由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构带轮的材料：选用灰铸铁，HT2004.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置4.8计算压轴力 由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝130.59N，上面已得到=153.36o，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽由于普通V带两侧面间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z —轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32° 对应的基准直径 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 极限偏差 ± 1 ± 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd≤(2.5～3)d时)，如图7 -6a。
（2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤ 300mm 时)，如图7-6b （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞ 100 mm 时)，如图7 -6c （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞ 500mm 时)，如图7-6da） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）4.9 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=300r/min，取300 r/min2). 传动轴的计算转速 轴3=600 r/min 轴2=950 r/min，轴1=750r/min2）确定各传动轴的计算转速若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有600r/min传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，全部传递全功率，其中300r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nⅡj=950 r/min；Ⅰ 轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nⅠj=300 r/min。
各计算转速入表3-1表3-1 各轴计算转速轴 号Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 轴计算转速 r/min 750950600（3） 确定齿轮副的计算转速齿轮Z装在主轴上其中只有300r/min传递全功率，故Zj=300r/min依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn7509506006003004.10 齿轮模数计算及验算（1）模数计算一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm——齿轮的最低转速r/min；——顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=15～20——转速变化系数； ——功率利用系数；——材料强化系数 ——（寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0——工作情况系数中等中级的主运动： ——动载荷系数；——齿向载荷分布系数；——齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N——计算齿轮转动递的额定功率N=ŋ ——计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min ——齿宽系数, Z1——计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： ——大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； ==3.49==1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当<时，取=；==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；20热处理S-C59 =16338mm=16338=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm根据标准齿轮模数系数选用模数为: 基本组齿轮模数为3.5，第一扩大组齿轮模数m=2.5，第二扩大组齿轮模数m=3.5; 表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 3.52.53.5（2）基本组齿轮计算。
基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1`Z2Z2`齿数21333024分度圆直径73.5115.510584齿顶圆直径80.5122.511291齿根圆直径64.75106.7596.2575.25 齿宽20202020按基本组最小齿轮计算小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～206HB，平均取240HB计算如下：① 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N----传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW; -----计算转速（r/min）. =300（r/min）; m-----初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）; B----齿宽（mm）;B=20（mm）; z----小齿轮齿数；z=21; u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.26; -----寿命系数； = ----工作期限系数； T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -----齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） ----基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; ----转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -----材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -----工作状况系数，取=1.1 -----动载荷系数，查【5】2上，取=1 ------齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；----许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。
扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3`Z4Z4`Z5Z5`齿数404035453149分度圆直径10010087.5112.577.5122.5齿顶圆直径10510592.5117.582.5127.5齿根圆直径93.7593.7581.25106.2571.25116.25齿宽202020202020（4）第二扩大组齿轮计算 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6`Z7Z7`齿数33666633分度圆直径115.5231231115.5齿顶圆直径122.5238238122.5齿根圆直径106.75222.25222.25106.75齿宽20202020按扩大组最小齿轮计算小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～206HB，平均取240HB 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 4.11传动轴最小轴径的初定传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d---传动轴直径（mm） Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N----该轴传递的功率（KW） ----该轴的计算转速 ---该轴每米长度的允许扭转角，==。
各轴最小轴径如表3-3 表3-3 最小轴径轴 号Ⅰ 轴Ⅱ 轴最小轴径mm 3540 4.12 传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形因此，必须保证传动轴有足够的刚度4.12.1 确定各轴转速 ⑴、确定主轴计算转速：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确定根据【1】表3-10，主轴的计算转速为 (2.3)4.12.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1.①Ⅰ轴的直径：取②Ⅱ轴的直径：取③Ⅲ轴的直径：取 其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）当轴上有键槽时，d值应相应增大4～5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见【5】表7-12。
Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接按规定，矩形花键的定心方式为小径定心查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格4.12.3 键的选择查【4】表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度L取1004.13 传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。
4.13.1 传动轴的校核①Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核最大挠度：查【1】表3-12许用挠度； ②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上4.13.2 键的校核键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度由【4】式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：4.14 摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动按扭矩选择，即： 根据【15】和【14】表6-3-20，①计算转矩，查【15】表6-3-21得∴②摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径③摩擦盘工作面的外直径④摩擦盘工作面的内直径⑤摩擦盘宽度b⑥摩擦面对数m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度<120℃.∴m圆整为7.∴摩擦面片数z=7+1=8.⑦摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以⑧许用传递转矩因为⑨压紧力Q⑩摩擦面压强p根据【14】表22.7-7选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。
结构形式见【14】表22.7-7图（a）表5.2特征参数图号许用转距重量/kg转动惯量/接合力/N脱开力/N内部外部图a1204.70.00350.0050170100表5.3主要尺寸图号许用转矩DABcEFG闭式开式图a1201832-1081001832604570表5.4主要尺寸图号HJLRSa图a85475181152656435-1020114.15 轴承的选用与校核4.15.1 各轴轴承的选用 ①主轴 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撑N219E ②Ⅰ轴 离合器及齿轮处支承均用：6206;带轮处支承：6210 ③Ⅱ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 ④Ⅲ轴 前支承：30208;后支承：302084.15.2 各轴轴承的校核⑴、Ⅰ轴轴承的校核Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核①齿轮的直径 ②Ⅰ轴传递的转矩 ∴ ③齿轮受力 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:在水平面：在水平面： ∴④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数，取，则有： ⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 故该轴承6206能满足要求。
⑵、其他轴的轴承校核同上，均符合要求4.16主轴组件设计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L4.17 主轴的基本尺寸确定4.17.1 外径尺寸D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径选定后，其他部位的外径可随之而定一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定320mm车床，P=7.5KW查【1】表3-13，前轴颈应,初选,后轴颈取.4.17.2 主轴孔径d中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于，主轴尾端最薄处的直径不要小于。
2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，即：式中：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见，当时，，说明空心主轴的刚度降低较小当时，，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.64.17.3 主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a根据结构,定悬伸长度4.17.4 支撑跨距L支撑跨距L，当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构如图所示，三支撑主轴的前中支距，对主轴组件刚度和抗震性的影响，要比前后支距地影响大得多，因此，需要合理确定。
为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距可按两支撑主轴的最佳只距来选取 由于三支撑的前后支距对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定如果为了提高主轴的工作平稳性，前后支距可适当加大，如取采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高4.17.5 主轴最佳跨距的确定⑴、考虑机械效率，主轴最大输出转距.床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径取为160mm,则半径为0.08.、计算切削力 前后支撑力分别设为,.⑶、轴承刚度的计算根据【20】式（6-1）有：查【20】表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数：再带入刚度公式：；⑷、主轴当量直径；⑸、主轴惯性矩；⑹、计算最佳跨距设：查【5】（3-14）；式中∴∴式中：4.18 主轴刚度验算机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。
对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）； 若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。
主轴前支撑转角的验算机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算主轴在某一平面内的受力情况如图在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm) 则：当量切削力的计算：主轴惯性矩；式中：∴∵∴主轴前支撑转角满足要求第5章 结构设计5.1 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） 布置传动件及选择结构方案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5.2 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I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工这样轴的间距加大另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构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，使制动器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5.3 I轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置）。
I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀车螺纹时，换向频率较高实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器由于装在箱内，一般采用湿式在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.2～0.4的间隙，间隙应能调整离合器及其压紧装置中有三点值得注意：第1章 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用第2章 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合第3章 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。
结构设计时应考虑这点齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑5.4 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7—6—6，圆周速度很低的，才选8—7—7如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6—5—5当精度从7—6—6提高到6—5—5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滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（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、省料又易于保证精度齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定5.5 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65～85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5～10，以免加工时孔变形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级精度传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证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，都必须有轴向定位对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1.轴的长度长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位2.轴承的间隙是否需要调整3.整个轴的轴向位置是否需要调整4.在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈5.加工和装配的工艺性等5.6 主轴组件设计 主轴组件结构复杂，技术要求高安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑5.6.1 各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。
为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用。