【文章內(nèi)容簡介】 向載荷和軸向載荷，后支承采用成對角接觸球軸承，該配置可滿足強力切削的要求，普遍應用于各類組合機床。在圖35(b)所示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由3~2個軸承組成一套，背靠背安裝，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，這種配置適用于高速、重載的主軸部件。在圖35(c)所示的配置形式中，前后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達6000r/min，但這種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精密的組合機床主軸。在圖35(d)所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷，尤其能承受較強的動載荷，安裝與調(diào)整性能好，但主軸轉(zhuǎn)速和精度的提高受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的組合機床主軸。由于凸輪軸加工專機在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。因此在本課題的軸承配置中選用如圖35(c)的方式。而本課題的預緊方式采用隔套調(diào)整法及鎖緊螺母預緊。固定端前支承的軸承用角接觸球軸承，后支承也選用角接觸球軸承。因此，本設計初步選用7210c型雙列角接觸球軸承。主軸軸承的內(nèi)部間隙，必須能夠調(diào)整。多數(shù)軸承，還應能夠在過盈狀態(tài)下工作，使?jié)L動體和滾道之間有一定的預變形，這就是軸承的預緊。軸承預緊后，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，因而預緊前只有部分滾動體和滾道接觸。預緊后，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，預緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的預緊將使軸承的壽命降低，故預緊要適當。當滾動軸承存在較大間隙時，載荷將集中作用于受力方向上的少數(shù)滾動體，使得軸承剛度下降，承載能力下降，旋轉(zhuǎn)精度差。將滾動軸承進行適當預緊，使?jié)L動體與內(nèi)外圓滾道在接觸處產(chǎn)生預變形，使受載后承載的滾動體數(shù)量增多，受力趨向均勻，從而提高承載能力和剛度，有利于減少主軸回轉(zhuǎn)軸線的漂移，提高旋轉(zhuǎn)精度。若過盈太大，軸承磨損加劇，承載能力將顯著下降。軸承所需的預緊量與軸承精度、類型和工作條件等因素有關，因此主軸組件必須具備軸承間隙的調(diào)整結(jié)構(gòu)。軸承內(nèi)圈移動這種方法適用于錐孔雙列圓柱滾子軸承。用螺母通過套筒推動內(nèi)圈在錐行軸頸上做軸向移動，使內(nèi)圈變形脹大，在滾道上產(chǎn)生過盈，從而達到預緊的目的。圖36所示為幾種軸承內(nèi)圈的預緊形式。（c） （d）圖36軸承的預緊形式角接觸球軸承的預緊方式，把成對的兩個雙聯(lián)接角接觸軸承的兩個內(nèi)圈（背靠背組配）端面各磨去一定的量，在安裝時把它們壓緊以實現(xiàn)預緊，則稱為定位預緊。軸承預緊后，內(nèi)部無游隙，游動體從各個方向支承主軸，有利于提高運動精度，剛度，壽命和提高高抗振性。但是，預緊后發(fā)熱較多，溫升較高，反而會使壽命下降。因此，預緊應該合適。圖37所示為兩種修磨的形式。（a） 修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側(cè) （b）修磨軸承外圈的內(nèi)側(cè)圖37修磨軸承座圈圖37（a）所示為軸承外圍寬邊相對（背對背）安裝，這時修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側(cè)，使間隙增大。圖37（b）所示為外圍窄邊相對（面對面）安裝，這時修磨軸承外圈的窄邊。在安裝時按圖示的相對關系裝配，并用螺母或法蘭蓋將兩個軸承軸向壓攏，使兩個修磨過的端面貼緊，這樣能夠使兩個軸承的滾道之間產(chǎn)生預緊。另一種方法是將兩個厚度不同的隔套放在兩軸承內(nèi)、外之間，同樣將兩個軸承軸向相對壓緊，使軌道之間產(chǎn)生預緊。（a） （b）圖38隔套調(diào)整法軸承的受力簡圖參見圖39。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號的角接觸球軸承，且D處的軸承是成對使用，共同承擔支承作用。所以，校驗C、D處7210C軸承只需受力最大處即可。圖39軸承受力圖已知：，，則軸承7210C所受徑向合力為 (329)軸承7000CD所受徑向合力為 (330)軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預期計算壽命為 (331)已知軸承7210C所受的軸向負荷，徑向負荷。由表135查得分界判斷系數(shù)。 (332)由表135查得徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，~，取。則軸承的當量動載荷為 (333)以小時數(shù)表示的軸承壽命L10h(單位為h)為 (334)式中：L10h —— 失效率10％（可靠度90％）的基本額定壽命（106r）；n —— 軸承的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；C —— 基本額定動載荷，單位為N；P —— 當量動載荷，單位為N；ε —— 壽命指數(shù)，對球軸承ε=3，滾子軸承查表2242得基本額定動載荷。將上述參數(shù)帶入公式，則以小時數(shù)表示的軸承壽命為 (335)由于，所以能夠滿足要求。軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班制（按16h計算），則軸承預期計算壽命為 (336)已知軸承7000CD所受的軸向負荷，徑向負荷。由表135查得分界判斷系數(shù)。 (337)由表135查得徑向動載荷系數(shù)X=，軸向動載荷系數(shù)Y=。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，~，取。則軸承的當量動載荷為 (338)查表2242得基本額定動載荷。將上述參數(shù)帶入公式（），則以小時數(shù)表示的軸承壽命數(shù)為 (339)由于，所以能夠滿足要求。帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和V帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。 普通V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為400、梯形截面環(huán)形帶。其特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比大、預緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應用于：帶速；傳動功率；傳動比軸間距小的傳動。（1）確定計算功率Pc選擇膠帶型號Pc=KAP (340) 式中 P — 額定功率（kw） KA — 工作情況系數(shù)，帶入數(shù)據(jù)計算得Pc=（kw），根據(jù)計算功率 Pc和小輪轉(zhuǎn)數(shù)n1，即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設計選擇的為A型膠帶。（2） 選取帶輪節(jié)圓直徑、驗算帶速為了使帶的彎曲應力不致過大，應使小輪直徑,也不要過大，否則外輪廓尺寸太大。此次設計選擇。大輪直徑由計算按帶輪直徑系列圓整為315mm。 驗算帶速，一般應使帶速V在5~25m/s的范圍內(nèi)。 (341)符合設計要求。（3） 確定中心矩ａ、帶長L、驗算包角α 中心矩過大會引起帶的顫動，過小則單位時間內(nèi)帶的應力循環(huán)次數(shù)過多，疲勞壽命降低；包角α減小，帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心矩ａ0 (342)此次設計定位450mm。 由幾何關系按下式初定帶長L0； (343)按相關資料選擇與L0較接近的節(jié)線長度Lp按下式計算所需中心矩， (344)考慮安裝?調(diào)整和補償初拉力的需要，中心矩a的變動范圍為 (345)由以上計算得中心矩a=，帶長為1600mm。驗算包角： (346)符合設計要求。(4) 計算膠帶的彎曲次數(shù)u： (347) 式中：m — 帶輪的個數(shù)；帶入相關的數(shù)據(jù)計算得： (348)符合設計要求。（5）確定初拉力F0和對軸的壓力Q：查《機床課程設計指導書》表15知，A型膠帶的初拉力F0的范圍為100~150[N]，此處確定為120[N]。作用在軸上的壓力 (349) 聯(lián)軸器是機械傳動系統(tǒng)中的重要組成部分，用來聯(lián)結(jié)不同機構(gòu)中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機械零件。廣泛的應用于冶金、化工、機械、車船、電子、飛機等工業(yè)部門。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減震和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半部分組成，分別與主動軸和從動軸聯(lián)結(jié)。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工作機相聯(lián)結(jié)。聯(lián)軸器的選擇原則：選擇聯(lián)軸器時，應根據(jù)系統(tǒng)的載荷性質(zhì)，軸的轉(zhuǎn)速，兩被聯(lián)結(jié)軸的軸線位置偏差，傳動精度等選擇聯(lián)軸器型號。根據(jù)被聯(lián)結(jié)軸的直徑，轉(zhuǎn)速和傳遞扭矩選擇聯(lián)軸器的型號和結(jié)構(gòu)尺寸。具體選擇時應考慮以下幾點： 原動機和工作機的機械性能 原動機的類型不同，其輸出的功率和轉(zhuǎn)速，有的平穩(wěn)恒定，而有的確是波動的。而各種工作機的載荷性質(zhì)差異更大，有的平穩(wěn)，有的有沖擊或震動。這將直接影響聯(lián)軸器的類型的選擇，是選擇的首要依據(jù)之一。對于載荷平穩(wěn)的，可選用剛性聯(lián)軸器，否則選用彈性聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器聯(lián)結(jié)的軸系及其運動情況 對于聯(lián)結(jié)軸系質(zhì)量大，轉(zhuǎn)動慣量大。而又經(jīng)常啟動、反轉(zhuǎn)或變速的，應考慮選用承受較大瞬時載荷并能緩沖吸振的彈性聯(lián)軸器。 工作機的轉(zhuǎn)速高低 對于需要高速運轉(zhuǎn)的聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)具有高平穩(wěn)精度的特性。其中膜片聯(lián)軸器對高速適應性較好。 聯(lián)軸器的隊中和對中保持特性 保持良好的隊中是使運轉(zhuǎn)正常的前提，防止產(chǎn)生過大附加載荷及其他不良工況。 聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)及工作特性 聯(lián)軸器的外型尺寸、安裝、拆卸所需的空間大小和難易程度以及對維護的要求等都應與聯(lián)結(jié)機組的具體配置位置和要求相適應。 聯(lián)軸器的可靠性和使用壽命 對于要求運轉(zhuǎn)可靠，不允許運轉(zhuǎn)工作臨時中斷的傳動，最好選用不許潤滑，無非金屬彈性元件的聯(lián)軸器。有灰塵、潮濕的環(huán)境，應用有罩殼的聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器的制造、安裝和維護成本 在滿足使用要求的條件下，應使選擇的聯(lián)軸器成本低，不需維護以降低維修費用。綜合考慮聯(lián)軸器的選用原則，聯(lián)系具體情況，立式加工中心絲杠與伺服電機的聯(lián)軸器選用彈性膜片聯(lián)軸器。膜片聯(lián)軸器是靠膜片的彈性變形來補償所聯(lián)結(jié)兩軸相對位置的偏差，是一種高性能的彈性元件撓性聯(lián)軸器，不用潤滑，結(jié)構(gòu)較緊湊，強度高，使用壽命長，無旋轉(zhuǎn)間隙，不受濕度和油霧的影響，適用于高溫、高熱、高腐蝕介質(zhì)的工況環(huán)境。根據(jù)工作要求選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，由《機械師設計手冊》查表268知：工況系數(shù)K=，查表266知：動力機系數(shù)聯(lián)軸器受均勻載荷，故只需考慮動力機系數(shù)和工況系數(shù)K計算轉(zhuǎn)矩根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選擇聯(lián)軸器型號為HL4。定齒輪的間距應大于滑移齒輪的寬度。參考《數(shù)控機床系統(tǒng)設計》圖316，選擇雙聯(lián)滑移齒輪傳動組，其間隙Δ為1～4mm，占用的軸向長度為B≥4b。滑移齒輪的移位采用液壓缸加撥叉。滑移齒輪變速裝置的排列方式如下：圖310雙聯(lián)滑移齒輪布置為使滑移齒輪容易進入嚙合，多用直齒圓柱齒輪傳動。 齒輪2的設計計算（參考《機械設計手冊》第五版 卷2）由前面計算可知：小齒輪轉(zhuǎn)速,單向運轉(zhuǎn)，閉式傳動。（1） 選擇齒輪材料并確定2的疲勞極限應力 、選擇齒輪材料及其熱處理為 小齒輪1：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為229～286HBW 大齒輪2：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為229～286HBW ，查得 (2) 按齒面接觸強度初步確定中心矩并初選主要參數(shù) (350)1） 傳遞轉(zhuǎn)矩小齒輪 (351)2) 載荷系數(shù)K 考慮齒輪為直齒輪且為電動機驅(qū)動，取較大值K=23) 齒寬系一般變速箱中換擋齒輪常用～,4） 齒數(shù)比u 暫取u=i=25） ,取最小安全系數(shù) (352)將以上數(shù)據(jù)代入計算中心矩的公式 (353)為安全起見，圓整后取7) 確定模數(shù) 按經(jīng)驗公式m=(～)有 m=(～)180=～ (354) 鑒于安全性考慮，取標注模數(shù)m=4mm8) 確定齒數(shù) (355) (356)取 實際傳動比 9) 計算分度圓直徑、 (357) (358)10) 確定齒寬 鑒于安全考慮，取 11) 計算齒輪圓周速度 (359)，選擇齒輪精度等級為5級（3）校核齒面接觸疲勞強度