数控铣床主轴设计

目录
第1章、绪论 ................................................ 错误!未定义书签。

1.1金属切削机床在国民经济中的地位........................... 错误!未定义书签。

1.2本课题研究目的........................................... 错误!未定义书签。

第2章、卧室升降台铣床主轴箱的设计 ................ 错误!未定义书签。

2.1原始数据与技术条件....................................... 错误!未定义书签。

2.2机床主传动系统运动设计................................... 错误!未定义书签。

2.3传动零件的初步计算....................................... 错误!未定义书签。

第三章、结构设计及说明............................ 错误!未定义书签。

3.1结构设计的内容、技术要求和方案........................... 错误!未定义书签。

3.2展开图及其布置........................................... 错误!未定义书签。

3.3轴（输入轴）的设计....................................... 错误!未定义书签。

3.4齿轮块设计............................................... 错误!未定义书签。

3.5传动轴的设计............................................. 错误!未定义书签。

3.6主轴组件设计............................................. 错误!未定义书签。

总结 ......................................................... 错误!未定义书签。

致谢 ......................................................... 错误!未定义书签。

参考文献 ..................................................... 错误!未定义书签。

金属切削机床课程设计
说明书
院校：中北大学
专业：机械设计制造及其自动化
姓名：向静
学号：
中北大学课程设计说明书
第1章绪论
1.1金属切削机床在国民经济中的地位
金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。

在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%~60%。

机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。

机床的“母机”属性决定了它在国民经济中的重要地位。

机床工业为各种类型的机械制造厂提供先进的制造技术和优质高效的机床设备，促进机械制造工业的生产能力和工艺水平的提高。

机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备的任务，为适应现代化建设的需要，必须大力发展机械制造工业。

机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础。

机床工业则是机械制造工业的基础。

一个国家机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。

显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。

1.2本课题研究目的
课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，不仅是巩固学生大学所学知识的重要环节，而且也是在检验大学生综合应用知识的能力、自学能力、独立操作能力和培养创新能力，是大学生参加工作前的一次实践性锻炼。

通过本课题设计可以达到以下目的：
1.综合运用学过的专业理论知识，能独立分析和拟订某机床主轴箱传动结构，装配结构和制造结构的各种方案，能在机械设计制图，零件计算和编写技术文件等方面得到综合训练，具备设计中等复杂零件的能力。

2 通过本课程设计的训练，能初步掌握机床的运动设计，动力计算以及关键零部件的强度校核，或得工程师必备设计能力的初步训练，从而提高分析问题，解决问题，尽快适应工程实践的能力。

3. 熟悉和学会使用各种手册，能善于使用网络搜寻一些设计的相关资料，掌握一定的工
3
艺制订的方法和技巧。

4. 进一步提高计算机操作的基本技能﹑CAD 及Pro/Engineer 软件应用能力(造型设计与自动编程)﹑仿真模拟软件的应用。

第2章 卧室升降台铣床主轴箱的设计 125
224
如图1-1所示 12级齿轮传动系统图
2.1 原始数据与技术条件
主轴转速范围：max 1250n rpm =min 100n rpm =
变速级数：Z=12电动机功率：KW N 5.1=
工件材料：45号刚刀具材料：YT15
2.2 机床主传动系统运动设计
2.2.1确定极限转速
max 1250n rpm = ，min 100n rpm =
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5
∴转速调整范围：max min 125012.5100
N n R n =
== 2.2.2确定公比 机床分级变速机构共有Z=12级，其中1min n n =，max z n n =，Z 级转速分别为12,,......z n n n 。

任意两级转速之间的关系为1j j n n ϕ+=⨯
∴1min n n =，21n n ϕ=⨯，32n n ϕ=⨯，......111z z z n n n ϕϕ--=⨯=⨯
∴变速范围11max 1min 1
z z n n n R n n ϕϕ--⨯=== 即 1112.5ϕ= 求得 1.24ϕ= 按照标准公比取 1.26ϕ=
2.2.3 确定各主轴转速
查《金属切削机床》表[1]71-确定（单位：min
r ） 1100n = 2125n = 3160n = 4200n = 5250n = 6
315n = 7400n = 8500n = 9630n = 10800n = 111000n =
121250n = 2.2.4 主运动链转速图的拟定
(1) 确定电动机转速
查《金属切削机床设计简明手册》表11-32可确定电动机的转速
因所给电动机的功率N=1.5KW ，最高转速max 1250n rpm =，查《金属切削机床设计简明
手册》
选电动机的型号为Y90L-4 满载时转速为n=1400rpm 。

(2) 传动组和传动副数的确定
传动组和传动副数可能的方案有：
方案（一）： 1243=⨯1234=⨯
方案（二）： 12322=⨯⨯12232=⨯⨯12223=⨯⨯
在上例两行方案中，第一行方案有时可以省掉一根轴。

缺点是一个传动组内有四个传动
副。

如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。

所以一般少用。

第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。

接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。

如果传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。

这就是“前多后少”的原则。

从这个角度考虑，以取12322
=⨯⨯的方案较好。

(3) 结构网或结构式各种方案的选择
在12322
=⨯⨯中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。

可能有六种方案，其结构网和结构式见图8-4，在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案：
如图2所示 12级结构网的各种方案
a.传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围
在降速传动时，为了防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比
min 1/4
i≥。

在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动比
max 2
i≤。

如用斜齿
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7
齿轮传动，则max 2.5i ≤。

因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为max max min
8~10u R u =≤ 在检查传动组的变速范围时只需检查最后一个扩大组，因为其他组的变速范围都比他小。

根据式（8-2），应为(1)max p n n x n R R ϕ-=≤图中，方案a 、b 、c 、e 的第二扩大组226,2,x p ==则()62162R ϕϕ⨯-==。

其中 1.26ϕ=，则24R =，时可行的，其它两个方案2 6.4R =，不如第一个好。

所以选择第二个
b.基本组和扩大组的排列顺序
在可行的四种结构网和结构式方案（a ）,(b),(c),(e)中，还要进行比较以选择最佳方 案。

原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。

因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围最小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就小些。

比较上面四种方案，方案（a ）的中间传动轴变速范围最小，故方案（a ）最佳。

即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。

c. 拟定转速图
电动机和主轴的转速是已经给定的，当选定结构网或结构式后，就可分配各传动组的传
动比并确定中间轴的转速。

中间轴的转速如果高一些，传动件的尺寸也就小一些，但中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动，发热和噪声。

通常希望齿轮的线速度不超过12~15m/s 。

对于该主轴箱，中间轴的最高转速不应超过电动机的转速。

本例所选定的结构式共有三
个传动组，变速机构共需四轴，加上电动机共需五轴，故转速图共需五条竖线。

主轴共12速，故需12条横线。

中间各轴的转速可以从主轴开始往前推，先确定轴III 的转速。

传动组C 的变速范围为66max 1.264R ϕ==<，可知两个传动副的传动比必然是极限值：41112c i ϕ
== ，22211
c i ϕ==，这样就确定了轴III 的六种转速只有一种可能,即为250，315，400，500，630，800min r 。

随后确定轴II 的转速：传动组b 的级比指数为3，在传动比极限范围内，轴II 的转速最高可为500，630，800min r
，最低转速为250，315，400min r 。

为了避免升速，又不使传动比太小，故可取31112b i ϕ
==211b i = ∴轴II 的转速可取为500，630，800min r 。

同理对于轴I ，可取211
11.58a i ϕ==2111.26a i ϕ==311a i = 故可确定轴I 转速为800min r 。

转速图如下：
如图2-2所示 转速图的拟定
2.2.5齿轮齿数的确定
当传动比采用标准公比的整数次方时，齿数和z S 以及小齿轮齿数可从表[1]81-中查得。

如传动组i a1=1/φ0=1 2111.26a i ϕ==23111.58a i ϕ
==。

查i 为 1，1.25和1.6的三行。

有数字的即为可能方案。

结果如下：
111
a i =z S =…70,72,74,76, 211.26a i =z
S =…70,72,74,75,77… 311.58a i =z
S =…70,72,73,75,… 从以上三行中可以挑出z S =70和72是共同适用的，如取z S =72，则从表中查出小齿轮齿
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数分别为36，32，28。

即136
36a i =23240a i =32844a i =。

同理： =1/φ0=1 i b2=1/1.58 选=72，则从表中查出小齿轮齿数分别为36，28 故： 13636b i = i b2=28/44。

i c1=1/2.5 i c2=1.58/1 选=70，则从表中查出小齿轮齿数分别为20，27 故： 12050c i = 24327c i =。

2.2.6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)%ϕ±-，即：
()101%ϕ-<-实际传动比理论传动比理论传动比
∴
1.24 1.26 1.5%
2.6%-=<1.26
∴主轴转速合格。

2.3传动零件的初步计算
2.3.1计算各传动件的计算转速
a.主轴:根据表[1]82-，中型机床的主轴计算转速为主轴从最低转速算起第一个三分之一
转速范围内的最高一级转速， 即为n 4=200rpm 。

b.各传动轴:轴III 可以从主轴为200rpm 按4824
传动副找上去，近似为400rpm 。

但是由于轴II 上最低转速为500rpm 经传动组c 可以使主轴得到100,400rpm 两种转速。

400min r 要传递全部的功率，所以轴III 计算转速3250min r
n =，同理可得轴II 计算转速2500min r
n =。

c.各齿轮:传动组C 中2448只需计算24Z =的齿轮，计算转速为500min r ；4824只需计算z S z S
24Z =，500min j r n =。

20Z =Z=27两个齿轮哪一个的应力更大一些，较难判断，可同时计算，选择模数较大的作为传动组C 齿轮的模数，传动组b 应计算24Z =，500j n =；传动组a 应计算28Z =，800j n =。

2.3.2传动轴直径的初定
传动轴直径按刚度用如下公式进行概算：
d = [mm] 或
d =其中d ——传动轴直径[mm] n T ——该轴传递的额定扭矩[]N mm ⨯，495510n j N T n ⎛⎫=⨯ ⎪ ⎪⎝
⎭ N ——该轴传递的功率[]KW
j n ——该轴的计算转速[]rpm
[]ϕ——该轴每米长度允许扭转角deg m ⎡⎤⎢⎥⎣⎦
选取为deg 0.2m ∴轴 I ：d 1≥91*√1.5∗0.92/8004
=18.5mm 轴 II ：d 2≥91*√1.5∗0.89/5004=20.93mm
轴III ：d 3≥91*√1.5∗0.87/2504=24.57mm
故：取轴 I 直径20mm ，轴 II 直径25mm ，轴III 直径30mm
2.3.3主轴轴颈直径的确定
查表[]2
3 根据主轴驱动功率可确定铣床主轴前轴颈的直径1D 范围50~80mm 故取D 1=50mm 。

后轴颈的直径D 2=(0.7~0.85)*D 1=0.7∗50=35mm
2.3.4齿轮模数的初步确定
一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按机械设计简化的接触疲劳强度公式计算：
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]j m mm =
式中：j m ——按疲劳接触强度计算的齿轮模数[]mm
d N ——驱动电机功率[]KW
j n ——计算齿轮的计算转速[]rpm
i ——大齿轮齿数和小齿轮齿数之比1i ≥ 1Z ——小齿轮齿数
m ϕ——齿宽系数，m B m
ϕ=（B 为齿宽，m 为模数），610m ϕ= j σ⎡⎤⎣⎦——许用接触应力500[]MPa
传动组c 模数: m c1=√.5∗ 1.58∗202∗2.5∗5002∗250 =3.578
传动组b 模数：m b1=√.58∗ 1.58∗282∗2.58∗5002∗500=2.39
传动组a 模数：m a1=√.58∗ 1.5
8∗282∗2.58∗5002∗800=2.04
对于传动组C ，应选择较大模数作为传动组C 的模数。

故选取标准模数m a1=2.5，m b1=2.5，m c1=4
2.3.5选定轴承
查《机械设计课程设计手册》圆柱滚子轴承和圆锥磙子轴承(GB/T283-1994)和
(GB/T297-1994)
轴I ： NF204 d=20 D=47 B=14
轴II ： NF205 d=25 D=52 B=15
轴III ：NF206 d=30 D=62 B=16
轴IV: 前端30207 d=35 D=72 B=17
后端30211 d=55 D=100 B=21
2.3.6 三角带传动的计算和选定
三角带的选用应保证有效地传递最大功率并有足够的使用寿命（一定的疲劳强度）。

计算
是按一定的已知条件-----传递的功率、主、被动带轮的转速和工作情况-----确定带轮的直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。

a.确定计算功率j N
[]j N KN kw =
式中：N — 主动带轮传递的功率[]kw
K — 工作情况系数
查《金属切削机床设计简明手册》表4-9： K=1.2
则：j N =1.2⨯1.5=1.8KW
b.选择三角带的型号
根据计算功率j N =1.8和小带轮的转速1n =1400，查《金属切削机床设计简明手册》表4-4：选择三角带的型号是Z 型
c.确定带轮的直径1D 、2D
小袋轮的直径应满足：1min D D ≥
min D 为三角带带轮的最小计算直径，尽量选用较大的直径，以减小胶带的弯曲应力，从
而提高胶带的使用寿命。

查:4-11选择胶带带轮的直径1D =80mm
大轮直径D 2=（n 1/n 2）∗D 1=1400/1250∗80=112.取整数有2D =112mm
其中：1n 、2n 是小轮及大轮的转速[]rpm
d.计算胶带速度v
v=πD 1n 1/6000=3.14∗80∗=5.86m/s
一般v ≥5/m s ；所以选v=6/m s
e.初定中心距0A
两带轮的中心距应在()()0120.62A D D =+范围内选定，中心距过小时，胶带短因而增
加胶带的单位时间的弯曲次数降低交代受命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起振动。

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所以0A =1*（80+112）=192mm
f. 计算胶带的长度0d L
L d0=2A 0+π(D 1+D 2)2+(D 2−D 1)2
4A 0
=686.77mm 由上式计算出的0L 值查表12选择标准长度d L =710mm
g.计算实际中心距A
A=A 0+L d −L d02=203.615mm
考虑到安装调整和补偿张紧力的需要，带传动的中心距一般设计成可调整的，其调整范
围为： min 0.015d A A L =+ max 0.03d A A L =+
h.验算小带轮包角 小带轮包角21118057.3169D D A
α︒︒︒-=-⨯= 1120α︒≥ 所以小带轮包角合适。

i.确定V 带根数
单跟V 带的基本功率0.35kw,查表得:∆P 0=0.02KW K ∝=0.99 K L =1.08
P r =(∆P 0+P 0)∗K ∝∗K L =0.4KW
Z =
N j P r =1.80.4=4.5 所以取Z=5
j.作用在支承轴上的径向力Q
1
02sin 2Q S z α=
式中:S 0— 胶带的初拉力
查《金属切削机床设计简明手册》表4-31得：S 0=80N
则Q=2*80*5*sin 1692=797.53N
2.3.7直齿圆柱齿轮的强度计算
在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应
力和弯曲应力的验算。

这里要验算的是齿轮3，齿轮5，齿轮12这三个齿轮。

齿轮3的齿数为28，模数为2.5，齿轮的应力：
1）接触应力：
H H E Z Z σ=
式中：u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比
H Z ---区域系数
E Z ---弹性影响系数
K----载荷系数
t F ----圆周力
查《机械设计》表10-4、表10-2和图10-8：得 1.15, 1.20; 1.05, 1.25HB FB v A k k k k ====
假定齿轮工作寿命是48000h ，最终确定 ：接触应力=H σ 960.0Mpa
故：接触疲劳强度校核H σ≤[H σ]满足
2）弯曲应力：
t Fa Sa F KFY Y bm σ=
其中:Y Fa ―――齿型系数
Sa Y ―――应力校正系数
查《机械设计》表10-5有，求得：F σ =95Mpa ，弯曲疲劳强度校核F σ≤[F σ]满足。

同理计算：另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。

2.3.8.主轴刚度验算
a.选定前端悬伸量C
参考《机械装备设计》P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式
和尺寸，这里选定C=120mm.
b.主轴支承跨距L 的确定
一般最佳跨距L 0=(2~3)C =240~360mm ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，
应取跨距L 比最佳支承跨距L 0大一些，再考虑到结构需要，这里取L=500mm 。

c.计算C 点挠度
(1)周向切削力t P 的计算 4295510d t j j
N p D n η⨯⨯=
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其中:N j =1.5KW η=0.96*0.987
D j =(0.5~0.6)D max =(0.5~0.6)∗400=0.6∗400=240mm
n j =31.5r/min
故：p t =2∗955∗104∗0.82∗1.8240∗31.5=3729N P=1.12p t =4176.5N
P r =0.45p t =1678.05N P f =0.35p t =1147.65N
(2)驱动力Q 的计算
参考《机床主轴箱指导书》， 72.1210N Q nzn
=⨯ 其中：N=N J ∗0.96∗0.987=1.5∗0.96∗0.987=1.25KW
所以：Q=2.12*107*1.25/(4*50*31.5)=4305.6N
(3)轴承刚度的计算
这里选用NF 系列圆柱子滚子轴承，根据0.1030.822.222 1.5C d =⨯⨯求得：
0.1030.850.1030.8522.222 1.5708.4810/22.222 1.51009.22410/A B C N mm
C N mm =⨯⨯=⨯=⨯⨯=⨯
(4)确定弹性模量；惯性距I ，c I 和长度,,a b s 。

1) 轴的材料选用40Cr ，查《简明机械设计手册》P6，有
52.110E MPa =⨯
2) 主轴的惯性距I 为： ()
4
4644.271064D D I mm π-==⨯外内
主轴C 段的惯性距Ic 可近似地算：
()
4
44640.6 6.251064c D D I mm π-==⨯11
3) 切削力P 的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W ，对于普通铣床，W=0.4H ，
（H 是铣床中心高，设H=200mm)。

则：1200.4200200S mm =+⨯=
4) 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm
5) 计算切削力P 作用在S 点引起主轴前端C 点的挠度
()()2322363csp c A A L S L C sc c Lsc sc y P mm EI EI C L C L ++⎡⎤-=+++⎢⎥⎣⎦
代入数据并计算得csp y =0.1299mm 。

6)计算驱动力Q 作用在两支承之间时，主轴前端C 点子的挠度cmq y
()()()()2226cmq B A bc L b L b L C L b bc y Q mm EIL C L C L ---+-⎡⎤=++⎢⎥⎣⎦
计算得：cmq y =-0.0026mm
(5)求主轴前端C 点的终合挠度c y
坐标Y 轴上的分量代数和为cos cos cos ,cy csp p cmq q cm m y y y y θθθ=++
66,270,180p q m θθθ===其中
计算得：cy y =0.0297mm.0.0928cz y mm =。

综合挠度0.118c y mm == 综合挠度方向角arc 72.25cz yc cy y tg
y α== []0.00020.00026000.12y L mm ==⨯=
[]c y y <，所以此轴满足要求。

第3章 结构设计及说明
3.1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
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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。

如图3-1所示 主轴空间位置图
3.2
主轴箱位置展开图及其布置
如图3-2所示主轴箱位置展开图
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。

3.3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）。

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。

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
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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。

3.4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：
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7—6—6，圆周速度很低的，才选8—7—7。

如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6—5—5。

当精度从7—6—6提高到6—5—5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。

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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。

3.4.1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。

3.5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
D为65～85mm。

滤部分。

一般尺寸花键的滚刀直径
刀
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
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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5～10mm，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：1）轴的长度。

长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。

2）轴承的间隙是否需要调整。

3）整个轴的轴向位置是否需要调整。

4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。

5）加工和装配的工艺性等。

3.6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。

3.6.1 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。

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