XK5040数控铣床主轴箱、进给机构及控制系统设计.doc

(完整版)XK5040数控铣床主轴箱、进给机构及控制系统设计

引 言

数控机床是一种高技术设备,它可以通过改变数控程序,适应不同零件的自动加工，而且可以采用较大的切削用量，利用软件进行精度校正和补偿，从而提高生产效率、加工精度和加工质量，可以实现工序集中、一机多用,能完成复杂型面的加工。数控机床是现代制造业的关键设备，一个国家的数控机床的产量和技术水平在某种程度上反映了这个国家的制造业水平和竞争力。因此数控机床是将来机床研制的重点.本文针对经济型数控立式铣床及其控制系统的设计作简要的讨论。
数控铣床是机械和电子技术相结合的产物，，它的机械结构随着电子控制技术的在铣床上的饿应用，以及铣床性能提出的新要求,而逐步变化。与不同铣床相比数控铣床用三个数控伺服系统替代了传统的机械进给系统，其外形和结构与普通铣床类似。数控铣床的设计主要是进行主运动系统与进给系统的机械结构设计和控制系统设计

第一章 总体设计

1.1、铣床简介
铣床是一种用途广泛的机床。它可以加工平面(水平面、垂直面等）、沟槽（键槽、T型槽、燕尾槽等）、多齿零件上齿槽（齿轮、链轮、棘轮、花键轴等）、螺旋形表面(螺纹和螺旋槽）及各种曲面。此外，它还可以用于加工回转体表面及内孔，以及进行切断工作等。
由于铣床使用旋转的多齿刀具加工工件，同时有数个刀齿参加切削，所以生产效率高，但是，由于铣刀每个刀齿的切削过程是断续的，且每一个的切削厚度又是变化的，这就使切削力相应地发生变化,容易引起机床振动，因此，铣床在结构上要求有较高的刚度和抗振性。
铣床的类型很多，主要类型有：卧式升降台铣床、立式升降台铣床、龙门铣床、工具铣床和各种专门化铣床等.
随着科学技术的进步，数控铣床得到了越来越广泛的应用，它一般分为立式和卧式两种，一般数控铣床是指规格较小的升降台数控铣床，其工作台宽度多在400mm以下，规格较大的数控铣床,例如工作台宽度在500mm以上的，其功能已向加工中心靠近,进而演变成柔性制造单元。数控铣床多为三坐标、两轴联动的机床，也称两轴半控制，即X、Y、Z三个坐标轴中，任意两个都可以联动。一般情况下，在数控铣床上只能用来加工平面曲线的轮廓。对于有特殊要求的数控铣床,还可以加进一个回转的A坐标或C坐标,即增加一个数控分度头或数控回转工作台,这是机床的数控系统为四坐``标的数控系统，它可用来加工旋转槽、叶片等立体曲面零件。
我们本次设计过程中要接触到的为XK5040数控立式铣床.它的工作台宽度为400mm。

1。2、 XK5040型数控铣床的主要技术参数及总传动图

1。2.1 XK5040型数控铣床的主要技术参数
机床设计的初使,首先需确定有关参数，它们是传动设计和就亿个度微　设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求，因此，参数拟定是机床设计中的重要问题。
机床参数有主参数和基本参数。主参数是最重要的，它直接反映机床的加工能力、特性、决定和影响其他基本参数的数值。如铣床的工作台宽度等。基本参数是一些与加工工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数。可归纳为：尺寸参数、运动参数和动力参数。
XK5040型数控铣床的主要技术参数如下：
工作台：
工作台尺寸（长×宽） 1600×400mm
工作台最大纵向行程 900mm
工作台最大横向行程 375mm
工作台最大垂直行程 400mm
工作台T型槽数 3
工作台T型槽宽 18mm
工作台T型间距 100mm
主轴：
主轴锥度 50#（7：24）
主轴孔径 27mm
刀杆直径 32mm或50mm
主轴前轴承直径 90mm
主轴轴向移动距离 70mm
部件间主要尺寸：
立铣头最大回转角度 45°
主轴端面到工作台面的距离 50～400mm
主轴中心线至床身垂直导轨距离 430mm
工作台侧面至床身垂直导轨距离 30～405mm
机动性能:
主轴转速级数 18
主轴转速范围 30~1500r/min
动力外形：
主电机功率 7。5KW
主电机转速 1450r/min
工作台进给量:
纵向 10～1500mm/min
横向 10～1500mm/min
垂直 10~600mm/min
定位精度ISO标准
X 0。07mm
Y 0.05mm
Z 0。06mm
重复定位精度ISO标准 0.03mm
工作台最大承载 200kg
机床外形尺寸（长×宽×高） 2495mm×2100mm×2170mm
机床重量 约2700kg

1.2.2 总传动系统图
XK5040立式铣床的总的传动系统图如图1.2所示。

图1。2 XK5040总传动系统图

第二章　主运动系统设计
2。1 传动系统设计

2。1。1参数的拟定
选定公比，确定各级传送机床常用的公比 为1。26或1.41,考虑适当减少相对速度损失,这里取公比为 =1.26,根据给出的条件：主运动部分Z=18级，根据标准数列表,确定各级转速为：（30，37。5，47.5，60，75，95，118，150，190,235，300，375，475，600，750，950，1180，1500R/min）。
2.1.2 传动结构或结构网的选择
1 确定变数组数目和各变数组中传动副的数目
该机床的变数范围较大,必须经过较长的传动链减速才能把电机的转速降到主轴所需的转速。级数为Z的传动系统由若干个传动副组成,各传动组分别有。 .`````````个传动副，即Z=```````.传动副数由于结构的限制,通常采用P=2或3,即变速Z应为2或3的因子：Z=x
因此，这里18=3x3x2，共需三个变速组。
2 传动组传动顺序的安排
18级转速传动系统的传动组，可以排成:3x3x2，或3x2x3。
选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速率的具体结构，装置和性能。I轴如果安置制动的电磁离和器时，为减少轴向尺寸.第一传动组的传动副数不能多，以2为宜，有时甚至用一个定比传动副；主轴对加工精度，表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2 ,或一个定比传动副。
这里，根据前多后少的原则,选择18=3x3x2方案。
3 传动系统的扩大顺序安排
对于18=3x3x2的传动，有3！=6种可能安排，亦即有6种机构副和对应的结构网,传动方案中,扩大顺序与传动顺序可以一致，，结构式18=xx的传动中,扩大顺序与传动顺序一致，称为顺序扩大传动,而,18=xx的传动顺序不一致,根据“前密后疏”的原则，选择18=xx的结构式.
4 验算变速组的变速范围
齿轮的最小传动1/4,最大传动比2，决定了一个传动组的最大变速范围=/
因此,可按下表，确定传动方案：
根据传动比及指数 x, 的值
公比

极限值传动比指数
1.26
x值: =1/=1/4
6
值： ==2
3
（x+)值:==8
9
因此，可选择18=xx的传动方案。
5 最后扩大传动组的选择
正常连续顺序扩大传动（串联式）的传动式为:
Z=*
最后扩大传动组的变速范围为：
r==
按原则,导出系统的最大收效Z和变速范围为：

2
3
1.26
Z=18
R=50
Z=12
R=12.7
因此，传动方案18=3＊3＊2符合上述条件，其结构网如下图2。1：

图2.1 结构网图
2.1.3 转速图拟定
运动参数确定后,主轴各级转速就已知，切削耗能确定电机功率。在此基础上，选择电机的型号，分配个变速组的最小传动比；拟定转速图，确定各中间轴的转速。
1 主电机的选择
中型机床上，一般都采用交流异步电动机为动力源,可在下列中选用，在选择电机型号时，应注意:
(1)电机的N：
根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电机产品的功率已标准化，因此,按要求应选取相近的标准值.
(2）电机的转速
异步电动机的转速有：3000,1500,1000，750，r/min，这取决于电动机的极对数P
=60f/p=60x50/p ( r/min)
机床中最常用的是1500 r/min和3000r/min 两种，选用是要使电机转速与主轴最高速度和工轴转速相近为宜，以免采用过大或过小的降速传动。
根据以上要求，我们选择功率为7。5KW，转速为1500r/min的电机,查表，其型号为Y132M-4，其主要性能如下表

电机型号
额定功率KW
荷载转速r/min
同步转速r/min
Y132M—4
7.5KW
1440
1500

2 分配最小传动比，拟定转速图
（1)轴的转速:
轴从电机得到运动，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴最小转速应相近,显然，从动件在高速运转下功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速降得太低。弱轴上装有离合器等零件时，高速下摩檫损耗，发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速也不宜也太高，轴转速一般取700~1000r/min左右较合适.
因此，使中间变速组降速缓慢。以减少结构的径向尺寸，在电机轴I到主传动系统前端轴增加一对26/54的降速齿轮副,这样，也有利于变型机床的设计，改变降速齿轮传动副的传动比，就可以将主轴18级转速一起提高或降低。
(2)中间轴的转速
对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小和噪音，振动等性能要求之间的矛盾。
中间传动轴转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些：
d， m从而可使结构紧凑。但这样引起空载功率和噪音加大:
=1/(3。5+cn）KW
式中:C—-系数，两支承滚动轴承和滑动轴承C=8。5,三支承滚动轴承C=10；
——所有中间轴轴径的平均值；
—-主轴前后轴径的平均值
——中间传动轴的转速之和
n——主轴转速(r/min）
=20lg—K
式中：（--所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm；
—-主轴上齿轮分度圆直径的平均值mm；
q——传到主轴上所经过的齿轮对数
——主轴齿轮螺旋角
,K-—系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，铣床=3.5，车床K=54，铣床K=50。5
从上述经验公式可知，主轴n和中间传动轴的转速和 对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。
a，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些
b，控制齿轮圆周速度v<8m/s(可用７级齿轮精度)，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速.
(3），齿轮传动比的限制
机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：
a， 升速传动中，最大传动比 2 ，过大，容易引起振动的噪音。
b, 降速传动中，最小传动比 1/4。过小,则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大将导致结构庞大.
(4）分配最小传动比
a，决定轴V-VI和VI—的传动比,根据台式铣床的结构特点,及对同类车床的比较,为使传动平稳取其传动比为1,
b，决定各变速组的传动比;
由前面2轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的原则，取轴IV-V的最小降速比为极限值的1/4，=1。26,=4,轴III-IV和轴II—III均取=1/
（5）拟定转速图：
根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图，如下图2.2所示：

图2。2 传动系统图
2.1.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制

1 齿轮齿数的确定的要求
可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数：
选择是应考虑：
a，传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即：
推荐：
对轴齿轮=12，特殊情况下=11，
对套装在轴上的齿轮,=16,特殊情况下=14,
对套装在滚动轴承上的空套齿轮,=20；
当齿数少于不发生根切的最小齿数时（压力角a=20的直齿标准，=17），一般需对齿轮进行正变位修正。
b,保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚，一般取则,如图2.3所示。
c、同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。若摸数相等时，则齿数和亦相等，但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求，机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过3~4个齿。

2 变速传动组中齿轮齿数的确定
为了减少齿轮数目和缩短变速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。但由于公用齿轮的采用,使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸,因此，径向尺寸一般较大,此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。这里我们采用查表法来确定齿轮的齿数.查《机床设计手册》确定个齿轮齿数如下:
轴II-III间变速齿轮齿数的确定:
由于公比=1.26，传动比为=1/=，=1/=，=1/
设：传动组中最小齿轮齿数=16，查《机床设计手册》表7.3—14
可查得：=16/39 （0。1％），=19/36 (0.9％)，=22/33 (—0。3％）
齿数和为=55
公用齿轮选为=39
轴III—IV间变速组齿轮齿数的确定：传动比为=1/ =1/ =
根据=,主动轮齿数为39,从表7.3—14可查得：=18/47 （—0。1％），=28/37 (0.9%）,=39/26 （-0。3%)
齿数和为:=65
轴IV—V间变速组齿轮齿数的确定：
由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变化,受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿轮副。
轴IV—V间的两对齿轮，其传动比为=1/4, =2分别取＝４，＝３则
／＝／＝３／４
取Ｋ＝３０，＝３０x3=90， =30x4=120
按传动比将齿数分配如下：
=1/4=18/7219/71 ，=2=80/4082/38轴V—VI及VI-VII间齿数确定，由于这两个传动组只是改变传动方向，不起便速度作用，只需考虑其结构尺寸及磨损振动和噪音等因素.,取V—VI轴间锥材料齿轮齿数为２９，ＶI-VII轴间齿轮齿数为67。
3 主轴转速系列的验算
主轴转速在使用上并要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响，但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。
由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符,需要验算主轴各级转速,最大误差不得超过即
％
主轴的各级实际转速分别为：29。4，37.8，47。7，58,74.6，94.3，115，148,187,236.7，304。5，384.6，468，602，760，927,1192。6，1526。5 r/min
==2%
而％=2.6％故符合条件
同理：经验算，其他各级转速也满足要求。
4 传动系统图的绘制
转速图和齿轮齿数确定后，变速箱的结构复杂程度也基本确定了（如齿轮个数，轴数，支承轴，为使变速箱的结构紧凑，合理布置齿轮是一个重要的问题，因为它直接影响变速箱的尺寸，变速操作的方便性和结构实现的可行性问题，在考虑主轴适当的支承距和散热条件下,一般应尽可能减少变速箱尺寸。这里为使变速操作的方便，提高效率采用电磁离合器操纵方式.根据计算结果，绘制出传动系统图，如图2。4所示

图2.4 主传动系统图

主运动传动链的传动路线表达式如下:
电动机I--II-—III—-IV—=V—-VI——VIII（主轴)

２.２　 传动件的估算与验算

2。2.1传动轴的估算和验算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求高，不允许有较大的变形因此，疲劳强度一般不是主要矛盾，除载荷很大的情况下，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角)。若刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或产生振动和噪声，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度.可以先扭转刚度估算轴的直径,画出草图后,再根据受力情况,结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度.
1 传动轴直径的估算
传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：
d=91mm
式中:N——该传动轴的输入功率
N—— KW
-—电机额定功率
——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积(不计该轴轴承上的效率）。
—-该传动轴的计算转速；
计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速,各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车,铣床主轴的计算转速为：
（主）=
——每米长度上允许的扭转角（deg/m）;可根据传动轴的要求选取。
对传动轴刚度要求
允许扭转角

主轴

一般传动轴

较低的轴
(deg/m)
0。5—1
1—1。5
1。5-2
估算时应注意：
（1）　值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足1m，因此，在计算时应按轴的实际长度计算和修正，如轴为500mm，取=1deg/m则
d=91 mm

(2）　效率y对估算轴径d影响不大，可以忽略

(3)　如使用花键是可根据估算的轴径 d选取相近的标准花键轴的规格，主轴总轴径可参考统计数据确定；

1。5-2.8
2.8-4
4.5—7.5
5.5—7。5
7。5—11
车床
60-80
70-90
70-105
95-130
110—145
升降台铣床
50—90
60—90
60-95
75-100
90—105

各轴的计算转速：
=95 r/min
=118 m/min =300 r/min
=750 r./min =1450 r/min
轴径的估算：
=91x=24。4
=91x=28。78 =91x=36。18
=91x =45。69 =91x=48。24
2 传动轴刚度的验算
（1)轴的弯曲变形的条件和允许值
机床的主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承出的挠度y和倾角。各类轴的挠度y，装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚度的许用值和,即
.
轴的弯曲变形的允许值：
轴的类型
允许挠度
变形部位
允许倾角
一般传动轴
（0.0003～0.0005）
装轴承处，装齿轮处
0。0025 0。0001
刚度要求较高的轴
0.00021
装单列圆锥磙子轴承
0.0006
安装齿轮的轴
（0.01~0.03)
装滑动轴承处
0.001
安装蜗轮的轴
(0.02~0.05）
装单列径向圆锥磙子轴承处
0.001

(2）轴的弯曲复形计算公式：
计算花键轴的刚度时可采用平均直径或当量直径
计算公式：矩形花键轴：平均直径=（D+d）/2
当量直径=
惯性矩：I=
确定矩形花键轴的平均直径d1, 当量直径d 2和惯性In,惯性In查《机床设计指导》35页表可定：
花键轴尺寸

（GB1144—74)
平均直径

mm
当量直径

mm
极惯性矩

惯性矩

轴Ⅱ：
39
39。26
233341
116671
轴Ⅲ：
45
45。3
414840
207420
轴IV：
52。5
52.7
758297
379148
轴V：
52。5
52.7
758297
379148

２。２。２齿轮模数的估算
1 估算
按接触疲劳和弯曲强度计算次论模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮各参数都已知的情况先才能确定,所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前,先估算，再选用标准齿轮模数。
齿轮弯曲疲劳强度的估算：
mm
齿面点蚀的估算：
A mm
其中 为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心矩,由中心矩A及齿数，求出模数
=2A/ mm
根据估算所得和中较大的值，选择相近的标准模数,
各齿轮的计算转数为:
=1450r/min =695r/min =300r/min 235r/min =95r/min =273r/min =235r/min =695r/min =475r/min =118r/min =695r/min =695r/min =300r/min
=300r/min =118r/min
轴I—II间传动组齿轮模数的估算
齿轮弯曲疲劳估算:=32=1.87
齿轮点蚀的估算：A=370x =81。76 mm
=2A/=2x81.76/(26+54)=2。04 mm
所以模数为m=3.

轴II—III传动组齿轮模数的估算
齿轮弯曲疲劳估算：=32=2.759
齿面点蚀估算:A=370x =108.18
=2A/=2x108。18/(16+39）=3。93 mm
取标准模数 m=4

轴III-IV间传动组齿轮模数的估算
齿轮弯曲疲劳估算:=32x=3。046
齿面点蚀估算：A=370x =117。3
=2A/=2x147。3/（28+37)=3。61
所以取标准模数m=4mm。
轴V—VI间传动组齿轮模数的估算:
齿轮弯曲疲劳计算，
4。46
齿面点蚀估算：Ax=153。4
=2A/=2x153。4/（29+29）=5.29
取标准模数值m=5,轴VI—VII间齿轮模数的确定:
齿轮弯曲疲劳强度计算，

齿面电蚀估算
Ax =158。7
=2A/=2x158。7/（67+67)=2.37
取模数值为m=4。

2 计算(验算)
结构确定后，齿轮的工作条件：空间安排,材料和精度等级都已经确定,才可以核验齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度值是否满足要求。
根据接触疲劳强度计算齿轮模数的公式：= mm
根据弯曲疲劳强度计算齿轮模数，公式= mm
式中：N—计算齿轮传递的额定功率N= KW
——计算齿轮的计算转速r/min
-—齿宽系数=b/m, 常取6—10；
-—大齿轮与小齿轮齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数
i——大齿轮与小齿轮的传动比， i=/1; “+”用于外啮合,“-”用于内啮合
—-寿命系数,=，
——工作期限系数,=
齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的指数m和基准循环次数
n—-齿轮的最低转速 r/min
T—-预先的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15000～20000h；
-—转速变化系数
—-功率利用系数
——材料强化系数，幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起阻止疲劳的刃缝扩大的作用
-—工作情况系数，中等冲击的主运动,=1。2~1。6；
——动载荷系数
——齿向载荷分布系数
——齿形系数
——许用弯曲,接触应力MPa;

（1）　轴I—II间齿轮模数的计算(验算）
a 按接触疲劳计算齿轮模数：
N=y=0。987.5=7。35W

=8

查表: 取

则
取
线速度
查表: 取

查表 取
查表取 .
因此:
b 根据弯曲疲劳计算

查表取 :

而
查表取 。
Y=0。43,

因此： .
　　　由以上计算结果知，齿轮模数合格。

(２）其它齿轮模数的验算
其它齿轮的验算过程与上面相同，将有关数值代入上式,经计算均满足要求;

２。３ 展开图设计
２.３.１结构实际的内容及技术要求
1　设计内容
设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴,轴承，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连接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。
2　技术要求
主轴变速箱是指机床的主要部分,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：
（1）精度
立式铣床主轴部分要求比较高的精度主轴的径向跳动,〈0.01mm；主轴轴向串动<0.01mm.
（2）刚度和抗振性
综合刚度(主轴刀架之间的力与相对变形之比)；
综合刚度>3400N/m
主轴与刀架之间的相对振幅的要求

等级
I
II
III
振幅（0。001mm）
1
2
3

(3），传动效率要求

等级
I
II
III
效率
0.85
0。8
0。75

（4)主轴总轴承处温升和温升应控制在以下范围：

条件
温度
温升
用滚动轴承
70
40
用滑动轴承
60
30

（５)噪声要控制在以下范围：

等级
I
II
III
dB
78
80
83
噪音
=20log
式中：——所有中间传动齿轮分度圆直径的平均值mm
——主轴上齿轮的分度圆直径的平均值mm
--传到主轴所经过的齿轮对数
，k——系数，根据个类型及制造水平选取。我国中型车床，铣床=3.5，车床K254，铣床K50.5
（６）结构简单，紧凑,加工和装配工艺性好,便于维修和调整
（７）操作方便，安全可靠
(８）遵循标准化和通用化的原则
２.３。２　齿轮块的设计
1　特点
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，作用在一个齿上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音,常常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性,在设计齿轮时，应充分考虑这些问题。
2　精度等级的选择
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周围速度。采用同一精度时，周围速度越高，振动和噪声越大，根据实验结果，周围速度增加一倍，噪音约增加6dB.工作平稳性和接触误差对振动和噪音的影响比运动误差更大.所以这两项精度应选高一级，为了控制噪音，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，大都用7—6-6，这里主运动齿轮的精度选为7-6-6。
3　结构与加工方法
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，精度下降，因此，需淬火的7级齿轮一般滚（插)后要剃齿，使精度高于7级或淬火和衍齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮一般都需要淬火。多联齿轮块的结构形式如下图2。5所示，各部分的尺寸推荐如下：
（1）、空刀槽，
插齿时: 模数 12mm， 5mm;
模数2。54mm， 6mm.
剃齿时：
采用公式：=4.5+k（1。1+0。038—0.03)mm及计算.
试中，k为与剃齿刀倾斜角有关的系数.

若齿面要高频淬火，为避免互相影响,应大于8。
由于这里采用的齿轮的精度为7—6—6,需要剃齿或珩 图2.5
齿,需齿面淬火，所以8,取=8。　　　　　　　　　　　　
（２）、齿宽b
齿宽影响齿的强度.但如果太宽，由于齿轮误差和轴的变形，可能接触不均匀,反而容易引起振动和噪音.一般取=（6～10）m
齿轮模数m小，装在轴的中部或单片齿轮，取大值齿轮模数m大，装在靠近支承处或多联齿轮，取小值。薄的大齿轮容易产生板振动,成为噪音发射体,因此，齿轮基体不宜太薄,设计单片齿轮时要注意
这里均是单片齿轮，取齿宽（m为模数）。
（3)、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（见图2.6）,圆齿和倒角性质不同,加工方法和画法也不一样，

图2。6滑移齿轮啮合断面
部分(图（一））用于安装拨动齿轮的滑块,一般取=或，这里我们选。
选折齿轮块的结构时要考虑毛坯形式（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，省料又容易保证精度。

4　组合齿轮
齿轮磨齿时，要求有叫大的空刀(砂轮）距离，因此，多联齿轮不便作成一整体一般都作成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也采用组合齿轮。
这里轴的三联滑移齿轮可做成浮动连接的组合齿轮，其结构如下图2。7

图2。7滑移齿轮
说明：齿轮3的左边挖一圆沟槽，端面上有若干个径向缺口，齿轮1的右侧有2个销子2,安装时将销子2对证齿轮端面的缺口，把齿轮1和齿轮3拼装后，相对转过一个角度，一起装在花键轴上。
这种结构，连接后的两个齿轮成为一体,但连接是浮动的，不影响两个齿轮在花键轴上的定心。
5　齿轮的轴向定位
要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠，空套齿轮和固定在轴上的齿轮的轴向定位可采用隔套定位.

２.３.３　传动轴设计
1　特点
机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承.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和刚度，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，噪音、空载功率、磨损和发热增大.
两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题.
2　轴的结构
传动轴可以是光轴也可以是化键轴,成批生产中，有专门加工花键轴的洗床和磨床,工艺上并无困难.所以一般都采用化键轴,花键轴承载能力高，加工如转盘也比但单键的光轴方便。
这里I轴与电机轴相连，I轴上只装有一个齿轮，可选光轴II、III、IV、V轴采用花键轴，VI轴采用光轴。
3　轴承的选择
机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承.在温升.空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越.而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开.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。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。
即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求
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.
(1）滚动轴承的选择计算
a，寿命计算公式：
滚动轴承的寿命计算公式如下：
L=
试中：L—额定寿命（ x）转
C—额定动载荷（Kgf）
P—当量负载荷(Kgf)
——寿命指数，对球轴承 =3 对滚子轴承=10/3
在实际计算中，一般采用工作小时数表示轴承的额定寿命，这时上试可变为：
=
试中:—额定寿命（h）
n-轴承的计算转速（r/min）
当量动载荷P=X+Y
试中:-径向负荷（Kgf）
—轴向负荷（Kgf）
X—径向系数
Y-轴向系数
（2)按照负载荷选择轴承
按额定静负载选择轴承的基本公式如下：
=
试中：—当量静负荷（kgf） 按下列两式计算，取大值

—额定静负荷（kgf）
—安全系数
（3）轴承的选择
I轴两端轴承的选择，根据前面估算的直径及该轴的结构和受力情况，选择单列向心球轴承（GB276—64）轴承型号为7000308（左轴承）右轴承7000307
II轴两端轴承的选择
左轴承：7000307 右轴承：7000306
III轴：左，7000309 右，7000308
IV轴:左，7000310，右7000409
V轴轴承的选择,由于轴V右端悬伸部分与锥齿轮不相连，承受一定的轴向负荷及径向负荷，因此,可选用圆锥磙子轴承左端型号:27310（GB298-64）
右端：27610
VI轴垂直布置，下端轴承承受到大的轴向力，可选用向心推力球轴承，型号为36107，上端轴承可选用向心球轴承7000309
4　轴的轴向定位
传动轴必须在箱体内保持准确的位置，相对保证安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，都必须有轴的定位。对受轴向力的轴，其轴向定位更重要