HUNAN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY臥式車床主主傳動系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計說明書學(xué)院、系：機(jī)械工程學(xué)院專業(yè)：機(jī)械工程及自動化學(xué)生姓名：班級：指導(dǎo)教師姓名：姚建明 職稱：副教授最終評定成績：2015年12月10日至2016年01月09日目錄1普通車床傳動系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)2參數(shù)的擬定3傳動設(shè)計4傳動件的估算5動力的設(shè)計6結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明7參考文獻(xiàn) 8總結(jié)一、普通車床傳動系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)1.1普通車床傳動系統(tǒng)設(shè)計的設(shè)計參數(shù)：(a)主軸最低轉(zhuǎn)速15主軸最高轉(zhuǎn)速1500(b)公比小=1.26 ;(c)電機(jī)功率為7.5KW, (d)電機(jī)轉(zhuǎn)速為1440r/min。二、參數(shù)的擬定2.2電機(jī)的選擇已知異步電動機(jī)的轉(zhuǎn)速有 3000 r/min、1500r/min、1000r/min、750 r/min ,已知P額=7.5KW根據(jù)車床設(shè)計手冊附錄表2選Y132M-4額定功率 7.5 kw,滿載轉(zhuǎn)速為 1440 r/in , "=0.87。Rn=Nma/"二Z=lg4+1z=n 為了方便計算取N minlg :z=12三、傳動設(shè)計3.1 主傳動方案擬定此次設(shè)計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有ZpZT個傳動副。即Z=ZiZ2Z3傳動副中由于2構(gòu)的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： Z=2ax 3b ,可以有 3 種方案：12=3X 2X2; 12=2X 3X 2; 12=2X 2X3傳動式的擬定12級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機(jī)床主軸 變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，最后一個傳動組的傳動副常綜上所述，選傳動式為12=3X 2X2。結(jié)構(gòu)式的擬定對于12=3X 2X2傳動式，有6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：12=32 x 2i X 2612=3i X 23 X 2612=& x 22 x 2i12=34 x 21 x 2212=31 x 26 x 2312=3 x 26 x 21根據(jù)主變速傳動系統(tǒng)設(shè)計的一般原則傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則12 = 3 23 412 = 3X x 23 x 26電 I II III IV144。r Ulin轉(zhuǎn)速圖31.S r. min1400r min 1D00 r min 710 r min 00r min 3S5 r tnin 250r min IRQ r min 125 e, qiId 90r. mln riir nim 45 r in in四、傳動件的估算4.1三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑, 宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用 作電機(jī)輸出軸的定比傳動。(1)選擇三角帶的型號根據(jù)公式：p,=Kap=1.1 7.5=8.25kw式中P-電動機(jī)額定功率，Ka-工作情況系數(shù)因此選擇A型帶。(2)確定帶輪的計算直徑Di，D2帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑D1不宜過小，即Di>Dmin o查機(jī)械設(shè)計表 8-3, 8-7取主動輪基準(zhǔn)直徑D =125mm由公式：D2D1 (1 一 ；)n2D2式中：n小帶輪轉(zhuǎn)速，n7大帶輪轉(zhuǎn)速，所1440二又125(1 0.02) =248.45 ,取整為 250mm710(3)確定三角帶速度D1nl3.14 125 1440按公式：V =60 100060 1000= 9.95%取:因?yàn)?m/min<V<25 m/min,所以選擇合適。(4)初步初定中心距帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式0.7 D1 D2 :二A 2 2 D1 D2 mm即：262.5mm< A0 <750mm取 A0 =600mm.(5)三角帶的計算基準(zhǔn)長度Lo二D、-D 二L = A 二 D D： 一.一 -八。23.14250 -125L0 =2 600 125 25024 600= 1795.5mm由機(jī)械設(shè)計表8-2 ,圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計算長度L = 1800 mm(6)驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù)u : 1000mV = 11.06 M 40 % 符合要求 o確定實(shí)際中心距AA =A0L - L。2= 600 +(1800 -1795.5/2-602.25mm(8)驗(yàn)算小帶輪包角Q ,輪上包角合適(9)確定三角 四電1800 _D2 f 父57.50 =168 >120帶根數(shù)ZA.旦 rpca4r：z 二PoPok.ki傳動比：i =v_ =1440/710 = 2.0V查表得 如。=0.40KW, po = 3.16KW; k/0.97 ; , K =0.95= 2.193.16 0.4 0.97 0.957.18所以取Z=3根(10)計算預(yù)緊力查機(jī)械設(shè)計表 8-4 , q=0.18kg/m匚 ncc Pca 2.5,2F0 =500 -1 +qvvz <ka J7.182.5o= 500 -10.18 9.959.95 3 0.97= 207.52 N(11)計算壓軸力(Fp)min =2 Z (F)min Sin ： /2=2 3 207.52 sin168/2= 1238.3N4.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計當(dāng)dd W 300mm寸，采用腹板式。D是軸承外徑，查機(jī)械零件手冊確定選用深溝球軸承6211, d=55mm,D=100mnmi?輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸 100mm齒 機(jī)械設(shè)計表8-10確定參數(shù)得：bd =8.5,1% =2.0,hf =9.0,e=12, f =8,、5所=5.5, =38帶輪寬度：B=z-1e2f = 5-1 82 7 = 64mm分度圓直徑：dd = 280mm,d1 =1.9D =1.8 100mm = 180mm,八1 L = B = 64mm,C =5/ 28 B =11.4 12mm4.3 傳動軸的估算傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù) 載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有 較大變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。主軸的計算轉(zhuǎn)速主軸 nj =nm*3-1計算轉(zhuǎn)速為主軸從最低轉(zhuǎn)速算起，第一個 %轉(zhuǎn)速范圍z 1內(nèi)的最高級轉(zhuǎn)速，即為n1V =90r/min。同理有公式n =n中3可以得出各軸的計 j min算速度：Nm=180rmin、Nn=335rmin、Ni =710rmin。各軸直徑的估算d _ KA4imm Nj其中：P-電動機(jī)額定功率K-鍵槽系數(shù)A-系數(shù)”-從電機(jī)到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積;nj-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。計算轉(zhuǎn)速nj是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可 以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系確定。I 軸：K=1.05, A=110所以 d1 =(110 1.05)4 7.5 0.96= 36.7( mm),取 40mmII 軸：K=1.05, A=110d2 =(110 1.05)47.5 0.96 0.99 0.98335= 43.9 mm ,取 45mm田軸：K=1.05, A=92d3 =(92 1.05)46.98544 0.99 0.98180= 42.5 mm ,取 45mmIV 軸：K=1.05, A=92d4 =(92 1.05)46.98544 0.99 0.98 0.99 0.9890取 54mm= 50.2 mm此軸徑為平均軸徑，設(shè)計時可相應(yīng)調(diào)整4. 4齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算齒輪齒數(shù)的確定當(dāng)各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù) 可依據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊推薦的方法確定。 對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和Sz及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6 （機(jī)械制造裝備設(shè)計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)在1721。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪 之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：U1 = 4U2T - 1.26U32 -1.262齒數(shù)和Sz取72Z=24, Z2=30,第二組齒輪：Z3=36,Z4=48, Z5=42,Z6=36；傳動比：u1=1,U331.263齒數(shù)和Sz取84:Z7 =22, Z8 =42,Z9=62, Zio=42;第三組齒輪:傳動比：u1：21.262齒數(shù)和Sz取90:Zn=18,乙2二60,乙3=72, Z14=30;各齒輪齒數(shù)表：乙Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9乙Zn乙2乙3Z142430364842362242624218607230齒輪模數(shù)的計算(1)彎曲疲勞(根據(jù)齒輪最多的齒輪進(jìn)行計算與計算)齒輪彎曲疲勞的估算mw _323ZxQZ4：mw32t：48715r2.43Z9：mw _323一7.5=3.1762 125Z13：75mw E方=3.36(2)齒面點(diǎn)蝕估算2AZ4：A _3703Z9：Z13：mjZjZj75= 102.29355A 之3703175 =144.85125A -37037.5 =161.6190mjmjmj燈;2.8424 48289.7= 3.4522 62吟=3.5918 72齒數(shù)模數(shù):第一變速組第二變速組第二變速組mw2.433.173.36mj2.843.453.59取m444(3)標(biāo)準(zhǔn)齒輪：u =20度，h*a = 1，c*=0.25從機(jī)械原理表10-2查得以下公式齒頂圓 da = (z1 + 2h*a)m齒根圓 df =(乙 2h*a 2c*)m分度圓d = mz齒頂高 ha = h*amr J r I. . * .齒根局 hf = (h a + c )m齒輪的具體值見表 齒輪尺寸表：齒輪齒數(shù)Z模數(shù)M分度圓D齒頂圓da12449610423041201283364P 144152448419220054241681766364P 144152722488968424168176962424825610424168176111847280126042402481372428829614304120128齒輪齒根圓d f齒頂局ha齒根高h(yuǎn)f110645213045315445420245517845615445798458178459258451017845118245122504513298451413045齒寬確定由公式B=，mFm=610,m為模數(shù))得:第一套嚙合齒輪BI = 6103 = 18 30mm第二套嚙合齒輪 BII = 6103.5 = 21 35mm第三套嚙合齒輪B川=6 104 = 24 40mm一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒 寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)主動輪比小齒輪齒寬大所以 B =25mm, B2 =22mm;B3 = 25mm , B4 = 22mm ,4B5 =27mm, B6 = 25mm, B7 = 25mmB8 = 25mm, B9 = 27mm, B10 = 25mmB1 =27mm,B12 =25mm,B13 = 25mm, B14 = 27mm齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計當(dāng)160mm w da w 500mm時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。齒輪14計算如下：D -da - 1014 Mn = 288 -12 4 = 240mmD4 =d4 =54mm,D3 =1.6d3 = 1.6 父 45 = 72mm,D2 = 0.250.35 D0 -D3= 0.3 240 - 72=50.4mmD1 ND。 D3 /2=158mm,C -12mm4.5傳動軸間的中心距,d1 d2 96 192d - = = = 144mm-22,168 168dI = = 168mm,240 120 d in _iv = 180mm4.6軸承的選擇I軸 II軸 in軸 iv軸6208 D=80 B=18 7207C D=72 B=17 7207C D=72 B=17 7208C D=80 B=18深溝球軸承圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承五、動力設(shè)計5.1傳動軸的驗(yàn)算由于變速箱各軸的應(yīng)力都比較小，驗(yàn)算時，通常都是用復(fù)合應(yīng)力公式進(jìn)行計算:. M 20.572.一二一w 4(MPa名為復(fù)合應(yīng)力(MPa仃b為許用應(yīng)力(MPaw為軸危險斷面的抗彎斷面模數(shù)d3 o頭心軸：W (mm )32空心軸：w =-d-1 -(d)4(mm3)32 D花鍵軸：W 上"-d)2 (mm3)32二D32二 d為空心軸直徑，花鍵軸內(nèi)徑 D為空心軸外徑，花鍵軸外徑do為空心軸內(nèi)徑 b為花鍵軸的鍵寬 Z為花鍵軸的鍵數(shù)M為在危險斷面的最大彎矩M = wM 2 + M ； N - mmT為在危險斷面的最大扭矩4 NT =955 10N jN為該軸傳遞的最大功率N為該軸的計算轉(zhuǎn)速齒輪的圓周力：R =空D齒輪的徑向力：Pr =0.5PI軸的強(qiáng)度計算I 軸：PI =7.5 0.872 0.96 = 6.26nI =9.55 104NNj-9.55 1046.26x710= 84201.408N m作用在齒輪上的力的計算已知大齒輪的分度圓直徑:d=mz=48< 4=192mm圓角力：Ft =2- =2 74728.75 =778.42N D2192徑向力：Fr=0.5Ft=0.5 778.42 = 389.21N軸向力：Fa =Ft =778.42N方向如圖所示：由受力平衡：F拉+F2 +E +F,=0F 拉=1759.2NFr =389.21 N所以52+弓=(1759.2+389.21 ) =2148.41N 以a點(diǎn)為參考點(diǎn)，由彎矩平衡得：105Fi+F.(105+40) - F2 (300+40+105 =0所以：F1=1635.65NF2=512.76N在V面內(nèi)的受力情況和彎矩圖如下:受力平衡：Fe Ft -Fl -F2 =0即：1759.2+778.42 - F1 - F2 =0以a點(diǎn)為參考點(diǎn)，由彎矩平衡：Fi X 105- Ft X ( 105+40) +F2 (300+ 105+ 40) =0所以 F1=2989.32NF2=451.7N主軸抗震性的驗(yàn)算(1)支撐剛度，包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形向心推力球軸承：、二(0.70.002 ) d圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承：0.43,、="=父10 R，(mm d前軸承處 d=100, d，=100, R=5400kgf, R，= 12500kgf所以：6r=0.0108mm6rl=0.0251mm坐圓外變形：、.;二絲(13) 二 db D對于向心球軸承：D=150, d=100, b=60,取k=0.01所以：4 5400 0.0160、r(1) = 0.016mm3.14 100 60150R=12500kgf對于短圓柱滾子軸承：D=15Q d=100, b=37,取k=0.01 , 所以：=0.053mm4 12500 0.01 37、(1 一)3.14 100 37150所以軸承的徑向變形: 、尸、r 、；0.06 0.016-0.076mm、r1 =、r1+、r1 =0.05+0.053=0.103mm支撐徑向剛度：k= =5400 =71052.63kgf /mm、r 0.076R 12500.k=121359.22kgf / mmr1 0.103(2)量主要支撐的剛度折算到切削點(diǎn)的變形2Yz = P (1 kA)a2在 1)9.8kA kB L L其中 L=419mm &=121359.2kg/mm所以：Y"dPA(i 必鳥當(dāng)1)kB L2L2940121359.22 12522 125(1 )2 1)9.8 121359.2278709.89 419419=0.0045mm(3)主軸本身引起的切削點(diǎn)的變形Pa2LYs =1FT其中：P=2940N a=125mm L=419mm E=2X 107N/cm, D=91mmI=0.05(D-d4) =0.05 X (914-464) =3163377.25mrm所以：Pa2LYs =3FI22940 1252 4193 2 107 3163377.25= 4.25 103mm(4)主軸部件剛度2940八3 二Yz Ys 0.0045 0.00425=336000 N / mm = 336N /m(5)驗(yàn)算抗振性K _ Cd Rm cos ：2 ；(1；)則:blim2K ；(1：)Kcd cos :所以:2K ；(1；)blim 一Kcd cos -2 336 0.03(1 0.03)2.46 cos68.822.6mm 0.02 Dmax =10mm所以主軸抗振性滿足要求。選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒這里要驗(yàn)算的是齒輪 2,齒輪7,齒輪125.2齒輪校驗(yàn)在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時， 輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算。 這三個齒輪。(1)接觸應(yīng)力公式：_ _ 2088 104u 1 k kvkaksNf zm .： uBn ju-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；kp-齒向載荷分布系數(shù)；kv-動載荷系數(shù)；kA-工況系數(shù)；ks壽命系數(shù)查機(jī)械裝備設(shè)計表10-4 及圖10-8及表10-2分布得kH b = 1 . 1 & ,f b 1 .k2 0 ; k1 A0 5,假定齒輪工作壽命是48000h,故應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N =60njLh = 60 父 5004 48000 = 1“ 109 次查機(jī)械裝備設(shè)計圖10-18得KFN =09KHN =0.9 ，所以：2088 10318 43= 1.024 10 MPa一 ：21 50018(2)彎曲應(yīng)力： _5_191 105k：kvkaksNw -O _zm2BYnjY=0.378,代入公式求得：仃w =158.5Mpa查機(jī)械設(shè)計圖10-21e,齒輪的材產(chǎn)選40Cr （滲碳），大齒輪、小齒輪的硬 度為 60HRC 故有% = 1650MPa ,從圖 10-21e 讀出 bw】 = 920MPa。因?yàn)椋?of <afVw<<iw,故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5.3軸承的校驗(yàn)I軸選用的是角接觸軸承7206其基本額定負(fù)荷為30.5KN由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值n=710r/min所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的 要求越高。根據(jù)設(shè)計要求，應(yīng)該對I軸未端的滾子軸承進(jìn)行校核。齒輪的直徑d = 24 m 2.5 = 60mmI軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T =9550Pn7.5 0.96 一 T =955059.3 Nm710齒輪受力2T 2 59.3Fr = =3 =1412 Nd 60 103根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為Rvi=Frll-1060 NI1 I2Rv2 =1412-1060 = 352 N因軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機(jī)械設(shè)計表10-5查得fpp為 1.2 至ij 1.8 ,取 3 =1.3,則有: pP1 = fpX1R1 =1.3 1062 = 1378 NP2 =fpX2R2 =1.3 352=457.6 N軸承的壽命因?yàn)镻1 > P2 ,所以按軸承1的受力大小計算:Lh=吠(C)；=()3 =38309.1 h60n pi60 850 1378故該軸承能滿足要求。六、結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪和齒輪等） 、主軸 組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置， 用一張展 開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一般只畫展開圖。主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機(jī)械傳動的有關(guān)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(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化 的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機(jī)床設(shè)計的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避 免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。檢驗(yàn)傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時正。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(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 I軸（輸入軸）的設(shè)計將運(yùn)動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端， 軸變形較大，結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加 強(qiáng)軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。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。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?？仗X輪需要有軸向定位，軸承 需要潤滑。6.3 齒輪塊設(shè)計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)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(chǎn)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(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設(shè)計時，應(yīng)充分考慮這些問題。齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多，取決于下列有關(guān)因素：是固定齒輪還是滑移齒輪。移動滑移齒輪的方法。齒輪精度和加工方法。6.4 傳動軸的設(shè)計機(jī)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(yīng)保證這些傳動件或機(jī)構(gòu)能正常工作。首先傳動軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良， 軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤 差和軸芯線間的平行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(chǎn)中，有專門加工花鍵的銃床和 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?；ㄦI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 D刀為6585mm。機(jī)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(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、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(nèi)外圈可以分開，裝配 方便，間隙容易調(diào)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(jié)構(gòu)條件。七、主要參考文獻(xiàn)資料1機(jī)械設(shè)計銀金光、劉揚(yáng)主編.清華大學(xué)出版社2機(jī)械原理（第七版）.孫恒、陳作模主編.高等教育出版社3工程力學(xué).劉中全、黃璟主編.兵器工業(yè)出版社4數(shù)控編程技術(shù).張超英、謝富春主編.化學(xué)工業(yè)出版社5機(jī)械制造裝備設(shè)計關(guān)慧貞主編，機(jī)械工業(yè)出版社八、總結(jié)對于現(xiàn)代生產(chǎn)，幾乎全部利用機(jī)床加工。機(jī)床是工業(yè)之母，它的技術(shù)含量的 高低直接影響著產(chǎn)品質(zhì)量的高低。隨著產(chǎn)品質(zhì)量的精密化，產(chǎn)品品種的多樣化， 這對機(jī)床設(shè)備的要求越來越高！主傳動系統(tǒng)是機(jī)床的核心部分，它將直接影響機(jī) 床加工的精確性、可靠性。因而，對機(jī)床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計顯得十分重要。在此次設(shè)計過程中我通過查閱大量有關(guān)資料， 與同學(xué)交流和自學(xué)，使自己學(xué) 到了不少的知識，也經(jīng)歷了不少的艱辛，但也有了巨大的收獲。在整個設(shè)計過程 中我懂得了許多，也培養(yǎng)了我獨(dú)立工作的能力，樹立了對自己工作的信心，相信 這對我以后的學(xué)習(xí)、工作和生活方面都會有非常重要的影響。 而且大大的提高了 動手的能力。機(jī)床傳動系統(tǒng)的設(shè)計涉及了多門機(jī)械課程。通過此次設(shè)計能夠提高個人的專 業(yè)素質(zhì)和培訓(xùn)同學(xué)間的團(tuán)體協(xié)作精神，對我們未來的發(fā)展和立足社會有著很大的 幫助。在設(shè)計過程中所學(xué)到的東西是這次課程設(shè)計的最大收獲和財富，使我終生受益。