关 键 词：

分级 变速 传动 题目 15 参数 kw63 630 公比 1.586 车床 主轴 设计 CAD 说明书

资源描述：

分级变速主传动题目15-参数(4kw,63-630r,公比1.58,6级)分级变速车床主轴箱主传动设计(带CAD和说明书）,分级,变速,传动,题目,15,参数,kw63,630,公比,1.586,车床,主轴,设计,CAD,说明书

内容简介：

课 程 设 计 设 计 说 明 书 宁大学课程设计(论文)分级变速主传动系统设计(题目15)所在学院机械学院专 业机械设计制造及其自动化班 级姓 名学 号指导老师 2013年 月 日摘要设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图关键词: 分级变速；传动系统设计,传动副，AbstractThe design of the machine tool main drive variable speed system firstly, the transmission system design method to find the ideal solution and more close understanding. According to the numerical control machine tool main drive system and main shaft power and torque characteristic requirements, analysis of the mechanical and electrical correlation change speed main drive system design principle and method. From the main drive system structure of network, and makes sure the best spindle power and torque characteristic match scheme, calculate and check related movement parameters and dynamic parameters. This manual mainly study machine tool main drive system design procedure and design method, has determined according to the kinematic parameters of the transmission expansion plan with the total center distance minimum as the goal, draws up the speed control system of variable speed scheme, in order to obtain the optimal scheme and the design of the high efficiency. In the machine tool main drive system, in order to reduce the number of gear, simplify the structure, shorten the axial size, with gear design method is trial, gather together algorithm, calculation of trouble and not easy to find out the reasonable design scheme. This article through to the main drive system of the triple sliding gear transmission characteristics analysis and research, draw parts working drawing and spindle box expansion plan and sectional view.Key words：step speed changing；Main axle power rate；Sliding gear.目录摘要 1目录 3第一章 绪论 51.1课程设计目的51.2课程设计内容及基本要求51.2.1 课程设计题目和主要技术参数51.2.2 技术要求5第二章 运动设计 62.1 确定转速图62.2 主轴.传动件计算82.2.1 计算转速82.2.2主轴误差计算9第三章 动力计算 103.1 主轴.传动轴直径初选103.2 齿轮参数确定、齿轮应力计算 113.3 主轴合理跨距的计算143.4 带传动设计163.4.1计算设计功率Pd163.4.2选择带型173.4.3验证带速并确定带轮的基准直径173.4.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角183.4.5确定带的根数z193.4.6确定带轮的结构和尺寸193.4.7确定带的张紧装置193.4.8计算压轴力20第四章 主轴零部件选择及校核 224.1 选择电动机,轴承，键和操纵机构224.1.1电动机的选择224.1.2 轴承的选择224.1.3 单位（mm）224.1.4变速操纵机构的选择：224.2 轴刚度校核234.3 轴承寿命校核24第五章 结构设计255.1结构设计的内容、技术要求和方案255.2展开图及其布置255.3 I轴（输入轴）的设计255.4 齿轮块设计265.5传动轴的设计275.6 主轴组件设计285.6.1 各部分尺寸的选择285.6.2 主轴轴承295.6.3 主轴与齿轮的连接305.6.4 润滑与密封305.6.5 其他问题30结束语 31参考文献 31心得 32第一章 绪论1.1 课程设计的目的1通过设计，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.习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。2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。3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。4通过设计，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 课程设计内容及基本要求1.2.1 课程设计题目和主要技术参数题目15：分级变速主传动系统设计 技术参数：Nmin =63r/min , Nmax=630r/min Z=6 公比 =1.58 电机功率 P=4KW 电机转速 n=1440r/min1.2.2 技术要求1. 各滑移齿轮块采用单独操纵机构。2. 利用电动机完成换向和制动。3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。第二章 运动设计2.1 确定转速图1 由任务书可知转速的最大范围与最小范围则可以确定转速范围：Rn= NmaxNmin =z-1=1.585=102 确定转速数列。查表可得出标准数列表，根据公比（1.58=1.068）然后每隔7个数取一个值，首先取值40r/min，确定主轴的转速数列为63，100，160，250，400，630.共6级。3 定传动组数，选出结构式。画结构网。因为z=6.即：Z=6=3123。根据“前多后少”原则,取传动方案 Z=3123,可知第二扩大组的变速范围r2=1.583（2-1）3.958 此机构 满足“升2降4”要求，确定其结构网如图。 图2-1 结构网 Z=6=31234. 绘制转速图，如图2-2图2-2 系统转速图5.绘制主传动系统，如图2-3图2-3 主传动系统图6.确定齿轮齿数。14 ic2,因此13ic1.5,故取ic=12.5=12 iB=（pB-1）XB=2-13=3=48 所以满足条件 iA= （pA-1）XA=3-11 =2=2.58 所以满足条件由转速图上定的传动副和传动比，查文献2表4.1，齿数和最大不超过100120，可得各齿轮组的齿数如下表： 传动组传动比齿数第1传动组1：2.528：701：1.5838：601：149：49第2传动组1：420：801：150：50 表2-12.2 主轴.传动件计算 （1）.主轴的计算转速 本设计所选的是中型普通车床，所以 63 1.58（63-1）100r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，可推出各传动轴的计算转速如下： nIIIj =100r/min,nIIj=250r/min,nIj=630r/min（3）.各齿轮计算转速 可得出各齿轮计算转速。现将各齿轮的计算转速列入下表中 序号Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5nj(r/min) 630 630630 250630 400 250 250250 100第三章 动力计算3.1 主轴.传动轴直径初选（1）主轴轴径的确定 在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。初选取前轴径D1=80 ，后轴颈的轴径为前轴径，所以 。 （2）传动轴直径初定 传动轴直径进行概算 轴：TI =60635 (N.mm) d=34.3mm 取35mm 轴：TII 152800（N.mm） dII=43.2mm 取45mm3.2 齿轮参数确定、齿轮应力计算 （1） 齿轮模数的初步计算 一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献5公式（8）进行计算： 式中： 为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择： a组: ia1 =49/49, nj=630r/minmf=16338 3=1.29 取ma=2b组：ib1 =20/80 ,nj=630r/minmf=16338 3=2.75 取mb=3 （2） 齿轮参数的确定 计算公式如下： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 =6 取m=8（3）基本组齿轮计算。轴齿模数m分度圆直径 d齿顶圆直径 da齿根圆直径df齿宽B代号齿数I49298102931628256100511638276807116II49298102931670214014414516 602120124115165031501561422420360665224III5031501561422480324024623224表3-1基本组齿轮尺寸3.2.1 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。I轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象。 （Z28）由文献5公式（9）、（10）知验算公式如下： 接触应力验算公式为: 弯曲应力验算公式为: 式中：电动机功率Nd4kw 从电动机到计算齿轮的传动效率 =0.96 传递的额定功率： N=Nd0.964=3.84kw 计算转速nj630r/min ,初算的齿轮模数 m2.5, 齿宽 B24mm 小齿轮齿数 Z28 ,大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值： 2.5 寿命系数 , 工作期限系数 齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间: TS取 15000 h同一变速组内的齿轮总工作时间: TTsp1500035000h 齿轮的最低转速 n1630r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 弯曲载荷取 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取 ，弯曲载荷时，对正火、调质时取 按接触应力计算时， KT 3601605000107 3.1 按弯曲应力计算时， KT 66016050002106 1.57由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取Knj0.85，弯曲载荷时取Knw0.95由文献4表2-7，功率利用系数接触时取KN0.58，弯曲时取 KN0.98. 由文献42表2-8，材料强化系数接触时取Kq0.60，弯曲时取 Kq0.75. 所以,接触时Ks0.79,弯曲时Ks1.49. 考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取K1 1 Vn1000100010003.143由文献4表4-4，动载荷系数: K21.3由文献4表4-5，齿向载荷分布系数: K3 1 由文献5表1，查得齿型系数Y=0.408 由文献4表4-7可查得，许用接触应力j600Mpa，许用弯曲应力w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j2088103223 （2.531）11.310.923.842.55241000=516.4Mpa600Mpa w19110511.311.13.842232240.4081000 =53.5Mpa 1 由文献4表4-4，动载荷系数： K21.2由文献4表4-5，齿向载荷分布系数： K3 1由文献5表1，查得齿型系数：Y=0.438由文献4表4-7可查得，许用接触应力： j600Mpa，许用弯曲应力： w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j 2088103223 （2.51）11.210.773.762.524400=559.5Mpa600Mpa w=19110511.211.843.762832240.438400 =149.6Mpa w220Mpa 经验算知，所选齿轮合格。 3.2.3在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。III轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象。（Z50）由文献5公式（9）、（10）知验算公式如下： 接触应力验算公式为： 弯曲应力验算公式为： 式中：电动机功率Nd4kw 从电动机到计算齿轮的传动效率 ： 0.960.993 传递的额定功率： N=Nd0.960.9934=3.65计算转速nj100r/min ，初算的齿轮模数 m3（mm），齿宽 B24mm 小齿轮齿数 Z50，大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值： 1寿命系数 ，工作期限系数 齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间： TS 取 15000h 同一变速组内的齿轮总工作时间: TTsp15000115000 齿轮的最低转速 n1100r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 弯曲载荷取 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取 ，弯曲载荷时，对正火、调质时取 按接触应力计算时， KT 36016015000107 2.43 按弯曲应力计算时， KT 660160150002106 2.04 由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取Knj0.85，弯曲载荷时取Knw0.95 由文献4表2-7，功率利用系数接触时取KN0.58，弯曲时取 KN0.98. 由文献42表2-8，材料强化系数接触时取Kq0.60，弯曲时取 Kq0.75. 所以，接触时Ks0.79，弯曲时Ks1.49. 考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取K1 1 Vn100025010000.7851由文献4表4-4，动载荷系数 K21 由文献4表4-5，齿向载荷分布系数 K3 1 由文献5表1，查得齿型系数Y=0.444 由文献4表4-7可查得，许用接触应力j600Mpa，许用弯曲应力 w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j 2088103304 （2.531）1110.723.652.5332250=372.5Mpa j600Mpa w1911051111.423.653042320.444250 =58.1Mpa w220Mpa 经验算知，所选齿轮合格。 3.2.4根据文献七，考虑齿轮转速，载荷状况，对振动，噪声，使用性能方面的要求，选取齿轮精度等级为七级 3.3 主轴合理跨距的计算 图3-1 主轴跨距计算图设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=4 kw已选定的前后轴径为 ：， 定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩 955104(2.74/63)415349（N.mm）设该车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=415.349/0.09=4615N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2307N总作用力 F=5159.72N此力作用于工件上，主轴端受力为F=2522.28N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5159.72=7739.58NRB=F=5159.72=2579.86N根据机械系统设计得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；=1.12 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.13查机械系统设计图 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=62mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 3.4 带传动设计输出功率P=4kw,转速n=1440/min（1）确定计算功率: P=4kw为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1x4=4.4kw（2）选择V带的型号: 根据pd,n1=1440min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=100（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=100验算带速v=d1n1/(60x1000)=x100x1440/(60x1000)=6.69m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1420x90/1000=127.8mm取d2=132mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=132/90=1.47相对误差: 理论:i0=n1/n2=1.42 i0-i/i0=1.42-1.47/1.42=3.5%1200（6）确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0.81确定带根数：ZPd/(P0+P0)KKl=3.85/(1.05+0.13)x0.99x0.81=4.07取Z=5（7）大带轮结构如下图所示： 3.5 求最佳跨距 设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=4kw，主轴孔径为40mm,主轴计算转速为100r/min。已选定的前后轴径为 ：d1=80 d2=64 主轴输出的最大转矩： T9550pn 606N.m床身上最常用的最大加工直径为最大回转直径的60%，即 此力作用在顶尖的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为 a/D11.252.5 取a/D1=1.33 故a=120mm l0=(35)a 设初值 前后轴承的支反力为 前后轴承的刚度 由手册四表512 采用圆锥滚子轴承 kA =750N/mm kB =530N/mm 由文献2公式3.7得 求最佳跨距 : kAKB 750530 1.42 当量外径 惯性距 I=0.05(0.084-0.044)=19210-8m4 =EIkA.a3 =2.1101119210-87500.123106 由文献2查图3.38得 l0 /a=2.2 最佳跨距 l01202.2=264mm 3.6 选择电动机,轴承，键和操纵机构 3.6.1电动机的选择： 转速n1440r/min，功率P4kW 选用Y系列三相异步电动机Y112M-4，DE2860 3.6.2 轴承的选择： I轴：与带轮靠近段安装两个深沟球轴承代号6208 B18mm I轴右端布置一个深沟球轴承代号6207 B=17 II轴：对称布置三个深沟球轴承代号6209 B=19mm III轴：轴径64端采用圆锥滚子轴承代号30313 B23mm 轴径80端采用两个圆柱滚子轴承代号N216E B=26 3.6.3键的选择： I轴选择普通平键规格： bh=108 l=60 II轴选择花键规格： NdDB8505610 III轴选择普通平键规格：bh=2514 l=100 3.6.4变速操纵机构的选择：选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。第四章 主轴零部件选择及校核4.1 选择电动机,轴承，键和操纵机构 4.1.1电动机的选择： 转速n1440r/min，功率P4kW 选用Y100L2-4 4.1.2 轴承的选择： I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装端角接触球轴承代号7008C II轴：对称布置角接触球轴承代号7008C 中间布置角接触球轴承代号7010C III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C 4.1.3 单位（mm） I轴安装带轮处选择普通平键规格：=8 安装齿轮处选择花键规格： N d II轴选择花键规格：N d III轴选择花键规格：N d 4.1.4变速操纵机构的选择：选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。4.2 轴刚度校核（1）轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：: L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=/L；-齿轮工作位置处距较近支承点的距离；N-轴传递的全功率； 校核合成挠度 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度 ； -被演算轴与前后轴连心线夹角；=144 啮合角=20，齿面摩擦角=5.72。代入数据计算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成挠度 =0.238 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L即=0.268。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）轴扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算： 将上式计算的结果代入得： 由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。4.3 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析：如图4-1图4-1得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第5章 结构设计5.1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。课程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：(2) 布置传动件及选择结构方案。(3) 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。(4) 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。5.2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。I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。5.3 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。5.4 齿轮块设计5.4.1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，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。5.4.2 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。5.5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6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。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510，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：5. 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。6. 轴承的间隙是否需要调整。7. 整个轴的轴向位置是否需要调整。8. 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。9. 加工和装配的工艺性等。5.6 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。5.6.1 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。1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 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。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4） 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。选择适当的支撑跨距，一般推荐取： =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距的大小，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。5.6.2 主轴轴承1）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：600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。2）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0.030.07），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：（2） 每个支撑点都要能承受经向力。（3） 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。（4） 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。3）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，前轴承的选或级，后轴承选或级。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。1） 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