机械制造装备课程设计-普通车床主轴箱部件设计转速90-1120.docx

全套图纸加扣3012250582目录一、设计目的- 2 -二、设计步骤- 2 -2.1.运动设计- 2 -2.1.1已知条件- 2 -2.1.2结构分析式- 3 -2.1.3 绘制转速图- 4 -2.1.4 绘制传动系统图- 5 -2.2.动力设计- 6 -2.1 确定各轴转速- 6 -2.2 带传动设计- 7 -2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核- 9 -3. 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核- 12 -2.2.1校核a传动组齿轮- 12 -2.2.2 校核b传动组齿轮- 13 -2.2.3校核c传动组齿轮- 14 -2.3. 各轴的设计及主轴的校核- 16 -2.3.1 确定各轴最小直径- 16 -2.3.2主轴的计算及校核- 17 -2.3.3多片式摩擦离合器的设计计算- 19 -2.3.4各轴轴承选择- 20 -三.结构设计及说明- 20 -3.1 结构设计的内容、技术要求和方案- 20 -3.2 展开图及其布置- 21 -3.3 齿轮块设计- 21 -3.4 传动轴的设计- 22 -3.5 润滑与密封- 24 -3.6 其他问题- 24 -四、总结- 25 -五、参考文献- 25 -一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤2.1.运动设计2.1.1已知条件1公比:=1.262转速级数：Z=123确定转速范围：主轴最小转速:nmin=90r/min可得调速范围：Rn=Z-1=1.2612-1=12.7 最大转速:nmax=nmin*Rn=90*12.7=1143r/min查表取标准转速nmax=1120r/min4电动机功率：P=7.5KW 2.1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：R2=X2*(P2-1) 其中=1.26，X2=6，P2=2 所以R2=1.266*(2-1)=4 ，合适。2.1.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。其同步转速1440r/min,额定功率7.5KW分配总降速传动比 总降速传动比 i=nminnd=901440=0.063 又电动机转速nd=1440r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由nmin= 90r/min, =1.26,Z=12确定各级转速：1120、900、710、560、450、355、280、224、180、140、112、90r/min。14011209007105604503552802241121809027:6832:6435:5540:5058:3748:4845:45由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=1440/710=2.03 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 5确定各变速组传动副齿数传动组a:ai1=1/2=1/1.58， ai2=1/=1/1.26， ai3=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=90,于是可得轴齿轮齿数分别为：35、40、45。可得轴上的三联齿轮齿数分别为：55、50、45。传动组b:bi1=1/3=1/2， bi2=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取 SZ=96，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：32、48。于是得轴上两齿轮的齿数分别为：64、48。传动组c:ci1=14=1/2.51, ci2=2=1.58查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=95,ci1=1/2.51为降速传动，取轴齿轮齿数为27；ci2=1.58为升速传动，取轴齿轮齿数为37。得轴两联动齿轮的齿数分别为27，58；得轴两齿轮齿数分别为68,37。2.1.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：26513248506837275864324845455535402.2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 nIV=nminz3-1=90*1.26123-1=180 r/min各传动轴的计算转速： 轴可从主轴180 r/min按27/68的传动副找上去，轴的计算转速450 r/min；轴的计算转速为450r/min；轴的计算转速为710r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中， 只需计算z =27的齿轮，计算转速为180 *68/27=450 r/min；传动组b计算z = 32的齿轮，计算转速为450r/min；传动组a应计算z = 35的齿轮，计算转速为710r/min。4核算主轴转速误差n实=1440*132265*4545*4848*5837=1124 r/min n标=1120r/min n实-n标n标=1124 -11201120=0.39%10-1=2.6% 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=1440/710=2.03 ，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。1 定计算功率 取KA=1.1，则Pca=KAP=8.25KW选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径d1=132mm,d2=132*i=132*2.03 =265mm 验算带速成v=d1n160*1000 其中 -小带轮转速(r/min)； -小带轮直径(mm)； v=3.14*132*1440600*1000=9.95 m/s4,25，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 0.55(d1+d2)a02(d1+d2) 于是 218.35 a0794 ,初取中心距为a0=400mm。 带长L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142132+265+265-13224*400=1434 mm查表取相近的基准长度Ld，Ld=1400mm。 带传动实际中心距a=a0+Ld-L02=400+1400-1434 2=383 mm5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 1180-d2-d1a*57.3=161 120, 合适6确定带的根数 Z=PcaP0+P0kkL其中： P0=1.93P0为1=180，载荷平稳，i=1，特定基准长度时单根V带的额定功率，由实用机床设计手册图3.2-3，3.2-4得：P0=0.09P0 为时传递功率的增量，由实用机床设计手册图3.2-3，3.2-4得： k=0.95k为按小轮包角；由实用机床设计手册表3.2-6查得 kL=0.96kL为长度系数；由实用机床设计手册表3.2-6查得 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 Z=8.251.93+0.09*0.95*0.96 =4.48 取5 7计算带的张紧力 F0=500pcavZ2.5-kk+qv2其中： -带的传动功率,8.25KW； v-带速,9.95 m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 由实用机床设计手册表3.2-1查得 F0=500*8.259.95 *5*2.5-0.950.95+0.1*9.95 2=145.21 N8计算作用在轴上的压轴力 FQ2ZF0sin122*5*145.21 *sin161 2 =1431.91 N 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定(按齿面接触疲劳计算齿轮模数)：a传动组：只需计算齿数最小齿轮模数计算35齿齿轮的模数：mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2其中: i-公比 ； i=1.58； k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=7.5*0.95=7.125Kw =带轴承=0.96*0.99=0.95 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取35 nj-齿轮计算转速；710r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630031.58+1*1.2*1.4*1.12*7.1258*352*1.58*710*11002=2.24 取m =3 mm。 于是传动组a的齿轮模数取m =3 mm，b =24mm。 轴上齿轮的直径： da1=3 *45=135mm, da2=3 *40=120mm, da3=3 *35=105mm 轴上三联齿轮的直径分别为： da1=3 *45=135mm, da2=3 *50=150mm,da3=3 *55=165mm b传动组： 按最小齿数32的齿轮计算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2 其中: i-公比 ； i=2； k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=7.5*0.92=6.9Kw =带轴承轴承齿轮=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取32 nj-齿轮计算转速；450 r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*6.98*322*2*450*11002=2.66 取m =4 mm。于是传动组b的齿轮模数取m =4 mm，b =32mm。 轴II上齿轮的直径： db1=4 *48=192mm, db2=4 *32=128mm 轴III上三联齿轮的直径分别为： db1=4 *48=192mm, db2=4 *64=256mm c传动组： 按最小齿数27的齿轮计算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2 其中: i-公比 ； i=2.51； k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=7.5*0.89=6.675Kw =带轴承3齿轮2=0.96*0.993*0.982=0.89 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取27 nj-齿轮计算转速；450 r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630032.51+1*1.2*1.4*1.12*6.6758*272*2.51*450*11002=2.88 取m =4 mm。于是传动组c的齿轮模数取m =4 mm，b =32mm。 轴III上齿轮的直径： dc1=4 *58=232mm, dc2=4 *27=108mm 轴IV上三联齿轮的直径分别为： dc1=4 *37=148mm, dc2=4 *68=272mm3. 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核：2.2.1校核a传动组齿轮校核最小齿轮齿数为35的即可，确定各项参数计算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中，k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数；ks=kTknkpkq=2.24 *0.72*0.78*0.77=0.97 其中， kT=m60n1TC0=660*710*60002*106=2.24 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取710r/min T-齿轮的平均工作时间；T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30，得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数；查金属切削机床设计指导表31，得C0=2x106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数；查金属切削机床设计指导表31得，kn=0.72 kp-功率利用系数；查金属切削机床设计指导 表33得，kp=0.78 kq-材料强化系数；查金属切削机床设计指导 表34得，kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=7.5*0.95=7.125 =带轴承=0.96*0.99=0.95a Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数35 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.463 B-齿宽；经前面计算得B=24mm nj-齿轮计算转速；710r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=3 w-齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.97 *7.12535*0.463*8*710*320=0.18 mwm,故齿轮通过校核。2.2.2 校核b传动组齿轮 校核最小齿轮齿数为32的即可，确定各项参数计算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中，k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数；ks=kTknkpkq=2.08 *0.72*0.78*0.77=0.90 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=2.08 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取450r/min T-齿轮的平均工作时间；T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30，得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数；查金属切削机床设计指导表31，得C0=2x106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数；查金属切削机床设计指导表31得，kn=0.72 kp-功率利用系数；查金属切削机床设计指导 表33得，kp=0.78 kq-材料强化系数；查金属切削机床设计指导 表34得，kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=7.5*0.92=6.9 =带轴承轴承齿轮=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数32 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.454 B-齿宽；经前面计算得B=32mm nj-齿轮计算转速；450r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=4 w-齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.90 *6.932*0.454*8*450*320=0.23 mwm,故齿轮通过校核。2.2.3校核c传动组齿轮校核齿数为27的即可，确定各项参数计算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中，k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数；ks=kTknkpkq=2.08 *0.72*0.78*0.77=0.90 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=2.08 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取450 r/min T-齿轮的平均工作时间；T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30，得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数；查金属切削机床设计指导表31，得C0=2x106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数；查金属切削机床设计指导表31得，kn=0.72 kp-功率利用系数；查金属切削机床设计指导 表33得，kp=0.78 kq-材料强化系数；查金属切削机床设计指导 表34得，kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=7.5*0.89=6.675 =带轴承3齿轮2=0.96*0.993*0.982=0.89 Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数27 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.43 B-齿宽；经前面计算得B=32mm nj-齿轮计算转速；450 r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=4 w-齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.90 *6.67527*0.454*8*450 *320=0.25 mwm,故齿轮通过校核。2.3. 各轴的设计及主轴的校核2.3.1 确定各轴最小直径 计算公式：d914Pnj 式中：d轴的危险断面处的直径（mm），当轴上有一个键槽时， d值应增大4%-5%；当同一断面上有两个键槽时，d值应增大7%-10%。当轴为花键时，则轴的内径可比 d值减小7%。 P该轴传递的额定功率（KW）。 nj该轴的计算转速（r/min）。 取传递效率，带=0.96，轴承=0.99，齿=0.98（1）I轴的直径： I轴传递功率PI=Pd带轴承=7.5*0.96*0.99=7.13 KW d914PInj=9147.13 710=28.81 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=32mm（2）II轴的直径： II轴传递功率PII=PI齿轴承=7.13 *0.98*0.99=6.92 KW d914PIInj=9146.92 450=32.04 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=38mm （3）III轴的直径： III轴传递功率PIII=PI齿轴承=6.92 *0.98*0.99=6.71 KW d914PIIInj=9146.71 450 =31.80 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=35mm （4）IV轴（主轴）的直径： IV轴传递功率PIV=PIII齿轴承=6.71 *0.96*0.99=6.51 KW d914PIVnj=9146.51 180 =39.68 mm，圆整取d=42mm2.3.2主轴的计算及校核（1）选择主轴轴颈直径,轴承型号和最佳跨距最大加工直径400mm，P=7.5KW.经查实用机床设计手册表3.11-6：得：前轴颈应为110-145mm,初选D1=110mm,后轴颈D2=(0.7-0.85)D1,取D2=90mm,取主轴中空孔直径为0.5D2=45mm,前轴承为NN3022K,后轴承为NN3018K,根据结构,初定悬伸长度a1=75mm根据经验，主轴的跨距L=35a1，初定l=350mm（2）主轴前端位移验算：为了保证机床的加工精度，必须限制主轴悬伸端处的位移不能超过允许值，近似计算中可不计轴承变形的影响。通过计算和实验可知，主轴端部由主轴变形引起的位移占总位移的50%80%，一般可取60%。由轴承变形引起的位移占20%40%。主轴受力简图如下： 计算公式：KS1.66KA 其中 KS=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2 式中：D-主轴当量外径,简化计算为D=(D1+D2)/2=10cm aA=75mm aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm L=350mm KB=Kcbblim2(1+)coscos 查表9-8取当V=50m/min,f=0.1mm/r时，Kcb=2.46N/m.mm,=68.8，blim=0.015Dmax=6mm。 查表9-9取=0.03 车削外圆式一般取=45故：KB=Kcbblim2(1+)coscos=2.46*62*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=55.98 N/mKS=300D4aA2(L+aA)=300*1047.52*(35+7.5)=1254.90 N/mKA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/mKS1.66KA可以看出，主轴的刚度是合格的。2.3.3多片式摩擦离合器的设计计算查取教材10.6，选用材料为铜-铜基粉末冶金材料，并选择干式型离合器。（1）确定外离合器的直径D1 对于轴装式，D1=d+2-6mm=110+(2-6)=112-116 最终取D1=114mm（2）确定内摩擦片的外径D2 D2=D1 其中取0.57-0.75，此处取0.6 则D2=D10.6=1140.6=152.00 mm 圆整取D2=152mm （3）计算摩擦面中径Dm及摩擦面平均线速度Vm Dm=D1+D22=114+1522=133mm v=nDm60000=3.14*710*13360000=4.94 m/s （4）计算摩擦片对数Z KZZ=12MnK103fp（D23-D13)KvKm 式中K-安全系数，取1.3-1.5，此处取1.4 f-摩擦系数，查表10.6，取0.28 p-材料的许用压强，查表10.6，取1Kv-速度修正系数，查表10.7得：0.8 Km-每小时结合数修正系数，对于干式型离合器，取1 KZ-摩擦面对数修正系数 Mn-离合器传递的扭矩。 Mn=9550*Pn=9550*7.5710=100.88 N.m KZZ=12MnK103fp（D23-D13)KvKm=12*100.88 *1.4*1033.14*0.28*1*1523-1143*0.8*1=1.19 查表10.9取Z=3（5）计算主动片数i1和被动片数i2 i1=Z2+1=32+1=2.5，取3 i2=Z2=32=1.5，取2 总片数i=i1+i2=3+2=5（6）计算轴向压力 Q=4(D22-D12)p Kv=3.144*1522-1142*1* 0.8=6347.82 N2.3.4各轴轴承选择主轴：根据外径D1=110，D2=90 前端选择双列圆柱滚子轴承NN3022K,其内径为110，外径为170 后端选择双列圆柱滚子轴承NN3018K,其内径为90，外径为140I轴：根据计算I轴外径为32 选择圆锥滚子轴承30206,其内径为30，外径为62II轴：根据计算II轴外径为38 选择圆锥滚子轴承30208,其内径为40，外径为80III轴：根据计算III轴外径为35 选择圆锥滚子轴承30208,其内径为40，外径为80三.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） 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布置传动件及置，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。3.2 展开图及其布置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。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 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766，圆周速度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选655。当精度从766提高到655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。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 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。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。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510，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至