机床主运动机械变速传动系统的结构设计说明书.doc

目录1、机床设计的目的22、各运动参数的确定22.1确定传动方案22.1.1已知条件22.1.2结构分析式32.1.3 绘制转速图32.1.4绘制传动系统图43、传动带设计53.1确定计算功率53.2选取V带型53.3确定带轮直径和验算带速53.4确定带传动的中心距和带的基准长度63.5求中心距和小带轮的包角63.6确定带的根数73.7求轴上载荷73.8主轴转动误差的验算83.9确定传动件计算转速：94、齿轮的传动设计104.1齿轮的计算转速：104.2确定各轴的功率及扭矩104.3计算各轴的输入转矩124.4模数的确定与模数的校核124.5 齿轮强度的校核164.5.1变速组b164.5.2变速组c195、轴的设计225.1轴（主轴）直径确定：225.2轴直径的确定：235.3轴直径的确定245.4轴的校核245.5轴的受力分析255.6轴上力的计算255.7计算弯矩265.8弯矩图275.9扭矩的计算285.10按弯扭合成应力校核轴的强度286、轴承的选择与校核296.1轴承的选择296.2轴承的校核297、结构设计及说明30 1、机床设计的目的通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，使大家得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练：培养综合运用已学过的知识，提高理论联系实际的设计与计算能力：培养收集、阅读、分析和运用资料，提高独立工作的能力；使学生初步掌握机床设计的方法与步骤，提高结构设计与编制技术文件的能力。2、各运动参数的确定2.1确定传动方案2.1.1已知条件【1】确定转速范围：根据粗铣要求，计算出这几道工序需要主轴转数范围是50r/min63r/min, 因此可取主轴最小转速nmin=50 r/min。【2】确定公比：由机床设计课件，取 =1.26。【3】转速级数:根据要求，在8到12级之间，取Z=9级。2.1.2结构分析式此传动为9级传动，设计时选择从电动机到主轴主要为降速传动；若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足“传动副前多后少”的原则，因此取9=3X3的方案。本设计采用直齿轮变速，在降速传动中，受径向尺寸限制常使最小传动比 ；在升速时，为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网，故而确定按对称形式分布的结构网如下图所示：2.1.3 绘制转速图根据各变速组的级比、级比指数确定其他各传动副的传动比。检验各传动比，均未超出极限值。【1】确定各级转速并绘制转速图由nmin=50r/min, =1.26,Z=9确定各级转速，分别为315、250、200、160、125、100、80、63、50r/min。在四根轴中，除去电动机轴，其余三轴按传动顺序依次设为、，电动机与、与、与之间的传动组分别设为a、b、c。(1) 先确定轴的转速 传动组c的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取ci1=3=2，ci2=1 ，ci3= 1/3=0.5。 确定轴的转速确定为： 160、125、100r/min。(2) 确定轴的转速传动组b的级比指数为1,可取bi1=1/=0.79，bi2=1/2=0.63，bi3= 1/3=0.5。确定轴转速为200r/min。(3)确定电动机与轴之间的定传动比 初选电动机Y160M-8，转速n=720r/min,额定功率P=5.5KW，由此也可确定加在电动机与轴之间的定传动比i=720/200=3.6。转速图如下所示：2.1.4绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件，查表可有如下系统图：3、传动带设计初选电动机Y160M2-8，转速n=720r/min,额定功率P=5.5KW，传动比i=3.6，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。3.1确定计算功率 文献机械设计表11.5，取1.2。则。3.2选取V带型 由文献机械设计图11.15，根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。3.3确定带轮直径和验算带速1、初选小带轮的基准直径 由文献机械设计表11.4和表11.6选小带轮基准直径。3、计算大带轮的基准直径其中-小带轮转速，r/min；-小带轮直径，mm； 取2、 大带轮带速 根据参考资料机械设计177页知带的工作范围一般为，故速度符合要求。3.4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 于是318.5a910, 初取中心距为500mm。带长 查机械设计图11.4取相近的基准长度，。3.5求中心距和小带轮的包角带传动实际中心距则小带轮的包角 则包角符合要求。3.6确定带的根数1、 带速已算 由机械设计表11.8 ； 表11.7 ； 表11.12 ； 表11.10插值 ；由式11.22取Z=4根,满足小于等于1012根的要求。3.7求轴上载荷（1）计算预紧力 由式11.21 其中：-带的传动功率,KW；v-带速,m/s；q-每米带的质量，由表11.4取q=0.10kg/m； （2）轴上载荷由式11.23 其中带轮结构如机械设计表11.4所示。3.8主轴转动误差的验算 转速误差： 为主轴的实际转速。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。3.9确定传动件计算转速：主轴（即轴）： 由实用机床设计手册p90表6-8知，所设计的是铣床，则主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即（含义：主轴能传递全部功率的最低转速）各传动轴： 轴可从主轴为80r/min按24/48的传动副找上去，应为160r/min。但是由于轴上的最低转速100r/min经传动副可使主轴得到50/min、100r/min和200r/min三种转速。100r/min和200r/min传递全部功率，所以轴的计算转速应为100r/min。 轴的计算转速为200r/min。4、齿轮的传动设计4.1齿轮的计算转速： 根据参考资料机械制造装备设计，齿轮计算转速的确定方法，确定各齿轮计算转速如下;单位r/min200200200100100160125100160100200804.2确定各轴的功率及扭矩 带传动的效率，齿轮传动的效率，轴承传动的效率。由老师选定的铣削加工工艺（粗铣），各个参数如下表所示参数 加工工艺粗铣底面（端铣）粗铣40孔左右端面（端铣）n(r/min)5063v(m/min)18.6418.84ap(mm)21.5f(mm/min)160157.5d(mm)125100ae(mm)125100由机械制造工艺学课程设计指导书135页公式：其中，则粗铣底面（端铣）粗铣40孔左右端面（端铣）两者取较大值，即计算主轴电动机功率：，-机械传动装置总效率两对7级精度齿轮： 带传动：7级精度轴承： 联轴器：得，所以=3.4kw，所以选取的Y160M2-8电动机功率为5.5kw，符合机床的切削功率。即电机选择合格。计算各轴的输入功率： 轴的输入功率为， 轴的输入功率为， 轴的输入功率为。4.3计算各轴的输入转矩电动机轴的输入转矩轴的输入转矩轴的输入转矩轴的输入转矩 4.4模数的确定与模数的校核（1）模数的确定按下列公式初定模数： 式中：为按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）；为被计算齿轮（小齿轮）所在轴的功率（kw）；为被计算齿轮（小齿轮）的计算转速（r/min）；u为大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；为被计算齿轮的齿数（一般取传动中的小齿轮）；为齿宽系数，B为齿宽，m为模数，取；为许用接触应力（MPa）。两齿轮材料均为45钢整淬，=1100Mpa。则轴和轴（b组）：取轴和轴（c组）：取（2）模数的校核按接触疲劳强度计算齿轮模数：按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 其中: 1）P是被验算齿轮传递的功率（KW），2）是工作状况系数，考虑载荷冲击的影响：冲击性机床（刨床、插床）=1.6-1.8 ，主运动（中等冲击）=1.2-1.6 辅助运动（轻微冲击）=1-1.23）是动载荷系数（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响） 4）是齿向载荷分布系数，5）是寿命系数，的极限值、，当时，取 ，当时，取6) 是工作期限系数，7)n是齿轮的最低转速（r/min）8）m是交变载荷下的疲劳曲线指数9）是基准循环次数10）T是预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T=15000-20000h11）是转速变化系数12) 是功率利用系数13）是材料强化系数14）Y是齿型系数对于b组：按变速组内最小齿轮Z=30算各齿轮模数。齿轮选用45钢，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； =1.3；=1.04；T取18000； m=3；、均查表，代入公式： 得：则 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 4mm。按弯曲疲劳强度计算 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 3mm。综上，取m=4mm。对于c组：按变速组内最小齿轮Z=24算各齿轮模数。齿轮选用45钢，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； =1.3 ；=1.04；T取18000； m=3； 、均查表，代入公式得：则 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 4mm。按弯曲疲劳强度计算 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 3mm。综上，结合绘图，取m=5mm。确定齿宽：由机械设计课程设计b组齿轮取，c组轮取。故可确定齿轮各个参数 齿轮齿数模数分度圆直径齿根高齿顶高齿根圆直径齿顶圆直径齿宽Z13541405413017845Z230412011012840Z340416015016855Z455422021022840Z560424023024835Z650420019020850Z73651806.25 5 13419060Z848524018225035Z92451208613040Z1036518013415255Z112451208613040Z12485240182250354.5 齿轮强度的校核 根据要求，校核b组中受力最大的齿轮和c组中受力最大的齿轮。由圆周力可知齿轮直径越小，受力越大，故在b组中校核齿数最小齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度；根据扭矩公式可以知道转速越大，扭矩越小，故应校核c组中齿数最少的齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度。4.5.1变速组b根据GB10015-88选取Z30和Z60齿轮，为7级精度，两者材料采用45钢整淬，硬度为4045HRC。【1】小齿轮齿面接触强度的校核（1） 小齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数，大齿轮齿宽为75mm，小齿轮齿宽为80mm；（3）小齿轮直径；（4）齿数比；（5）查文献得材料的弹性影响系数（6）按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限；（7）计算应力循环次数： 设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；。查机械设计取接触疲劳寿命系数 （8） 计算许用接触应力：由参考资料机械设计表12.14取得安全系数取S=1.05。（9） 小齿轮圆周速度根据，7级精度，查得动载系数（10）计算载荷系数由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时， 计算得： 所以载荷系数计算齿面接触强度： 所以齿面接触疲劳强度符合要求。【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核（1） 大齿轮传递的扭矩（2） 齿宽系数（3）大齿轮直径；（4）根据，7级精度，由文献【4】图10-8得动载系数。由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时，。所以载荷系数。（5） 计算弯曲疲劳许用应力：由机械设计表12.14取弯曲疲劳安全系数S=1.25;由机械设计图12.23c查得大齿轮的弯曲疲劳极限,由上得：查得弯曲疲劳寿命系数所以 （6）查取齿形系数：查取应力校正系数：计算齿根弯曲强度校核：所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。4.5.2变速组c根据GB10015-88选取Z24和Z48齿轮，为7级精度，两者材料采用45钢整淬，硬度为4045HRC。【1】小齿轮齿面接触强度的校核（1）小齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数，大齿轮齿宽为60mm，小齿轮齿宽为65mm；（3）小齿轮直径；（4）齿数比；（5）查文献得材料的弹性影响系数（6）按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限；（7）计算应力循环次数： 设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；。查机械设计取接触疲劳寿命系数 （9） 计算许用接触应力：由参考资料机械设计表12.14取得安全系数取S=1.05。（10） 小齿轮圆周速度根据，7级精度，查得动载系数（10） 计算载荷系数由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时， 计算得： 所以载荷系数计算齿面接触强度： 所以齿面接触疲劳强度符合要求。【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核（1）大齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数（3）大齿轮直径；（4）根据，7级精度，查动载系数。由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时，。所以载荷系数（5）计算弯曲疲劳许用应力：由机械设计表12.14取弯曲疲劳安全系数S=1.25;由机械设计图12.23c查得大齿轮的弯曲疲劳极限,由上得：查得弯曲疲劳寿命系数所以 （6）查取齿形系数：查取应力校正系数：计算齿根弯曲强度校核：所以齿根弯曲疲劳强度符合要求。5、轴的设计5.1轴（主轴）直径确定：（1） 材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。（2） 计算直径： 根据功率P=5.5KW，查机械制造装备设计表3-1确定主轴前轴颈直径=6095，取=80mm，主轴后轴颈直径，取主轴内孔直径的确定: 选取。5.2轴直径的确定：材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。计算直径：按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为:式中：-扭转切应力，Mpa； -轴所受的扭矩，； -轴的扭转界面系数，； -轴的转速，； -轴传递的功率，； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，Mpa； 由上式可以得轴的直径 由参考资料机械设计表16.2取， 由参考资料机械设计式16.1和16.2得：由参考资料机械设计第314页知当轴上有键槽时，应适当增大轴颈，单键增加3%，双键增加7%，故取取d2=55mm5.3轴直径的确定（1）材料选取：采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为:式中：-扭转切应力，Mpa； -轴所受的扭矩，； -轴的扭转界面系数，； -轴的转速，； -轴传递的功率，； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，Mpa；由上式可以得轴的直径由参考资料机械设计表16.2取，由参考资料机械设计式16.1和16.2得：材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。计算直径：由参考资料机械设计第314页知当轴上有键槽时，应适当增大轴颈，单键增加3%，双键增加7%故取。取d1=50mm5.4轴的校核由课程设计要求可知只要对轴2进行校核即可。由圆周力可知，当扭矩最大时，最大，所以只需对一个变速组内一个轴上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。由式可知，在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴的转速越小，所以只要校核分度圆直径最大的齿轮即可。5.5轴的受力分析对轴进行受力分析，假设轴尺寸如下图所示：5.6轴上力的计算当轴上转速最低时，齿轮所受的扭矩最大，此时n=100r/min，P=5.069Kw轴上齿轮和分别与齿轮和啮合。所以只要在校核轴时使用和齿轮即可。1） 扭矩计算：2） 齿轮上力的计算：对于齿轮： 对于齿轮： 3）支承力的计算，水平方向： 0， 0， 计算得： 垂直方向： 0， 0， 计算得： 5.7计算弯矩 由材料力学知识，可以使用“简易法”直接作出弯矩图。 5.8弯矩图由以上内容可画出弯矩图如下图所示（取整）其中总弯矩计算：5.9扭矩的计算 扭矩已在轴校核的最初已计算出来：5.10按弯扭合成应力校核轴的强度校核公式可由文献【2】式（15-5）计算可得：式中，W可查得计算公式：W=0.1， 可取0.3，查得60MPa代入公式计算得：所以，可知轴的强度符合要求。6、轴承的选择与校核6.1轴承的选择 1)传动轴轴承的选择：因为传动轴只受到径向力的作用，而不受轴向力的作用，故只需选择深沟球轴承就够了。2）主轴轴承的选择：因为本铣床为普通精度级的轻型机床，主轴采用轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承NN3014，后支承采用角接触球轴承7208和推力球轴承8108。双列圆柱滚子轴承滚子轴承用于承受主轴径向力，角接触球轴承主要承受径向力，承受较小的轴向力。推力球轴承全部用于承受轴向力。6.2轴承的校核由课程设计的要求，只校核轴上的深沟球轴承。轴装轴承端直径为40，选用2系列的轴承，故轴承型号为6208。轴承寿命的校核： 由皮带轮所确定的工作年限，可算得轴承的预期计算寿命为：=41600h轴承的基本额定寿命查表计算：其中：C基本额定动载荷 P当量动载荷 n转速 对于球轴承，=3，对于滚子轴承，=10/3查文献知型号为6208的深沟球轴承的基本额定动载荷C=29.5KN。从而可计算出轴承的当量动载荷：P=载荷系数可查文献【2】表13-6可得=1.21.8，取=1.2由轴的校核中已计算出，=1836N取3代入公式可得 P=2203N所以可知 综上所述，所选用的轴承符合要求。7.结构设计及说明 1、齿轮结构设计当时，可做成腹板式结构，其余做成实心结构。2、带轮结构设计查机械设计课程设计，选用C型带轮。机械设计表8-10确定参数得：带轮宽度：分度圆直径：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）。由于铣床结构简单，因此本次设计不考虑离合器的问题。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。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：a是固定齿轮还是滑移齿轮；b移动滑移齿轮的方法；c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。本次机床主轴变速箱中齿轮采用整体淬火。5、齿轮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。6、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6585mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和圆锥滚子轴承。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510mm，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G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：a轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。b轴承的间隙是否需要调整。c整个轴的轴向位置是否需要调整。d在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。e加工和装配的工艺性等。7、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。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。a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。b前锥孔直径前锥孔用来装刀具或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。c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a。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取：L/a=35，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，L/a应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距L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。主轴轴承a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：60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。b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0.030.07mm），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：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。c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。e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。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；