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1、第 1 頁 共 41 頁畢業(yè)設計（論文）畢業(yè)設計（論文）題題 目目 CA6140 機床主軸箱設計機床主軸箱設計教教 學學 點點 甘肅省國防科技學校甘肅省國防科技學校專專 業(yè)業(yè) 機電一體化機電一體化 年年 級級 2 0 0 8 級級 學學 號號 085010472 姓姓 名名 * * * 指指 導導 教教 師師 * * * 時時 間間 2010 年年 6 月月 25 日日 第 2 頁 共 41 頁目錄目錄1.概述概述.41.1 機床主軸箱課程設計的目的機床主軸箱課程設計的目的 .41.2 設計任務和主要技術要求設計任務和主要技術要求 .41.3 操作性能要求操作性能要求.52.參數的擬定參數的擬

2、定.52.1 確定極限轉速確定極限轉速.52.2 主電機選擇主電機選擇.53.傳動設計傳動設計 .63.1 主傳動方案擬定主傳動方案擬定.63.2 傳動結構式、結構網的選擇傳動結構式、結構網的選擇.63.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 .73.2.2 傳動式的擬定傳動式的擬定 .73.2.3 結構式的擬定結構式的擬定 .74.4. 傳動件的估算傳動件的估算 .94.14.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動的計算.94.24.2 傳動軸的估算傳動軸的估算.124.2.14.2.1 主軸的計算轉速主軸的計算轉速.134.2.24.2.2 各傳動軸的計算轉速

3、各傳動軸的計算轉速 .134.2.34.2.3 各軸直徑的估算各軸直徑的估算 .134.34.3 齒輪齒數的確定和模數的計算齒輪齒數的確定和模數的計算.154.3.14.3.1 齒輪齒數的確定齒輪齒數的確定 .154.3.24.3.2 齒輪模數的計算齒輪模數的計算 .164.3.44.3.4 齒寬確定齒寬確定.214.3.54.3.5 齒輪結構設計齒輪結構設計.224.44.4 帶輪結構設計帶輪結構設計.234.54.5 傳動軸間的中心距傳動軸間的中心距.23第 3 頁 共 41 頁4.64.6 軸承的選擇軸承的選擇.244.74.7 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器的選擇和計算.25

4、4.7.14.7.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的徑向尺寸.254.7.24.7.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數目按扭矩選擇摩擦片結合面的數目.254.7.34.7.3 離合器的軸向拉緊力離合器的軸向拉緊力.26264.7.44.7.4 反轉摩擦片數反轉摩擦片數.265.5. 動力設計動力設計 .275.15.1 傳動軸的驗算傳動軸的驗算.275.1.15.1.1 軸的強度計算軸的強度計算.285.1.25.1.2 作用在齒輪上的力的計算作用在齒輪上的力的計算.285.1.35.1.3 主軸抗震性的驗算主軸抗震性的驗算.315.25.2 齒輪校驗齒輪校驗.345.35.3 軸承的校驗軸承的校驗 .

5、356.6.結構設計及說明結構設計及說明.366.16.1 結構設計的內容、技術要求和方案結構設計的內容、技術要求和方案.366.26.2 展開圖及其布置展開圖及其布置.376.36.3 I I 軸（輸入軸）的設計軸（輸入軸）的設計.376.46.4 齒輪塊設計齒輪塊設計.396.4.16.4.1 其他問題其他問題 .406.56.5 傳動軸的設計傳動軸的設計.406.66.6 主軸組件設計主軸組件設計.426.6.16.6.1 各部分尺寸的選擇各部分尺寸的選擇 .426.6.26.6.2 主軸軸承主軸軸承 .436.6.36.6.3 主軸與齒輪的連接主軸與齒輪的連接 .456.6.46.6.

6、4 潤滑與密封潤滑與密封 .456.6.56.6.5 其他問題其他問題 .467.7.總結總結 .468.8.明細表明細表 .49第 4 頁 共 41 頁1.概述 1.1 機床主機床主軸箱課程設軸箱課程設計的目的計的目的1.2 設計任設計任務和主要技務和主要技術要求術要求1.3 操作性操作性能要求能要求1.概述概述1.1 機床主軸箱課程設計的目的機床主軸箱課程設計的目的機床課程設計，是在學習過課程機械制造裝備設計之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件

7、和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。1.2 設計任務和主要技術要求設計任務和主要技術要求普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數：1、加工工件直徑為：60時，機床達到的最高切削速度Vmax=150m/min;2、變速范圍 Rn=4351；3、V=100 m/min 時，切削 45 號鋼時，機床功率允許的最大切削用量為：ap=5，f=0.3/r；4、抗振性：一般。1.3

8、 操作性能要求操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求3）主軸的變速由變速手柄完成4）床頭箱的外型尺寸、與床頭床身的聯接要求與 C618K-I 車床的床頭箱相同第 5 頁 共 41 頁2.參數的參數的擬定擬定2.2 主電主電機選擇機選擇3.傳動設傳動設計計2.參數的擬定參數的擬定2.1 確定極限轉速確定極限轉速 nRnnminmax znR 因為 K=0.5，Rd=0.20.25 =KD=0.5500=250mmmaxdmind=（0.20.25）=5062.5dRmaxdmaxd 又 =4351 nR minmax/18.73 22.2 /

9、minnnnRr maxmaxmin1000/955.4 /minnVdr2.2 主電機選擇主電機選擇合理的確定電機功率，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。已知異步電動機的轉速有 3000 、1500 /minr/minr、1000、750 ，已知是 7.1KW，根據車床設/minr/minr額P計手冊附錄表 2 選 Y132M-4，額定功率 7.5，滿載轉速 1440 kw，。 minr87. 03.傳動設計傳動設計min18.73 22.2/minnrmax955.4 /minnr電機：Y132M-4，額定功率7.5，滿kw載轉速 1440 ，

10、minr。 87. 0第 6 頁 共 41 頁3.1 主傳主傳動方案擬定動方案擬定3.2 傳動傳動結構式、結結構式、結構網的選擇構網的選擇3.2.1 確定確定傳動組及各傳動組及各傳動組中傳傳動組中傳動副的數目動副的數目3.2.2 傳動傳動式的擬定式的擬定3.1 主傳動方案擬定主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型

11、式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網的選擇傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為 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、個傳動副

12、。即 ZZ321ZZZZ 傳動副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數 Z應為 2 和 3 的因子： ，可以有多種方案，例： baZ18=332；18=2322；18=231+211；18=231213.2.2 傳動式的擬定傳動式的擬定 18 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮第 7 頁 共 41 頁3.2.3 結構結構式的擬定式的擬定3.3 轉速圖轉速圖的擬定的擬定到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數不能多，以 2 為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動

13、組的傳動副常選用 2。綜上所述，傳動式為 18=2322。3.2.3 結構式的擬定結構式的擬定對于 18=2322 傳動式，有 2 種結構式和對應的結構網。分別為：612621223218 (：內輪+背輪，：重復 6 級) 626122 (：重復 6 級) 6126212232186122 由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選 (：內輪+背輪，：重復 6 級)612621223218626122的方案。3.3 轉速圖的擬定轉速圖的擬定正轉轉速圖：初選612621223218第 8 頁 共 41 頁4.4. 傳動件傳動件的估算的估算4.14

14、.1 三角三角帶傳動的計帶傳動的計算算4.4. 傳動件的估算傳動件的估算4.14.1 三角帶傳動的計算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)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1)選擇三角帶的型號 根據公式第 9 頁 共 41 頁1.1 7.57.18caaPK PKW式中 P-電動機額定功率，-工作情況系數 aK查機械設計圖 8-8 因此選擇 B 型帶。(2)確定帶輪的計算直徑，DD帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計表 8-Dmin

15、DD 3，8-7 取主動輪基準直徑=125。Dmm由公式 1212DnnD 式中：n-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，所以n，由機械設計 A表 8-7 取園整為21440125225800Dmm250mm。(3)確定三角帶速度按公式 1 13.14 125 14409.9560 100060 1000DnmVs因為 5m/minV25 m/min,所以選擇合適。 (4)初步初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據經驗公式120120.72DDADDmm即：262.5mm 750mm0A取=600mm.0A (5)三角帶的計算基準長度 LADDDDAL 選

16、擇 B 型帶=125Dmm2250Dmm=600mm0AL1795.5mm第 10 頁 共 41 頁20250 1253.142 60012525024 6001795.5Lmm由機械設計表 8-2，圓整到標準的計算長度 1800Lmm(6)驗算三角帶的撓曲次數 100011.0640smvuL次符合要求。 (7)確定實際中心距A00A26001800 1795.52602.25LLAmm（）(8)驗算小帶輪包角000021118057.5168120DDA，主動輪上包角合適。(9)確定三角帶根數Z根據機械設計式 8-22 得:00calpzpp k k傳動比:121440/8001.8viv

17、查表 8-5c，8-5d 得= 0.40KW,= 3.16KW0p0p查表 8-8，=0.97；查表 8-2，=0.95klk 7.18Z2.193.160.40.97 0.95所以取 根Z3(10)計算預緊力查機械設計表 8-4，q=0.18kg/mZ3第 11 頁 共 41 頁4.24.2 傳動傳動軸的估算軸的估算4.2.14.2.1 主軸主軸的計算轉速的計算轉速4.2.24.2.2 各傳各傳動軸的計算動軸的計算轉速轉速4.2.3 各軸直各軸直徑的估算徑的估算2022.550017.182.550010.18 9.959.95 3 0.97207.52capFqvvzkN(11)計算壓軸力

18、NFZFp3 .12382/168sin52.207322/sin)(2)(0min0min4.24.2 傳動軸的估算傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(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，可以不必驗算軸的強度。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。4.2.14.2.1 主軸的計算轉速主軸的計算轉速 主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速：min/6326. 120131813minrnnnjz4.2

19、.24.2.2 各傳動軸的計算轉速各傳動軸的計算轉速軸：有 18 級轉速，其中 80r/min 通過齒輪獲得63r/min，剛好能傳遞全部功率：所以：nV =80r/min同理可得：n =250r/min ，n =630r/min ，n =630r/min,n =800r/min4.2.34.2.3 各軸直徑的估算各軸直徑的估算n =250r/min ，n =630r/min ，n =630r/min,第 12 頁 共 41 頁4jPdKAmmN 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數 A-系數-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；jn-該傳動軸的計算轉速。計算轉速是傳動件能傳遞全部功

20、率的最低轉速。各傳動件jn的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。軸：K=1.06，A=120 所以 ， 417.5 0.96(120 1.06)25.3800dmmmm取 28mm軸：K=1.06，A=120 427.5 0.96 0.99 0.98(120 1.06)27.4630dmmmm, 取 30mm軸：K=1.06，A=110 436.98544 0.99 0.98(110 1.06)38.5630dmmmm , 取 40mm軸：K=1.06，A=100 446.98544 0.99 0.98 0.99 0.98(100 1.06)25027.4dmmmmn

21、 =800r/min第 13 頁 共 41 頁4.34.3 齒輪齒輪齒數的確定齒數的確定和模數的計和模數的計算算4.3.14.3.1 齒輪齒輪齒數的確定齒數的確定, 取 30mm軸：K=1.06，A=90 456.5753 0.99 0.98(90 1.06)8038.5dmmmm , 取 40mm取 39mm軸：K=1.06，A=80 466.3794 0.99 0.98(80 1.06)6338.5dmmmm取 39mm 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。4.34.3 齒輪齒數的確定和模數的計算齒輪齒數的確定和模數的計算4.3.14.3.1 齒輪齒數的確定齒輪齒數的確定當各變速組的傳動比

22、確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從表 3-6（機械制造裝zS備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于 1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：, 1011u222111.41u查機械制造裝備設計表 3-6，齒數和取 88zSZ=34，=54，=39，=49；2Z3Z4Z第二組齒輪：=34Z，=54，2Z=39，3Z4Z=49

23、；=34，5Z6Z=54，=447Z，=44，8Z第 14 頁 共 41 頁4.3.24.3.2 齒輪齒輪模數的計算模數的計算傳動比：,，1011u221u231u齒數和取 88：zS5Z=34，=54，=44，=44，=25，=63；6Z7Z8Z9Z10Z第三組齒輪：傳動比：,211u241u齒數和取 91：zS11Z=26，=65，=56，=35，12Z13Z14Z第四組齒輪：傳動比：,1u251u齒數和取 95：zS15Z=26，=65，=56，=35，16Z17Z18Z第五組齒輪：傳動比：11u齒數和取 100：zS19Z=26，=6520Z4.3.24.3.2 齒輪模數的計算齒輪模數

24、的計算(1)- 齒輪彎曲疲勞的計算：1dNN7.5 0.96kw7.2kw337.232322.0554 500jNmmmzn （機床主軸變速箱設計指導 P36，為大齒輪的計算轉速，jn可根據轉速圖確定）=25，9Z10Z=63=26，11Z=65，12Z=56，13Z=3514Z=26，15Z=65，16Z=56，17Z=3518Z=26，19Z=6520Z第 15 頁 共 41 頁齒面點蝕的計算：337.237037090560jNAmmn取 A=90，由中心距 A 及齒數計算出模數： 1222 902.0455434jAmZZ根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取j2

25、.05m 2.5m (2) -齒輪彎曲疲勞的計算：2N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99kw6.916kw336.91632322.6263 200jNmmmzn齒面點蝕的計算：336.916370370120.5200NAmmn取 A=121，由中心距 A 及齒數計算出模數： 1222 1212.756325jAmZZ根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 j2.75m 所以取3m (3)- 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw6.71kw336.7132322.6465 80jNmmmzn 齒面點蝕的計算：3

26、36.71370370161.980NAmmn，取 A=162，由中心距 A 及齒數計算出模數： 1222 1622.836526jAmZZ第 16 頁 共 41 頁根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取2.83m3m (4)- 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw6.51kw336.5132323.5372 80jNmmmzn 齒面點蝕的計算：336.51370370160.380NAmmn，取 A=161，由中心距 A 及齒數計算出模數： 1222 1613.697223jAmZZ根據計算選取

27、兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取3.69m4m (5)- 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.980.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw6.31kw336.3132323.8956 63jNmmmzn 齒面點蝕的計算：336.31370370171.8963NAmmn，取 A=172，由中心距 A 及齒數計算出模數： 1222 1723.445644jAmZZ根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取3.89m4m 第 17 頁 共 41 頁(4)標準齒輪：*20h1c0.25度，從機械原理 表 10-2 查得

28、以下公式齒頂圓 mhzdaa)2+(=*1齒根圓 *1(22)fadzhc m分度圓 mzd =齒頂高 mhhaa*=齒根高 mchhaf)+(=*齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數 Z模數 M分度圓 D齒頂圓ad1342.585902542.51351403392.597.5102.54492.5122.5127.553431021086543162168744313213884431321389253758110633189195112637884126531952011356316817414353105111152349210016724288296175342122201842416

29、817619444176184第 18 頁 共 41 頁4.3.44.3.4 齒寬齒寬確定確定20564224232齒輪齒根圓fd齒頂高ah齒根高fh191.2591.2591.252141.25141.25141.253103.75103.75103.754128.75128.75128.755109.5109.5109.56169.5169.5169.57139.5139.5139.58139.5139.5139.5982.582.582.510196.5196.5196.51185.585.585.512202.5202.5202.513175.5175.5175.514112.5112

30、.5112.51510210210216298298298172222222221817817817819186186186202342342344.3.44.3.4 齒寬確定齒寬確定 由公式得：6 10,mmBmm為模數第一套嚙合齒輪6 102.515 25IBmm121715BmmBmm第 19 頁 共 41 頁4.3.5 齒輪結齒輪結構設計構設計4.44.4 帶輪帶輪結構設計結構設計 第二套嚙合齒輪6 10318 30IIBmm 第三套嚙合齒輪6 10318 30IIIBmm 第四套嚙合齒輪6 10424 40IVBmm第五套嚙合齒輪6 10424 40VBmm一對嚙合齒輪，為了防止大小

31、齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大所以，1217,15Bmm Bmm317Bmm415Bmm567891019,18,1818,19,18Bmm Bmm BmmBmm Bmm Bmm1112131419,18,18,19Bmm Bmm Bmm Bmm15161725,24,25Bmm Bmm Bmm18192024,30,29Bmm Bmm Bmm4.3.54.3.5 齒輪結構設計齒輪結構設計 當時，可做成腹板式結構，再考慮160500ammdmm到加工問題，現敲定把齒輪 14 做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪 14 計算如下：

32、010 14270 12 4222anDdMmm，4486Ddmm，331.61.6 86138Ddmm 2030.25 0.350.3222 13825DDDmm103/2180,12DDDmm Cmm4.44.4 帶輪結構設計帶輪結構設計 查機械設計P156 頁，當。300ddmm時, 采用腹板式317Bmm415Bmm5678910191818181918BmmBmmBmmBmmBmmBmm1112131419181819BmmBmmBmmBmm151617252425BmmBmmBmm181920243029BmmBmmBmm第 20 頁 共 41 頁4.54.5 傳動軸傳動軸間的中心

33、距間的中心距4.64.6 軸承的軸承的選擇選擇4.74.7 片式片式摩擦離合器摩擦離合器的選擇和計的選擇和計算算4.7.14.7.1 摩擦摩擦D 是軸承外徑，查機械零件手冊確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸 100mm。齒機械設計表 8-10 確定參數得：min8.5,2.0,9.0,12,8,5.5,38dafbhhef 帶輪寬度：125 182 764Bzefmm 分度圓直徑：，280ddmm11.91.8 1001805/2811.412dDmmmmCBmm64,LBmm4.54.5 傳動軸間的中心距傳動軸間的中心距mmddd11025

34、.1225 .97221mmdIII1322132132mmdIVIII5 .1362168105mmdVIV1902168212mmdIVV20022241764.64.6 軸承的選擇軸承的選擇：軸： 6208 D=80 B=18 深溝球軸承軸： 7207C D=72 B=17 角接觸球軸承軸： 7207C D=72 B=17 角接觸球軸承軸： 7208C D=80 B=18 角接觸球軸承軸： 7210C D=90 B=20 角接觸球軸承軸： 3182115 D=115 B=30 雙向推力球軸承mmd110mmdIII132mmdIVIII5 .136mmdVIV190mmdIVV200第

35、21 頁 共 41 頁片的徑向尺片的徑向尺寸寸4.7.24.7.2 按扭按扭矩選擇摩擦矩選擇摩擦片結合面的片結合面的數目數目4.7.34.7.3 離合離合器的軸向拉器的軸向拉緊力緊力4.74.7 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。4.7.14.7.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑 d，而摩擦片的內外徑又決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。一般外摩擦片的外

36、徑可?。簃mdD)62(1d 為軸的直徑，取 d=55，所以1D55+5=60mm特性系數是外片內徑與內片外徑 D2之比1D取=0.7，則內摩擦片外徑mmDD7 .857 . 060124.7.24.7.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數目按扭矩選擇摩擦片結合面的數目一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭jM矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故dM只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。即： 20210007.03 1.4 100003.14 0.06 75 75 36.4 1.08.89nM KZfD b p取 Z=94.7.34.7.3 離合器的軸向拉緊力離合器的軸向拉

37、緊力由，得：KpSQNQ6 .331594. 01 . 14 .2939查機床零件手冊 ，摩擦片的型號如下：Z=9第 22 頁 共 41 頁4.7.44.7.4 反轉反轉摩擦片數摩擦片數5.5. 動力設動力設計計5.15.1 傳動軸傳動軸的驗算的驗算內片：Dp=72.85，查表?。篋=85mm，d=55mm b=1.5mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表?。篋=87mm，d=56mm b=1.5mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm內外片的最小間隙為：0.20.4mm4.7.44.7.4 反轉摩擦片數反轉摩擦片數 495507.

38、5 0.961.3 95500.96 0.988002.8 10jnjNMKMKN mnN m 20210002.8100003.14 0.06 75 75 36.4 1.03.55nM KZfD b p取 Z=45.5. 動力設計動力設計5.15.1 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 由于變速箱各軸的應力都比較小，驗算時，通常都是用復合應力公式進行計算：57. 022bbWM （MPa）為復合應力（MPa）b為許用應力（MPa）bZ=4第 23 頁 共 41 頁5.1.15.1.1 軸軸的強度計算的強度計算5.1.25.1.2 作用作用在齒輪上的在齒輪上的力的計算力的計算W 為軸危險斷面的抗彎斷面模

39、數 實心軸：)(3233mmdW 空心軸：)()(1 323403mmDddW 花鍵軸：)(32)(32324mmdDdDZbDdWd 為空心軸直徑，花鍵軸內徑D 為空心軸外徑，花鍵軸外徑d0為空心軸內徑b 為花鍵軸的鍵寬Z 為花鍵軸的鍵數M 為在危險斷面的最大彎矩22yxMMM NmmT 為在危險斷面的最大扭矩jNNT410955N 為該軸傳遞的最大功率Nj為該軸的計算轉速齒輪的圓周力：DTPt2齒輪的徑向力：trPP5 . 05.1.15.1.1 軸的強度計算軸的強度計算軸：26. 696. 087. 05 . 72IP mNNNnjI75.7472880026. 61055. 91055

40、. 9445.1.25.1.2 作用在齒輪上的力的計算作用在齒輪上的力的計算第 24 頁 共 41 頁 已知大齒輪的分度圓直徑：d=mz=2.539=97.5mm圓角力： NDFt9 .15325 .9775.74728222徑向力：NFFtr45.7669 .15325 . 05 . 0軸向力：NFFta9 .1532方向如圖所示：由受力平衡：0FFFr12拉F拉F=1759.2NrF=766.45N所以=（1759.2+766.45）=2525.65N12FF 以 a 點為參考點，由彎矩平衡得：105+（105+40）（300+40+105）=01FrF2F所以：=2245.5N1F 2F

41、=280.1N第 25 頁 共 41 頁5.1.35.1.3 主軸主軸抗震性的驗抗震性的驗算算在 V 面內的受力情況如下：受力平衡：021FFFFtE即：1759.2+1532.9021FF以 a 點為參考點，由彎矩平衡：1F105（105+40）+（30010540）=0tF2F所以=3629N1F 2F=3653N在 V 面的彎矩圖如下：5.1.35.1.3 主軸抗震性的驗算主軸抗震性的驗算（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：=（0.70.002）d圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承： =（mm）Rd3104 . 0前軸承處 d=100，R=5400kgf，100d

42、kgfR12500所以：第 26 頁 共 41 頁r=0.0108mm1r=0.0251mm坐圓外變形：)1 (4Dddbrkr對于向心球軸承：D=150，d=100，b=60，取 k=0.01所以：mmr016. 0)150601 (6010014. 301. 054004對于短圓柱滾子軸承：D=150，d=100，b=37，取k=0.01，R=12500kgf所以：mmr053. 0)150371 (3710014. 301. 0125004所以軸承的徑向變形：r=mmrr076. 0016. 006. 0 1r=+=0.05+0.053=0.103mm1r1r 支撐徑向剛度：k=kgfR

43、r63.71052076. 05400kgfRkr22.121359103. 01250011（2）量主要支撐的剛度折算到切削點的變形)12)1(8 . 922LaLakkkAPYBAz其中 L=419mm，KA=121359.2kg/mm所以：)12)1(8 . 922LaLakkkAPYBAzmm0045. 0)14191252419125)89.7870922.1213591(22.1213598 . 9294022第 27 頁 共 41 頁5.25.2 齒輪校齒輪校驗驗（3）主軸本身引起的切削點的變形FILPaYs32其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2107N

44、/cm，D=91mmI=0.05（D4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2所以：FILPaYs32mm3721025. 425.316337710234191252940（4） 主軸部件剛度mNmmNYYPKsz/336/33600000425. 00045. 02940（5） 驗算抗振性cos)1 (2limbKKcd則：cos)1 (2limcdKKb所以：cos)1 (2limcdKKbmmDmm1002. 06 .228 .68cos46. 2)03. 01 (03. 03362max第 28 頁 共 41 頁5.35.3 軸承的軸承的校驗校驗所以主軸抗振性

45、滿足要求。5.25.2 齒輪校驗齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪 2，齒輪 7，齒輪 12 這三個齒輪。（1）接觸應力公式： 412088 10vasfjuk k k k NQzmuBn u-大齒輪齒數與小齒輪齒數之比； k-齒向載荷分布系數；-動載荷系數；-工vkAk況系數；-壽命系數sk查機械裝備設計表 10-4 及圖 10-8 及表 10-2 分布得1.15,1.20;1.05,1.25HBFBvAkkkk假定齒輪工作壽命是 48000h，故應力循環(huán)次數為96060 500 1 480001.44

46、 10hNnjL 次查機械裝備設計圖 10-18 得，所以：0.9,0.9FNHNKK2337211.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982088 10181.024 107218 421 50018fMPa（2）彎曲應力： 52191 10vaswjk k k k NQzm BYn查金屬切削手冊有 Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa wQ查機械設計圖 10-21e,齒輪的材產選，大齒輪、40Cr 滲碳小齒輪的硬度為 60HRC，故有，從圖 10-21e 讀1650fMPa 主軸抗振性滿足要求。第 29 頁 共 41 頁6.6.結構設計結構設計及說明及說明

47、6.16.1 結構結構設計的內容、設計的內容、技術要求和技術要求和方案方案出。因為：，故滿足要求，,ffww另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5.35.3 軸承的校驗軸承的校驗軸選用的是角接觸軸承 7206 其基本額定負荷為 30.5KN 由于該軸的轉速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，710 /minnr對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對軸未端的滾子軸承進行校核。 齒輪的直徑 24 2.560dmm 軸傳遞的轉矩 nPT9550 7.5 0.96955059.3710T Nm 齒輪受力 N322 59.3141260 10rTFd 根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 1060211

48、1lllFRrv N 352106014122vR N 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表 10-5 查得pf為 1.2 到 1.8，取，則有：3 . 1pf137810623 . 1111RXfPp N 6 .4573523 . 1222RXfPp N軸承的壽命 因為，所以按軸承 1 的受力大小計算：21PP 1 .38309)137817200(8506010)(60103616PCnLh h故該軸承能滿足要求。齒輪均符合要求第 30 頁 共 41 頁6.26.2 展開展開圖及其布置圖及其布置6.36.3 I I 軸軸（輸入軸）（輸入軸）6.6.結構設計及說明結構

49、設計及說明6.16.1 結構設計的內容、技術要求和方案結構設計的內容、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(tǒng)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

50、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。6.26.2 展開圖及其布置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

51、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。我們采軸承能滿足要求第 31 頁 共 41 頁的設計的設計6.46.4 齒輪齒輪塊設計塊設計用第一種方案，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。6.36.3 I I 軸（輸入軸）的設計軸（輸入軸）的設計將運動

52、帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，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。車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有 0.20.4的間隙，間隙應能調整。mm離合器及其壓緊裝置中有三點值得注

53、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(huán)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(huán)的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封閉系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。3） 結構設計時應使加力環(huán)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，與軸回轉方向第 32 頁 共 41 頁6.4.16.4.1 其他其他問題問題是相反的

54、，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?；瑒虞S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。6.46.4 齒輪塊設計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）

55、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(wěn)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。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

56、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。6.4.16.4.1 其他問題其他問題第 33 頁 共 41 頁6.56.5 傳動傳動軸的設計軸的設計滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，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

57、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?；讫X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。6.56.5 傳動軸的設計傳動軸的設計 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

58、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?；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(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。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調第 34 頁 共 41 頁6.66.6 主軸主軸組件設

59、計組件設計6.6.16.6.1 各部各部分尺寸的選分尺寸的選擇擇整。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，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又

60、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mm形。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?；剞D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） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧

61、卡圈。5） 加工和裝配的工藝性等。6.66.6 主軸組件設計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） ，設計時主要圍第 35 頁 共 41 頁6.6.26.6.2 主軸主軸軸承軸承繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。6.6.16.6.1 各部分尺寸的選擇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

62、加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。2） 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a支撐跨距，一般推薦?。?=35，跨距小時，軸承變形LaLL對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸aL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L足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。6.6.26.6.2 主軸軸承主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常

63、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，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，在近年生產第 36 頁 共 41 頁的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)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(fā)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。

64、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，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） ，只有在載荷比較大、軸產生mm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

65、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CD或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考DE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。另外第 37 頁 共 41 頁6.6.36.6.3 主軸主軸與齒輪的連與齒輪的連接接6.6.46.6.4 潤滑潤滑與密封與密封軸承的內外環(huán)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

66、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(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。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垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。6.6.36.6.3 主軸與齒輪的連接主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取 1：15 左右） 。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔 180 度布置） ，兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避