1、中北大學課程設計說明書1 目目 錄錄1、緒論.21.1 金屬切削機床在國民經濟中的地位 .21.2 本課題研究目的 .22、臥室升降臺銑床主軸箱的設計.32.1 原始數據與技術條件 .32.2 機床主傳動系統運動設計 .32.3 傳動零件的初步計算 .73、結構設計及說明.153.1 結構設計的內容、技術要求和方案 .153.2 展開圖及其布置 .163.3 軸（輸入軸）的設計 .163.4 齒輪塊設計 .173.5 傳動軸的設計 .183.6 主軸組件設計 .19總結總結.23參考文獻參考文獻.23中北大學課程設計說明書21 1、緒論、緒論1.1 金屬切削機床在國民經濟中的地位金屬切削機床是

2、用切削的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器，它是制造機器的機器，又稱為“工作母機”或“工具機” 。在現代機械制造工業中，金屬切學機床是加工機器零件的主要設備，它所擔負的工作量，約占機器總制造工作量的 40%60%。機床的技術水平直接影響機械制造工業的產品質量和:勞動生產率。機床的“母機”屬性決定了它在國民經濟中的重要地位。機床工業為各種類型的機械制造廠提供先進的制造技術和優質高效的機床設備，促進機械制造工業的生產能力和工藝水平的提高。機械制造工業肩負著為國民經濟各部門提供現代化技術裝備的任務，為適應現代化建設的需要，必須大力發展機械制造工業。機械制造工業是國民經濟各部門賴以發展的基礎。機床工業

3、則是機械制造工業的基礎。一個國家機床工業的技術水平，在很大程度上標志著這個國家的工業生產能力和科學技術水平。顯然，金屬切削機床在國民經濟現代化建設中起著重大的作用。1.2 本課題研究目的 課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環節，是大學生的必修環節，不僅是鞏固學生大學所學知識的重要環節，而且也是在檢驗大學生綜合應用知識的能力、自學能力、獨立操作能力和培養創新能力，是大學生參加工作前的一次實踐性鍛煉。 通過本課題設計可以達到以下目的： 1. 綜合運用學過的專業理論知識，能獨立分析和擬訂某機床主軸箱傳動結構，裝配結構和制造結構的各種方案，能在機械設計制圖，零件計算和編寫技術文

4、件等方面得到綜合訓練，具備設計中等復雜零件的能力。2 通過本課程設計的訓練，能初步掌握機床的運動設計，動力計算以及關鍵零部件的強度校核，或得工程師必備設計能力的初步訓練，從而提高分析問題，解決問題，盡快適應工程實踐的能力。3. 熟悉和學會使用各種手冊，能善于使用網絡搜尋一些設計的相關資料，掌握一定的工藝制訂的方法和技巧。中北大學課程設計說明書34. 進一步提高計算機操作的基本技能CAD 及 Pro/Engineer 軟件應用能力(造型設計與自動編程)仿真模擬軟件的應用。2 2、臥室升降臺銑床主軸箱的設計、臥室升降臺銑床主軸箱的設計圖 12.1 原始數據與技術條件 主軸轉速范圍： max1250

5、nrpmmin100nrpm 變速級數 ：Z=12 電動機功率： KWN5 . 5 工件材料：45 號剛 刀具材料：YT15 2.2 機床主傳動系統運動設計2.2.1 確定極限轉速 ，max1250nrpmmin100nrpm中北大學課程設計說明書4 轉速調整范圍：maxmin125012.5100NnRn2.2.2 確定公比 機床分級變速機構共有 Z=12 級，其中，Z 級轉速分別為1minnnmaxznn。12,.zn nn任意兩級轉速之間的關系為1jjnn，1minnn21nn32nn.111zzznnn變速范圍 即 11max1min1zznnnRnn1112.5求得 按照標準公比取1

6、.241.262.2.3 確定各主軸轉速查表確定（單位：）17 1minr 1100n 2125n 3160n 4200n 5250n 6315n 7400n 8500n 9630n 10800n111000n 121250n2.2.4 主運動鏈轉速圖的擬定(1) 確定電動機轉速 查金屬切削機床設計簡明手冊可確定電動機的轉速 因所給電動機的功率 故選電動機的型號為3NKW100 1 4YL 滿載時轉速為。1420mnrpm(2) 傳動組和傳動副數的確定 傳動組和傳動副數可能的方案有： 方案（一）： 124 3123 4 方案（二）： 123 2 2 122 3 2 122 2 3 在上例兩行方

7、案中，第一行方案有時可以省掉一根軸。缺點是一個傳動組內有四個傳動中北大學課程設計說明書5副。如果用一個四聯滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 第二行的三個方案可根據下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如果傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則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。這就是“前多后少”的原則。 從這個角度考慮，以取的方案較好。123 2 2 (3) 結構網或結構式各種方案的選擇 在中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而

8、有不同的方案。可能有六種123 2 2 方案，其結構網和結構式見圖 8-4a.傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為了防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比。在升速時，為防止產生過大的振動和噪聲，常限制最大傳動比。如用斜min1/ 4imax2i齒齒輪傳動，則。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為max2.5imaxmaxmin8 10uRu 在檢查傳動組的變速范圍時只需檢查最后一個擴大組，因為其他組的變速范圍都比他小。根據時（8-2） ，應為圖中，方案 a、b、c、e 的第二擴大組則(1)maxpnnxnRR226,2,xp。其中，則，時可行的，其

9、它兩個方案，不如第一個62 162R1.2624R 26.4R 好。所以選擇第二個b.基本組和擴大組的排列順序 在可行的四種結構網和結構式方案（a）,(b),(c),(e)中，還要進行比較以選擇最佳方案。原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速范圍最小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就小些。比較上面四種方案，方案（a）的中間傳動軸變速范圍最小，故方案（a）最佳。即如果沒有別的要求，則應盡量使擴大順序與傳動順序一致。 c. 擬定轉速圖 電動機和主軸的轉速是已經給定的，當選定結構網或結構式后，就可分配各傳動組的傳動比并確定中間軸的轉速。中間軸

10、的轉速如果高一些，傳動件的尺寸也就小一些，但中間軸中北大學課程設計說明書6如果轉速過高，將會引起過大的振動，發熱和噪聲。通常希望齒輪的線速度不超過。1215ms: 對于該主軸箱，中間軸的最高轉速不應超過電動機的轉速。本例所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需四軸，加上電動機共需五軸，故轉速圖共需五條豎線。主軸共 12速，故需 12 條橫線。 中間各軸的轉速可以從主軸開始往前推，先確定軸 III 的轉速。傳動組 C 的變速范圍為，可知兩個傳動副的傳動比必然是極限值： ， 66max1.264R41112ci，這樣就確定了軸 III 的六種轉速只有一種可能,即為22211ci250，315，4

11、00，500，630，800。minr 隨后確定軸 II 的轉速：傳動組 b 的級比指數為 3，在傳動比極限范圍內，軸 II 的轉速最高可為 500，630，800，最低轉速為 250，315，400。為了避免升速，又不使minrminr傳動比太小，故可取 31112bi211bi 軸 II 的轉速可取為 500，630，800。minr 同理對于軸 I，可取 21111.58ai2111.26ai311ai 故可確定軸 I 轉速為 800。轉速圖如下：minr中北大學課程設計說明書7圖 22.2.5 齒輪齒數的確定 當傳動比采用標準公比的整數次方時，齒數和以及小齒輪齒數可從表中查得。zS18

12、 1如傳動組 a， 。查 為 1，1.4 和31111ai2111.26ai23111.58aii2 的三行。有數字的即為可能方案。結果如下： =70,72,74,76, 111aizS =70,72,73,75,77211.26aizS =70,72,74,76,311.58aizS 從以上三行中可以挑出=70 和 72 是共同適用的，如取=72，則從表中查出小齒輪zSzS齒數分別為 36，32，28。即 。13636ai23240ai32844ai同理 ； 。13636bi22448bi12050ci 24327ci中北大學課程設計說明書82.2.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸

13、轉速誤差一般不應超過，即：10(1)%101 %實際傳動比理論傳動比理論傳動比 主軸轉速合格。1.24 1.261.5%2.6%1. 262.3 傳動零件的初步計算2.3.1 計算各傳動件的計算轉速 a.主軸:根據表，中型機床的主軸計算轉速為第一個三分之一轉速范圍內的 182最高一級轉速， 即為。4250nrpmb.各傳動軸:軸 III 可以從主軸為按傳動副找上去，近似為，但是由250rpm4824500rpm于軸 II 上最低轉速為經傳動組 c 可以使主軸得到兩種500rpm100,400rpm轉速。要傳遞全部的功率，所以軸 III 計算轉速，400minr3250minrn 同理可得軸 I

14、I 計算轉速。2500minrn c.各齒輪:傳動組 C 中只需計算的齒輪，計算轉速為；只需計算244824Z 500minr4824，。Z=27Z=27 兩個齒輪哪一個的應力更大一些，24Z 500minjrn 20Z 較難判斷，可同時計算，選擇模數較大的作為傳動組 C 齒輪的模數，傳動組 b 應計算，；傳動組 a 應計算，。24Z 500jn 28Z 800jn 2.3.2 傳動軸直徑的初定 傳動軸直徑按剛度用如下公式進行概算： mm 或 mm 41.64nTd 491jNdn 其中 d傳動軸直徑mm中北大學課程設計說明書9該軸傳遞的額定扭矩， nTNmm4955 10njNTn該軸傳遞的

15、功率NKW該軸的計算轉速jnrpm該軸每米長度允許扭轉角 選取為 degmdeg0.2m軸 I：412.759122800dmm 軸 II：422.67789125500dmm 軸 III：432.619129250dmm2.3.3 主軸軸頸直徑的確定 查表 根據主軸驅動功率可確定銑床主軸前軸頸的直徑范圍 231D5080mm: 故取 80mm。后軸頸的直徑。210.70.850.7 8056DDmm:2.3.4 齒輪模數的初步確定 一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式計算3221116338djmjjiNmmmZin 式中：按疲勞接觸強度計算的齒輪模

16、數jmmm 驅動電機功率dNKW 計算齒輪的計算轉速jnrpm 大齒輪齒數和小齒輪齒數之比i1i 小齒輪齒數1Z齒寬系數，（B 為齒寬，m 為模數） ，mmBm610m:中北大學課程設計說明書10許用接觸應力 jMPa 傳動組 c 模數： 31223.5 131633848 202.5 600250cm傳動組 b 模數：3223 3163382.878 242 600500bm 傳動組 a 模數：31222.65 13163382.278 281.6 600800am對于傳動組 C，應選擇較大模數作為傳動組 C 的模數。 故選取標準模數，2.27am 2.87bm 4cm 2.3.5 選定軸承

17、查雙列圓柱滾子軸承和圓錐磙子軸承283 87GB軸 I： 6004 d=22 D=42 B=12 軸 II： 3182107 d=25 D=50 B=13 軸 III： 3182109 d=29 D=55 B=15 軸 IV: 前端 7207 d=35 D=72 B=17 后端 7210 d=56 D=90 B=20 2.3.6 三角帶傳動的計算和選定 三角帶的選用應保證有效地傳遞最大功率并有足夠的使用壽命（一定的疲勞強度） 。計算是按一定的已知條件-傳遞的功率、主、被動帶輪的轉速和工作情況-確定帶輪的直徑、中心距、膠帶型號、長度和根數及作用在支承軸上的徑向力。a.確定計算功率jN jNKN

18、kw式中：N 主動帶輪傳遞的功率 kwK 工作情況系數查表 10 有 K=1.2 則=1.2 3=3.6jNb.選擇三角帶的型號中北大學課程設計說明書11 根據計算功率=3.6 和小帶輪的轉速=1420 有圖一選定jN1n 選擇三角帶的型號是 Z 型c.確定帶輪的直徑、1D2D 小袋輪的直徑應滿足：1minDD 為三角帶帶輪的最小計算直徑，盡量選用較大的直徑，以減小膠帶的彎曲應力，從minD而提高膠帶的使用壽命。查表 11 選擇膠帶帶輪的直徑=90mm 大輪直徑=1D1212nDDnmm90=1.42 90=127.8 取整數有=128mm142010002D 其中、是小輪及大輪的轉速1n2n

19、rpmd.計算膠帶速度 v1 13.14 90 1420/6.68760006000Dnvm s/m s 一般 v5；所以選 v=7/m s/m se.初定中心距0A 兩帶輪的中心距應在范圍內選定，中心距過小時，膠帶短因而增0120.62ADD:加膠帶的單位時間的彎曲次數降低交代受命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起振動。 所以=1*（90+128）=218mm0Af. 計算膠帶的長度0dL mm2221001201148022 38880 114182.072424 388dDDLADDA 由上式計算出的值查表 12 選擇標準長度=1120mm0LdLg.計算實際中心距 A 001120

20、 108238840722ddLLAA 考慮到安裝調整和補償張緊力的需要，帶傳動的中心距一般設計成可調整的，其調整范圍 min0.015dAALmax0.03dAAL中北大學課程設計說明書12h.驗算小帶輪包角 小帶輪包角21118057.3169DDA 所以小帶輪包角合適。1120i.確定 V 帶根數 單跟 V 帶的基本功率 0.36kw01jNzN C 單跟三角膠帶能傳遞的功率 查表 13 得=0.530N0N 小帶輪包角系數 查表 14 得=11C1C 則 z= 所以取 z=53.64.980.53 0.98j.作用在支承軸上的徑向力 Q102sin2QS z 膠帶的初拉力 有查表得=8

21、0N0S0S 則N1692 75 5 sin746.52Q 2.3.7 直齒圓柱齒輪的強度計算 在驗算變速箱中的齒輪強度時，選用模數中承載最大的，齒數最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對于低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度，對硬齒面軟齒芯淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。在此例中應II 軸的齒數為 24 的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數jm3221116338dcbsjmjjiKK KK Nmmmz in:式中：N 傳遞的額定功率 =1.984IINN 計算轉速 =630jnjn 齒寬系數： ，B 齒寬，m 模數=610 取=8mBmm:m Z小齒輪齒

22、輪;中北大學課程設計說明書13 大齒輪與小齒輪的齒數之比， “+”號用于外嚙合， “-”號用于內嚙合 i1i =2i 轉速變化系數查表 19 =058nKnK NK 許用接觸應力 從表 26 選取 =600jj 齒向載荷分布系數查表 24 得=1.04bKbK 材料強化系數 查表 20 =0.55qKqK m 疲勞曲線指數 查表 16 m=3 基準循環次數 查表 16 =0C0C710 工作情況系數，考慮沖擊的影響：主運動（中等沖擊）取=1.2cKcK 動載荷系數，從表 23 選取 則=1.2dKdK 齒輪的最低轉速 =1601n1n T 齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間 h 見表 17，

23、同一變速組內的齒輪sT總工作時間可近似為，P 為該變速組的傳動副數；P=2 =20000/sTTPsT則 T=20000/2=10000 工作期限系數TK1060mTnTKC3760 160 100001.3310 壽命系數sk =sTnNqkK K K K1.33 0.58 0.89 0.550.38 則=2.215jm3222 11.2 1.2 1.04 1.98163388 242 600630 2.3.8.主軸剛度驗算a.選定前端懸伸量 C，參考機械裝備設計P121，根據主軸端部的結構，前支承軸承配中北大學課程設計說明書14置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定 C=120mm.b. 主軸

24、支承跨距 L 的確定 一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷023240420LCmm:降低，應取跨距 L 比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取 L=600mm。0Lc.計算 C 點撓度 (1) 周向切削力的計算tP42 955 10dtjjNpD n其中:,75.5,0.96 0.98dNKW max0.50.60.50.6400200 240,240,31.5 /minjjjDDmmDnr:取 故，故。442 955 100.82 5.51.15 10240 35.5tpN41.121.736 10tPPN 330.456.98 10,0.355.43 10Nrtft

25、PPN PP (2) 驅動力 Q 的計算 參考機床主軸箱指導書 ，72.12 10NQnzn 其中75.5 0.96 0.984.58,72,3,35.5 /mindNNKW zmnr 所以744.582.12 101.13 104 72 35.5QN (3) 軸承剛度的計算 這里選用 4382900 系列雙列圓柱子滾子軸承 根據求得：0.1030.822.222 1.5Cd 0.1030.850.1030.8522.222 1.5708.48 10/22.222 1.51009.224 10/ABCN mmCN mm (4) 確定彈性模量，慣性距 I；和長度。cI, ,a b s中北大學課程

26、設計說明書15 1) 軸的材產選用 40Cr，查簡明機械設計手冊P6，有52.1 10EMPa 2) 主軸的慣性距 I 為： 44644.27 1064DDImm外內 主軸 C 段的慣性距 Ic 可近似地算： 444640.66.25 1064cDDImm11 3) 切削力 P 的作用點到主軸前支承支承的距離 S=C+W，對于普通車床，W=0.4H， （H 是車床中心高，設 H=200mm)。 則：1200.4 200200Smm 4) 根據齒輪、軸承寬度以及結構需要，取 b=60mm 5) 計算切削力 P 作用在 S 點引起主軸前端 C 點的撓度 2322363cspcAALSLCsccLs

27、cscyPmmEIEIC LC L代入數據并計算得=0.1299mm。cspy 6) 計算驅動力 Q 作用在兩支承之間時，主軸前端 C 點子的撓度cmqy 2226cmqBAbcLbLbLCLbbcyQmmEILC LC L 計算得：=-0.0026mmcmqy (5) 求主軸前端 C 點的終合撓度cy 水平坐標 Y 軸上的分量代數和為coscoscos,cycsppcmqqcmmyyyy，計算得：=0.0297mm.。綜合撓 66 ,270 ,180pqm其中cyy0.0928czymm度。綜合撓度方向角，又 220.118ccyczyyymmarc72.25czyccyytgy。因為，所以

28、此軸滿足要求。 0.00020.0002 6000.12yLmm cyy中北大學課程設計說明書163 3、結構設計及說明、結構設計及說明3.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等） 、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠

29、原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1）布置傳動件及選擇結構方案。2）檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3）確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。3.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的

30、直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。中北大學課程設計說明書173.3 軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在

31、軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置） 。I 軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好 I 軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：1）摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。2）摩擦片的壓緊由加力環的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封

32、閉系統，不增加軸承軸向復合。3）結構設計時應使加力環推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。I 軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右） 。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。3.4 齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產

33、生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2）移動滑移齒輪的方法；3）齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度中北大學課程設計說明書18時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大 6dB。工作平穩性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用 766，圓周速度很低的，才選 877

34、。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 655。當精度從766 提高到 655 時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。8 級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。7 級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的 7 級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于 7，或者淬火后在衍齒。6 級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到 6 級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。3.4.1 其他問題滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法

35、也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。3.5 傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不

36、良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行中北大學課程設計說明書19度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為 6585。刀Dmm機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優越。而且滾錐軸承對軸

37、的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計

38、時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于 510，以免加工時孔變形。mm花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。G傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：1）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2）軸承的間隙是否需要調整。3）整個軸的軸向位置是否需要調整。4

39、）在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5）加工和裝配的工藝性等。中北大學課程設計說明書203.6 主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度） ，設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。3.6.1 各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。1） 內孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。2）

40、軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。3） 前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。4） 支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當的支撐跨距，一般推薦取：aL =35，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大aLLaL值，軸剛度差時，則取小值。跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力L求接近上述要求。3.6.2 主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，

41、結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承中北大學課程設計說明書21載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大

42、，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約 0.030.07） ，只有在mm載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）軸承的精度和配

43、合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度CDDE時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。1）軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。中北大學課程設計說明書22軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于 1：12 的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的