普通车床主轴箱课程设计

课程设计
课程名称：金属切削机床
学院：机械工程学院
专业：机械设计制造及其自动化姓名：学号：
年级：任课教师：
2011年 1月15 日
贵州大学机械工程学院
目录
目录 (2)
一、绪论 (4)
二、设计计算 (5)
1机床课程设计的目的 (5)
2机床主参数和基本参数 (5)
3操作性能要求 (5)
三、主动参数的拟定 (6)
1确定传动公比 (6)
2主电动机的选择 (6)
四、变速结构的设计 (6)
1主变速方案拟定 (6)
2变速结构式、结构网的选择 (7)
1. 确定变速组及各变速组中变速副的数目 (7)
2. 变速式的拟定 (7)
3. 结构式的拟定 (7)
4. 结构网的拟定 (8)
5. 结构式的拟定 (8)
6. 结构式的拟定 (9)
7. 确定各变速组变速副齿数 (10)
8. 绘制变速系统图 (11)
五、结构设计 (12)
1.结构设计的内容、技术要求和方案 (12)
2.展开图及其布置 (12)
3.I轴（输入轴）的设计 (12)
4.传动轴的设计 (13)
5.主轴组件设计 (14)
1. 内孔直径d (14)
2. 轴径直径 (15)
3. 前锥孔直径 (15)
4. 主轴悬伸量a和跨距 (15)
5. 主轴轴承 (15)
6. 主轴和齿轮的联接 (16)
7. 润滑和密封 (16)
8. 其它问题 (16)
六、传动件的设计 (17)
1带轮的设计 (17)
2传动轴直径的估算 (20)
1 确定各轴计算转速 (20)
2传动轴直径的估算 (21)
3各变速组齿轮模数的确定 (22)
4片式摩擦离合器的选择和计算 (25)
七、本文工作总结 (27)
参考文献 (28)
致谢 (29)
一、绪论
机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。

主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、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。

通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。

因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。

机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。

设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。

在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。

首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。

主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。

主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。

传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。

二、设计计算
1机床课程设计的目的
课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

2机床主参数和基本参数
根据《机床主轴变速箱设计指导》查得车床主参数和基本参数为
3操作性能要求
（1）具有皮带轮卸荷装置
（2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运工件最大回
转直径
D max
(mm) 主轴最高转速 Nmax ( min r ) 电机功率 N （kw ） 主轴最低转速 Nmin ( min r )
系列 主轴转速级数 最大工件长度 400 1320 5.5 30 轻型 12 750—
2000
动要求
（3）主轴的变速由变速手柄完成
三、主动参数参数的拟定
1 确定传动公比ϕ
根据【1】78P 公式（3-2）因为已知 44301320min max
===
n n R n ，1-=z n R ϕ ∴ Z=ϕlg lg n
R +1
∴ϕ=)1(-Z n R =1144=1.41
根据【1】77P 表3-5 标准公比ϕ。

这里我们取标准公比系列ϕ=1.41.
因为ϕ=1.41=1.066，根据【1】77P 表3-6标准数列。

首先找到最小极限转速30，
再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：30，42.5，60，85，118，170，236,335，475，670，950，1320。

2 主电动机的选择
给定主电机的功率是 5.5kw ，查《机床主轴变速箱设计指导》，选取电动机型号为Y132S-4，额定功率5.5KW ，满载转速1440r/min ，同步转速1500r/min 。

四、变速结构的设计
1 主变速方案拟定
拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。

变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。

变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。

因此，
确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。

此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。

2 变速结构式、结构网的选择
结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。

1.确定变速组及各变速组中变速副的数目
数为Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有1Z 、2Z ……个变速副。

即 321Z Z Z Z =
变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z 应为2和3的因子：b a Z 3⨯2= ，可以有三种方案：
32212,23212,22312⨯⨯=⨯⨯=⨯⨯=
2. 变速式的拟定
12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。

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。

最后一个变速组的变速副数常选用2。

综上所述，变速式为12=2×3×2。

3. 结构式的拟定
对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。

分别为：
6212⨯3⨯2=12， 6132⨯3⨯2=12， 1422⨯3⨯2=12，
2412⨯3⨯2=12 3162⨯3⨯2=12 1262⨯3⨯2=12
由于本次设计的机床错误！未找到引用源。

轴装有摩擦离合器，在结构上要
求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。

初选12612232=⨯⨯的方案。

从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速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，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=2×3×2方案为好。

设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比41min ≥u ；为避免扩大传动误差，
减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比2max ≤u 。

斜齿圆柱齿轮传动较平
稳，可取5.2m a x ≤u 。

因此在主变速链任一变速组的最大变速范围
())10~8(25.0)5.2~2(min max max ≤≤=u u R 。

在设计时必须保证中间变速轴的变
速范围最小。

4. 结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。

从而确定结构网如下：
5.结构式的拟定
主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：
i n R R R R R 210=
检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。

因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。

()1222-⨯⨯=P X R ϕ
其中41.1=ϕ，62=X ，22=P
∴)10~8(46.81641.12≤=⨯⨯=R ，符合要求。

6.结构式的拟定
绘制转速图
⑴、选择Y132S-4型Y 系列笼式三相异步电动机。

⑵、分配总降速变速比
总降速变速比 0208.01440/30/min ===d n n i
⑶、确定变速轴轴数
变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。

⑷、确定各级转速
由min /30r n mim =、41.1=ϕ、z = 12确定各级转速：1320、950、670、475、335、236、170、118、85、60、42.5、30r/min 。

⑸、绘制转速图
在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。

Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为a 、b 、c 。

现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：
① 先来确定Ⅲ轴的转速
变速组c 的变速范围为]10,8[841.1max 66∈===R ϕ，结合结构式，
Ⅲ轴的转速只有一种可能：
118、170、236、335、475、670r/min 。

② 确定轴Ⅱ的转速
变速组b 的级比指数为2，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取
4/1/141==ϕi b ，2/141.1/122==i b ，11/13==i b
轴Ⅱ的转速确定为：400、560r/min 。

③确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取
12.1/11=i a ，57.1/1/12==ϕi a
确定轴Ⅰ转速为750r/min 。

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比92.1750/1440==i 。

下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。

传动系统的转速图电动机ⅠⅡⅢⅥ
7. 确定各变速组变速副齿数
齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。

对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。

对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和z S 及小齿
轮的齿数可以从《机械加工设备》表8—1各种常用传动比的适用齿数中选取。

一般在主传动中，最小齿数应大于18。

采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。

根据【1】94P ,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。

⑴、变速组a:
∵12.1/11=i a ，57.1/12=i a ；
可取=z S 84,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：43、35。

于是48/431=a i ，56/352=a i ，
可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：48、57。

⑵、变速组b:
根据【1】94P ,查表3-9各种常用变速比的使用齿数,
∵4/1/141==ϕi b ，2/12=i b ,11/13==i b
可取 =z S 90，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：18、30、45。

于是 72/181=i b ，60/302=i b ，45/452=i b ，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：72，60、45。

⑶、变速组c:
根据【1】94P ,查表3-9各种常用变速比的使用齿数, 可取 =z S 99.
4/11=i c 为降速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为20； 2
2=i c 为升速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为66。

于是得86/221=i c ,36/722=i c
得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为20，66； 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为79，33。

8. 绘制变速系统图
根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：
五、结构设计
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。

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。

错误！未找到引用源。

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。

3 错误！未找到引用源。

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）。

错误！未找到引用源。

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错误！未找到引用源。

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0.2～0.4mm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：
1）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。

2）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。

3）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。

错误！未找到引用源。

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。

装配时最后调整确定。

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
D为65～85mm。

刀
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5～10mm，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G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。

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。

1.内孔直径d
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，加大可加工棒料结构，床主轴内孔直径由增大的趋势。

我国已有了标准可循（见2-1）
≥
mm
d50
取mm
=
d50
2.轴径直径
前支承的直径是主轴上一主要尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸（见2-1），结构确定后在进行核算。

查《机床主轴变速箱设计指导》得外径
=
D95
mm
3.前锥孔尺寸
前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫式锥孔。

参考《机床主轴变速箱设计指导》5-6，采用6号莫式锥度。

4.主轴悬伸量a和跨距
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mm
=。

a59
1
为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外径长度a，选择适当的支撑跨距L，一般推荐取；L/a=3-5
跨距L取240.5mm。

5.主轴轴承
1）轴承类型选择
根据设计机床的功率和转速，选择装圆锥滚子轴承的主轴组件。

这种主轴转速较低，为25-1600r/min,电动机功率为5.5kw，故可用圆锥滚子轴承以简化支撑部的构造。

这种构造仍可归入推力支承在前支承的一类后支承（6216）的辅助支承。

采用三支承主轴，前、中为主支承，后为辅助支承。

三支承中主支承应预紧，使轴承的滚道和滚动体之间处于过盈状态；“辅”支承常用深沟球轴承，保留游隙以至选用游隙增大的轴承。

由于三个轴径和三个壳体不可能完全同轴，因此绝不能三个轴承都预紧，都预紧是要发生干涉的。

会使轴承温度升高，空载功率大幅度上升。

如果辅支承保持间隙，则当主轴不受载或载荷较小时，“辅”支承不起作用。

当主轴载荷较大，“辅”支承处于绕度较大，超过了游隙，“辅”支承才参加工作。

2）轴承的精度和配合
主轴轴承精度要求比一般传动轴高。

前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。

普通精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。

选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。

轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。

另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。

如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。

3）轴承间隙的调整
为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。

把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。

预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。

轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。

双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。

其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。

特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。

隔套越长，误差的影响越小。

螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。

6. 主轴与齿轮的连接
齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。

锥面配合对中性好，但加工较难。

平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。

7. 润滑与密封
主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。

主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。

防漏的措施有两种：
1）堵——加密封装置防止油外流。

主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。

还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效果比上一种好些。

在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。

在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。

径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。

2）疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。

8.其他问题
主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。