響系數(shù)[8]（5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限[8]σHlim1＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n2jLh＝601（2830015）＝109N2＝N1/2＝109（7）查得接觸疲勞壽命系數(shù)[8]KHN1＝；KHN2＝（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，得 [σH]1＝600MPa＝540MPa （45） [σH]2＝550MPa＝ （46）3．計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小的值 d1t≥104132()2 mm = （47）（2）計算圓周速度 v=πd1tn1601000=π2900601000=（48）（3）計算齒寬b及模數(shù) b=?dd1t=1= （49）（4）計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)mt=d1tz1== （410） 齒高h=== （411） bh== （412）（5）計算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=,7級精度，查得動載系數(shù)[8]Kv=；直齒輪，假設(shè)KAFtb100N/mm，查得KHα=KFα=，查得使用系數(shù)[8]7級精度，小齒輪相對支承對稱布置時，查得[8] KHβ=++103b （413）將數(shù)據(jù)代入后，得到， KHβ=+12+103= （414）由bh= 和KHβ= 查得[8]KFβ=故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1=（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 d1=d1t3KKt=（415）（7）計算模數(shù)m m=d1z1== （416）1．彎曲強度的設(shè)計公式為 （417）2．確定計算參數(shù)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限[8]σFE1=500MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限[8]σFE1=380MPa；查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[8]KFN1=,KFN2=3．計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)[8]S=，得到 [σF]1=KFN1σFN1S== （418） [σF]2=KFN2σFN2S== （419）4．計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1= （420）查詢齒形系數(shù)[8]查得YFa1=；YFa2=查取應(yīng)力校正系數(shù)[8]YSa1=；YSa2=5．計算大小齒輪的YFaYSa[σF]并加以比較 YFa1YSa1[σF]1== （421） YFa2YSa2[σF]2== （422） 由上面兩個計算結(jié)果知道大齒輪的數(shù)值大。6．設(shè)計計算 m≥321041242= （423） 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，=1. 5，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=，算出小齒輪的齒數(shù) z1=d1m==27 （424） z2=uz1=227=54 （425）1．計算分度圓直徑 d1=mz1=27= （426） d2=mz2=54=81mm （427）2．計算中心距 a=d1+d22= （428）3．計算齒輪寬度 b=?dd1= （429）取B2=41mm,B1=46mm Ft=2T1d1=2= （430） KAFtb=1=100Nmm （431）T1為以計算得出的小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩。所以，設(shè)計合適。數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析第五章 主軸主要參數(shù)的計算及校核主軸的構(gòu)造和形狀主要決定于軸上所安裝的傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝方法等。同時，還應(yīng)考慮主軸的加工和裝配的工藝性。為了便于裝配，常把主軸做成階梯形。主軸頭部的構(gòu)造，應(yīng)保證夾具、頂尖或刀具的準