最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱设计[3KW转速范围355-1800,1.41Z=6级].doc

全套图纸加扣3012250582目 录课程设计任务书I摘 要I第1章 绪论11.1 设计的目的11.2 设计的内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计11.2.3 编制技术文件11.3 设计题目、主要技术参数2第2章 运动设计32.1 运动参数及转速图的确定32.1.1 转速范围32.1.2 转速数列32.1.3 确定结构式32.1.4 确定结构网32.1.5 绘制转速图和传动系统图42.2 确定各变速组齿轮传动副齿数42.3 核算主轴转速误差6第3章 动力计算73.1 带传动设计73.2计算设计功率Pd73.2选择带型83.3确定带轮的基准直径并验证带速83.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角93.5确定带的根数z93.6确定带轮的结构和尺寸103.7确定带的张紧装置103.8计算压轴力103.9 计算转速的计算123.10齿轮模数计算及验算133.11传动轴最小轴径的初定163.12执行轴轴颈直径的确定173.13主轴合理跨距的计算17第4章 主要零部件的选择234.1 电动机的选择234.2 轴承的选择234.3 变速操纵机构的选择234.4 花键的选择234.5 箱体的选择234.5.1 箱体材料234.5.2 箱体结构24第5章 校核255.1 轴的校核255.2 轴承寿命校核27第6章 结构设计及说明286.1 结构设计的内容、技术要求和方案286.2 I轴（输入轴）的设计286.3 展开图及其布置296.4 润滑与密封306.5 齿轮块设计306.5.1 齿轮块设计306.5.2 其他问题316.6 主轴组件设计326.7 其他问题32结 论33参考文献3434第1章 绪论1.1 设计的目的机械系统设计设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2 设计的内容机械系统设计设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3 编制技术文件（1）对于设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 设计题目、主要技术参数 传动系统设计主要参数：工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax( )正转最低转速nmin( )电机功率N（kw） 公比250180035531.41第2章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定2.1.1 转速范围Rn=5.07由公式R=，其中 =1.41，R=5.07，可以计算取得标准值2.1.2 转速数列转速数列。查机械装备设计表 2-9标准数列表，首先找到355r/min、然后每隔5个数取一个值=1.41=1.066，得出主轴的转速数列为355 r/min、500r/min、710r/min、900r/min、1250r/min、1800r/min共6级。2.1.3 确定结构式对于Z=6可分解为：Z=6=3123。2.1.4 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=6=3123,易知第二扩大组的变速范围R2=3=1.413=2.828 满足要求，其结构网如图2-1。 图2-1结构网 2.1.5 绘制转速图和传动系统图(1) 选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。(2) 拟定转速图，在传动系统的分析和设计过程中，一般可以遵循“抓两端，连中间”的原则，即先从传动链的两个端部件（如执行件、输出轴或电动机、输入轴等）开始，按传动关系逐步分析或设计中间传动环节。由后向前设计。由图2-1已确定的结构网分析可知，设轴的降速传动副的传动比，不变速传动副的传动比，即第二扩大组变速范围由前向后设计。题目中所选电动机功率P=3kW，电机转速n=1420r/min连接中间环节。考虑到升速传动会增加传动链的振动，降速传动不要达到极限的传动比，所以选择基本组的传动比为ua1=1/ ，ua2=1/ 2，绘制在转速图上，见图2-2。(3) 绘制转速图，如图2-2所示。图2-2转速图2.2 确定各变速组齿轮传动副齿数（1）Sz100-120，中型机床Sz=70-100（2）直齿圆柱齿轮Zmin18-20（3）齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin18-20，根据各变速组公比，查机械系统设计中表3-1，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-1。表2-2齿轮齿数齿轮Z1Z2Z3Z4Z5齿数4733402159图2-3 主传动系统图2.3 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1)，即： ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3. V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=160mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0138.58N，上面已得到=171.81o，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.9 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 主轴的计算转速nj，由公式:nj=nminZ3-1 355 500r/min 结合变速数据 取主轴的计算转速为500r/min（2）传动轴的计算转速 轴2=800r/min，轴1=1120r/min。（3）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 9007105003.10齿轮模数计算及验算（1） 模数计算一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338式中mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取+，内啮合取-；小齿轮的齿数（齿）；齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；=8 材料的许用接触应力（）。取=650 Mpa按接触疲劳计算齿轮模数m -轴由公式mj=16338可得m=3mm-轴由公式mj=16338可得m=3mm可得各组的模数，如表3-3所示,一般同一变速组内的齿轮取同一模数，所以根据情况都取一样的模数。表3-3 模数组号基本组第一扩大组模数 mm33 基本组齿轮计算，基本组齿轮几何尺寸见表3-4。表3-4 基本组齿轮几何尺寸齿轮Z1Z1Z2Z2Z2Z2齿数473340403347分度圆直径1419912012099141齿顶圆直径147105126126105147齿根圆直径133.591.5112.5112.591.5133.5齿宽242428242824按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为：式中 N-传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率 nj-计算转速（r/min） m-初算的齿轮模数（mm） B-齿宽（mm） z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 Ks-寿命系数：= Kj-工作期限系数： T-齿轮工作期限，这里取T=15000h； -齿轮的最低转速（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6； -转速变化系数，查机械制造装备设计，取=0.60； -功率利用系数，查机械制造装备设计，取=0.78； -材料强化系数，查机械制造装备设计，取=0.60； -工作状况系数，取=1.1； -动载荷系数，查机械制造装备设计，取=1； -齿向载荷分布系数，查机械制造装备设计，取=1； Y-齿形系数，查机械制造装备设计，取Y=0.386；-许用接触应力（MPa），查机械制造装备设计，取=650MPa；-许用弯曲应力（MPa），查机械制造装备设计，取=275MPa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635MPa =78 MPa（2） 扩大组齿轮计算扩大组齿轮几何尺寸见下表3-5。表3-5 第一扩大组齿轮几何尺寸齿轮Z3Z3Z4Z4齿数49352856分度圆直顶圆直根圆直径139.597.576.5160.5齿宽24242824 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB 286HB，平均取240HB。3.11传动轴最小轴径的初定1、计算各传动轴的输出功率2.85(kw)2.71(kw)2.60(kw)2.50(kw)2、轴径设计及选取由5式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d=1.64或 d=91式中 d-传动轴直径（mm）； Tn-该轴传递的额定扭矩（Nmm），T=9550000； N-该轴传递的功率（KW）； -该轴的计算转速； -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。表3-3 最小轴径轴 号轴轴轴最小轴径mm253030 3.12执行轴轴颈直径的确定执行轴的前轴径，D1尺寸由教材表4-9得到：D1=80mm，后轴径D2=(0.50.9)D1，所以取：D2=50mm，初步计算：取当量外径，D=0.5(D1+D2)=65mm，执行轴选用阶梯状中空结构，内径直径，d=0.4D=40mm3.13主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3KW，根据1表3-20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=50mm。根据设计方案，前轴承为3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为40mm。主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。1.主轴前后轴颈直径的选择：最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。主轴前端轴颈的直径D1表3 各类机床主轴前端轴颈的直径D1图3.1 机床主轴结构图如表3.1所示，本次设计，最大回转直径250mm车床，P=3KW,选择D1=80mm。主轴后轴颈D2一般机床主轴后轴颈D2=（0.650.85）D1,取D2=50mm。需要说明的是，主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的那段轴颈，故D1,D2应为5的整数倍。2.主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D 0.7。取；经计算选取内孔直径d=40mm。3.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度;取a=100mm。3.支撑跨距L:最佳跨距；取值合理跨距；取值。5.主轴刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图：在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则： 当量切削力的计算： 主轴惯性矩式中：因为；所以可知主轴前支撑转角满足要求。主轴的受力校核已知，得出圆周力和径向力。 支持力 xy平面内的弯矩得 支持力 xz平面内的弯矩得 合成弯矩 由此可知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为： 对B截面强度校核 （为主轴内孔的孔径，） 第4章 主要零部件的选择4.1 电动机的选择转速n1420r/min，功率P3kW选用Y系列三相异步电动机Y100L2-4 4.2 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承代号6206 另一安装深沟球轴承6205II轴：对称布置圆锥滚子轴承32006III轴：对称布置圆锥滚子轴承32006轴承布置见展开。4.3 变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆（图4-1）使其通过杆的推力来控制轴上的二联滑移齿轮。图4-1 操纵杆4.4 花键的选择I轴安装带轮处选择普通平键规格：BL=1056II轴选择花键规格：NdDB =836407III轴选择键规格：BL=1490 4.5 箱体的选择4.5.1 箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。4.5.2 箱体结构1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。箱体的尺寸如图表4-1。表4-1 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚b173箱座凸缘厚b32主轴右侧凸缘厚b237外箱壁至轴承端面距离l1齿轮顶圆与内箱壁距离118齿轮端面与内箱壁距离2102、铸造工艺性要求为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。第5章 校核5.1 轴的校核 I轴计算圆周力：计算径向力： ）绘制轴受力简图）绘制垂直面弯矩图轴承支反力： 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为如图）绘制水平面弯矩图）绘制合弯矩图）绘制扭转图转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=0.6，）绘制当量弯矩图 截面C处的当量弯矩：)校核危险截面C的强度 轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的C处，W0.1d43所以I轴强度足够。5.2 轴承寿命校核对轴受力分析如图5-2所示。图5-2 轴受力分析图假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h。依据机械设计轴承校核公式如下：第6章 结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1、布置传动件及选择结构方案。2、检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3、确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 I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）。I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1、摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。2、摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3、 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。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。6.3 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。6.4 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0.10.3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。6.5 齿轮块设计6.5.1 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：1. 是固定齿轮还是滑移齿轮；2. 移动滑移齿轮的方法；3. 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