普通车床的主动传动系统设计毕业论文.doc

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1、 课程设计说明书 课程名称: 机械制造装备设计 设计题目: 普通车床的主动传动系统设计 专 业: 机械设计制造及其自动化 班级:机械1004 目录第一章 普通车床主动传动系统设计方案41.1 拟定主动参数41.2 运动设计41.3 动力计算和结构图设计41.4 轴和齿轮的验算41.5 主轴变速箱装配设计4第二章 普通车床主动传动系统参数的拟定52.1 车床参数和电动机的选择52.2 确定级数52.3 普通车床的规格5第三章 运动设计63.1 拟定传动方案63.2 确定变速组及各变速组中变速副数目63.3 各级变速组的变速范围及极限传动比63.4 确定各轴的转速73.5 绘制转速图73.6 确定

2、各变速组变速副齿数83.7 绘制变速传动系统图9第四章 传动件的设计104.1 带轮的设计104.2 确定各轴的转速134.3 传动轴的直径估算144.4 键的选择、传动轴、键的校核15第五章 各变速组齿轮模数的确定和校核175.1 齿轮模数的确定175.2 齿轮的设计20第六章 齿轮的校验236.1 齿轮强度校核236.1.1 校核a组齿轮236.1.2 校核b组齿轮246.1.3 校核c组齿轮25第七章 主轴组件设计277.1 主轴的基本尺寸确定277.1.1 外径尺寸D277.1.2 主轴孔径d277.1.3 主轴悬伸量a287.1.4 支撑跨距L287.1.5 主轴最佳跨距的确定297

3、.2 主轴刚度验算307.3 轴承的选用32参考文献33第一章 普通车床主动传动系统设计方案1.1 拟定主动参数机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，了解极限转速、和级数Z、主传动电机功率N。1.2 运动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱。分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，

4、也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数1.3 动力计算和结构图设计 估算齿轮模数m和轴径d，将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。1.4 轴和齿轮的验算在结构图的基础上，对传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核。1.5 主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构图为基础，进行设计和绘制的。图上各零部件要表达清楚，并标明尺寸和配合。 第二章 普通车床主动传动系统参数的拟定2.1 车床参数和电动机的选择此经济型数控车床根据任务书上提供的条件：车床最大加工直径为250mm,主轴最高转速=1000r/min，最低转速=63r/min。主电动机的功率为4K

5、W,选择电动机的型号为Y132M1-6，表一 电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y132M1-64KW960r/min4级1000r/min2.2 确定级数根据任务书提供的条件，可知传动公比=1.41。根据机械制造装备设计由公式 Z=+1 转速范围=15.9由上述综合可得 Z=+1=+1=9 由此可知 机床主轴共有9级。因为=1.41=1.06，根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速63，再每跳过5个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：63,90,125,180,250,355,500,710,1000 r/min。2.3 普通车床的

6、规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表机床最大加工直径(mm)最高转速()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z25010006341.419第三章 运动设计3.1 拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动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，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2 确定变速组及各变速组中变速副数目级数为Z的变速系统由若干

7、个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个变速副。即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： ，可以有一种方案： 3.3 各级变速组的变速范围及极限传动比传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/810。 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： 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

8、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。 其中， ，符合要求3.4 确定各轴的转速分配总降速变速比总降速变速比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 2 + 1 + 1 = 4。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与轴之间的变速组分别设为a、b。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。1.来确定轴的转速取：、变速组b：级比指数为3，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，结合结构式，轴的转速只有一种可能：250,355,500。2.定轴的转速 对于轴，

9、其级比指数为1,可取： = = =确定轴转速为500，电动机于轴的定变传动比为960/500=1.923.5 绘制转速图转速图 3.6 确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐100200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10

10、%（-1）%，即%-要求的主轴转速；-齿轮传动实现的主轴转速；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及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。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。 根据机械制造装备设计,查表各种常用变速比的使用齿数。变速组a: =1 =1/=1/1.41 =1/2确定最小齿轮的齿数及

11、最小齿数和 该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为=22时，查表得到 =66。找出可能采用的齿数和诸数值 =1 =60、62 =1.41 =60、63 =2 =60、63 在具体结构允许下，选用较小的 为宜，现确定=72， 确定各齿数副的齿数 i=2，找出=24， =-=72-24=48；i=1.41，找出=30，=-=42；，； =2/1 =1/1.41 =1/4故变速组中最小齿轮必在1/4的齿轮副中，假设最小齿数为=22，=110，取=111，查得=22，=46，=37；=89，=65，=74。3.7 绘制变速传动系统图第四章 传动件的设计4.1 带轮的

12、设计V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=960r/min,传递功率P=4kW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)选择三角带的型号由机械设计表8-7工作情况系数查的共况系数=1.2。故根据机械设计公式（8-21） 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、由机械设计 图8-11普通V带轮选型图选用A型。(2)确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8

13、-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径=125。由机械设计公式(8-15a) 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。故 ，由机械设计表8-8取圆整为250mm。(3)验算带速度V，按机械设计式（8-13）验算带的速度V= 所以，故带速合适。(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据机械设计经验公式（8-20）0.7（125+250）2（125+250）238680 取=600mm.(5) V带的计算基准长度 由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度 =1795.25由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度

14、 L=1800mm(6)确定实际中心距 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距 A=+=600+=602.38mm(7)验算小带轮包角 根据机械设计公式（8-25） 故主动轮上包角合适。(8)确定三角带根数根据机械设计式（8-26）得 查表机械设计表8-4d由 i=2.03和得= 0.03KW 查表机械设计表8-5，=0.98；查表机械设计表8-2，长度系数=0.92 所以取3 根(9)计算预紧力 查机械设计表8-3，q=0.1kg/m 由机械设计式（8-27）其中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min

15、= 9.73m/s。 （10）计算作用在轴上的压轴力 （11）带轮结构设计带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图8-14a）、腹板式（机械制图图8-14b）、孔板式（机械制图图8-14c）、椭圆轮辐式（机械制图图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 D=90mm是深沟球轴承6210

16、轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见机械制图表8-10.表8-10槽型与相对应得A11.02.758.79V带轮的轮槽与所选的V带型号 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。 轮槽工作表面的粗糙度为。V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下

17、，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。4.2 确定各轴的转速确定主轴计算转速： 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。根据机械制造装备设计表3-10，主轴的计算转速为各变速轴的计算转速： 1.轴的可从主轴125r/min按89/22的变速副找上去，轴的计算转速为500r/min； 2.轴的计算转速为500r/min。各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。1.变速组b计算z =

18、22的齿轮，计算转速为500r/min；2.变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。核算主轴转速误差 所以合适。4.3 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。根据机械设计手册表7-13，并查金属切削机床设计表7-13得到取1. 轴的直径：取 轴的直径：取 其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到

19、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45%;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值见机械设计手册表7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，=30mm，=40mm，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。查机械设计手册 的矩形花键的基本尺寸系

20、列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。各轴间的中心距的确定：； ；4.4 键的选择、传动轴、键的校核查机械设计手册表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100。1） 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

21、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金属切削机床设计表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。 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：查机械制造装备设计表3-12许用挠度 ； 。 轴、轴的校核同上。2） 键的校核键和轴的材料都是钢，由机械设计表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。

22、由机械设计式（6-1）可得 可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：第五章 各变速组齿轮模数的确定和校核5.1 齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按金属切削机床设计表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查机械设计表10-8齿轮精度选用7级精度，再由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：根据金属切削机

23、床设计表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数24的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.964=3.84KW；-齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.964=3.84KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取； -计算齿

24、轮计算转速; K-载荷系数取1.2； ，根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m = 3，b =30mm。轴上主动轮齿轮的直径： 。轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：（公式见a变速组）其中: -公比 ； =2.82； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9224=3.688KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为

25、4mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9224=3.688KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。所以于是变速组b的齿轮模数取m = 4mm，b = 40mm。 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组： 为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取，螺旋角。计算中心距a，修正螺旋角，因值改变不多，所以参数，等值不必修正。 所以轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为： 轴上两从动轮齿轮的直径分别为

26、： 、标准齿轮参数：从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见下表：表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高243727864.533.25303909682.533.25363108114100.533.25483144150136.533.25423126待添加的隐藏文字内容2132118.533.25363108114100.533.25224889680.545424168176160.545424168176160.545624248256240.54518592.7

27、9102.7980.2956.25605309.3319.3296.856.25725371.2381.2358.256.25305154.67164.67142.1756.255.2 齿轮的设计由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以：， ，。通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。

28、当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据机械设计图10-39（a）齿轮8、10、12和13结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算， ；，C取12cm。齿轮10结构尺寸计算;； ； ，C取12cm。齿轮12结构尺寸计算，；，C取14cm。 齿轮13结构尺寸计算，；，C取14cm。 第六章 齿轮的校验6.1 齿轮强度校核计算公式：弯曲疲劳强度; 接触疲劳强度6.1.1 校核a组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为24的齿轮，确定各项参数,n=710r/min,确定动载系数 齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数。由机械设计使用系数。

29、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查机械设计表10-4，得非对称齿向载荷分配系数；h=6.25； , 查机械设计图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用， 由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数确定载荷系数: 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数；计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度载荷系数K的确定：弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮1合适。6.1.2 校核b组齿轮弯曲疲劳强度；

30、校核齿数为22的齿轮，确定各项参数,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查机械设计表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 ,查机械设计图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用 ； 由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数确定动载系数: 查机械设计表 10-5齿形系数及应力校正系数、计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度u=62/22=2.82；、载荷系数K的确

31、定：、弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得、查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮7合适。6.1.3 校核c组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查机械设计表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数， ,查机械设计图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-3齿间载荷分布系数，确定荷载系数: 查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数

32、S = 1.3 ， 接触疲劳强度载荷系数K的确定：弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮11合适。第七章 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L。7.1 主轴的基本尺寸确定7.1.1

33、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。400mm车床，P=4KW查机械制造装备设计表3-13，前轴颈应,初选,后轴颈取,7.1.2 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

34、惯性矩成正比，即：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的当时，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0.6。7.1.3 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

35、轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度。7.1.4 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。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

36、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。7.1.5 主轴最佳跨距的确定考虑机械效率，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200mm,则半径为0.1. 2计算切削力 前后支撑力分别设为,. 轴承刚度的计算根据式结构设计（方键主编）（6-1）有： 查结构设计（方键主

37、编）表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数： 再带入刚度公式： ；主轴当量直径 ； 主轴惯性矩 ； 计算最佳跨距 设： 查金属切削机床设计（3-14）；式中 式中：7.2 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

38、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

39、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。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。7.3 轴承的选用 主轴 前支承：GBT276-94 :8511013;后支撑：GBT276-94 :9011526; 轴 带轮处轴尾和箱体处：GBT273-87 :30427; 轴 前、后支承：GBT276-94 :35477; 轴 前、后支承：GBT276-94 :45587;参考文献1 冯辛