CA6161車床主傳動系統(tǒng)設計

1、C6161車床主傳動系統(tǒng)設計CA6161車床主傳動系統(tǒng)設計 班 級 學 號 姓 名 摘要主傳動系統(tǒng)設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要由機床的級數入手，于結構式、結構網擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇各種主傳動配合件，對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。本次突出了結構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據機床設計的原則，擬定機構式和結構網，對機床的機構進行精簡，力求降低生產成本；主軸和齒輪設計在滿足強度需要的同時，材料的選擇也是采用折中

2、的原則，沒有選擇過高強度的材料從而造成浪費。【關鍵詞】車床、主傳動系統(tǒng)、結構式、電動機。 目錄 緒論11.主軸極限轉速的確定22.主動參數的擬定32.1確定傳動公比32.2主電動機的選擇43.普通車床的規(guī)格54.變速結構的設計54.1確定變速組及各變速組中變速副的數目54.2結構式的擬定54.3結構網的擬定74.4各變速組的變速范圍及極限傳動比84.5確定各軸的轉速84.6繪制轉速圖94.7繪制變速系統(tǒng)圖95.傳動件的設計105.1帶輪的設計125.2傳動軸的直徑估算135.3確定各軸轉速135.4傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑146.各變速組齒輪模數的確定156.1齒輪模數的確定：156

3、.2齒輪的設計197.主軸組件設計21 7.1主軸的基本尺寸確定227.1.1外徑尺寸D227.1.2主軸孔徑d227.1.3主軸懸伸量a237.1.4支撐跨距L237.1.5主軸最佳跨距的確定23小結26參考文獻27第 6 頁 C6161車床主傳動系統(tǒng)設計緒論機床的主傳動系統(tǒng)的布局可分成集中傳動和分離傳動兩種類型。主傳動系統(tǒng)的全部變速結構和主軸組件集中裝在同一個箱體內，稱為集中傳動布局；傳動件和主軸組件分別裝在兩個箱體內，中間采用帶或鏈傳動，稱為分離傳動布局。 集中傳動式布局的機床結構緊湊，便于實現(xiàn)集中操控，且只用一個箱體，但傳動結構運轉中的振動和熱變形。當采用背輪傳動時，皮帶將高速直接傳給

4、主軸，運轉平穩(wěn)，加工質量好，低速時經背輪機構傳動，轉矩大，適應粗加工要求。因為機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。 1.主軸極限轉速的確定 確定主軸的最高轉速和最低轉速，應該在分析所設計機床幾種典型加工方式的切削用量和參考現(xiàn)有同類型機床的技術性能的基礎上，并按照“技術上先進，經濟上合理”的原則進行。 由于通用性機床加工對象很廣，不同工序所采用的切削用量相差懸殊，而且加工零件的尺寸變換也很大，所以要合理地確定其極限轉速是一個復雜的任務，必須對有關加工工序和切削用量進行分析，在分析切削用量的

5、過程中，應特別注意下列幾點： 1.考慮先進加工方法，但所選的切削用量不應該是個別記錄，而應該具有普遍性。 2.應考慮刀具材料的發(fā)展趨勢。例如普通車到在大多數情況下已經采用硬質合金，目前陶瓷刀具也已開始應用等情況。 3.最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值。 主軸最高和最低轉速可按下列計算： = (rpm) = (rpm)其中： 、主軸最高、最低轉速（m/min）； 、典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、最大、最小計算直徑

6、。 普通車床采用最大速度的典型工序一般為用硬質合金車刀精車或半精車鋼質軸類工件的外圓，取=200r/min。 采用最小速度的典型工序又以下幾種情況： 1.在低速光車，要求獲得粗糙度小于R3.2m； 2.精鉸孔 3.加工各種螺紋及多頭螺紋； 4.用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤類工件進行粗車端面工作，取=25r/min。 一般取計算直徑： =0.5D =(0.20.25) 式中D為最大工件回轉直徑，即主參數(mm)。 當典型工序為鉸孔或加工螺紋時，應按在車床上常用最大鉸孔直徑或經常加工的最大螺紋直徑作為最大計算直徑，根據調研可推薦：0.2 ,(為刀架上最大工件回轉直徑） 故 =1990 r/min，

7、取=2000 r/min； =49.65 r/min， 取=45 r/min； 與本次設計給定的參數相差不大，取計算值。2. 主動參數的擬定2.1確定傳動公比 根據機械制造裝備設計公式（3-2）因為已知 Z=+1 =1.411根據機械制造裝備設計表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.41.因為=1.41=1.06，根據機械制造裝備設計表3-6標準數列。首先找到最小極限轉速25，再每跳過5個數（1.261.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000。 2.2主電動機的選擇 合理的確定電機

8、功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素?，F(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm?，F(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： 確定背吃刀量和進給量f，根據切削加工簡明實用手冊表8-50， 取4mm，f取1 。 確定切削速度，參切削加工簡明實用手冊表8-57，取V=2。 機床功率的計算，主切削力的計算 根據切削加工簡明實用手冊-表8-59和表8-60，主切削力的計算公式及有

9、關參數：F=9.81 =9.8127040.920.95 =4495.4（N） 切削功率的計算 =4495.4×2×=9kw； 取機床的效率為0.85， 根據機械設計課程設計手冊表12-1 Y系列（IP44）電動機的技術數據,Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。 根據以上要求，選取Y160M-4型三相異步電動機，額

10、定功率11kW,滿載轉速1460，質量123kg。3.普通車床的規(guī)格 根據以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數： 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數表工件最大回轉直徑(mm)最高轉速()最低轉速()電機功率P（kW）公比轉速級數Z320200045111.41124.變速結構的設計擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種，

11、變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數，也可采用背輪結構、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。4.1確定變速組及各變速組中變速副的數目級數為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、個變速副。即變速副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 4.2結構式的擬定 對于12=3×2×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為： 根據主變速系統(tǒng)設計的一般原則： 傳動副前多后少的原則； 主變速

12、傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸； 傳動順序與擴大順序相一致的原則； 比較兩組變速方案 和 結構圖如下頁： 通過兩種方案的比較，后一種方案因第一擴大組在最前面，軸的轉速范圍比前種方案大，如兩種方案軸的最高轉速一樣，后一種方案軸的最低轉速較低，在傳遞相等功率的情況下，受的轉矩較大，傳動件

13、的尺寸也就比前種方案大。 變速組的降速要前慢后快，中間軸的速度不易超過電動機的轉速； 根據以上的原則我們最終確定的傳動方案是：4.3結構網的擬定 根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：傳動系的結構網4.4各變速組的變速范圍及極限傳動比 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/810。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： 檢查變速組的變速范圍是否超過極限

14、值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中， ，符合要求4.5確定各軸的轉速 分配總降速變速比總降速變速比 又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比變速副。 確定變速軸軸數變速軸軸數 = 變速組數 + 定比變速副數 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為、（主軸）。與、與、與軸之間的變速組分別設為a、b、c。現(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉速。先來確定軸的轉速變速組c 的變速范圍為，故兩個傳動副的傳動比必然是兩個極限值： 、結合結構

15、式，軸的轉速只有一種可能：180、250、355、500、710、1000確定軸的轉速 變速組b的級比指數為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸的轉速確定為：500、710、1000。定軸的轉速 對于軸，其級比指數為1,可?。?= = = 確定軸轉速為1000，電動機于軸的定變傳動比為1460/1000=1.464.6繪制轉速圖 轉速圖 4.7繪制變速系統(tǒng)圖 5.傳動件的設計5.1帶輪的設計 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速

16、n=1460r/min,傳遞功率P=11kW,傳動比i=1.46，兩班制，一天運轉16小時，工作年數10年。(1)選擇三角帶的型號由機械設計表8-7工作情況系數查的共況系數=1.2。故根據機械設計公式（8-21） 式中P-電動機額定功率， -工作情況系數 因此根據、由機械設計 圖8-11普通V帶輪型圖選用B型。(2)確定帶輪的基準直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=140。由機械設計公式(8-15a) 式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取0.02。故 ，由機械設計表8

17、-8取圓整為200mm。(3)驗算帶速度V，按機械設計式（8-13）驗算帶的速度V= 所以，故帶速合適。(4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據機械設計經驗公式（8-20）0.7（140+200）2（140+200）238680 取=600mm.(5)三角帶的計算基準長度 由機械設計公式（8-22）計算帶輪的基準長度 =1735.3由機械設計表8-2，圓整到標準的計算長度 L=1800mm(6)確定實際中心距 按機械設計公式（8-23）計算實際中心距 A=+=600+=632.35mm(7)驗算小帶輪包角 根據機械設計公式（8-25） ，故主

18、動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數根據機械設計式（8-26）得 查表機械設計表8-4d由 i=1.46和得= 0.15KW 查表機械設計表8-5，=0.98；查表機械設計表8-2，長度系數=0.92 所以取 根(9)計算預緊力 查機械設計表8-3，q=0.1kg/m 由機械設計式（8-27）其中： -帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 帶輪結構設計帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用

19、鑄鋁或塑料。帶輪結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（機械制圖圖8-14a）、腹板式（機械制圖圖8-14b）、孔板式（機械制圖圖8-14c）、橢圓輪輻式（機械制圖圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖剑斂梢圆捎酶拱迨?，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。V帶輪的論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應，見機械制圖表8-10 槽型與相對應得B14.03.5010.811.5V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 V

20、帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。V帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。5.2傳動軸的直徑估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要

21、求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。5.3確定各軸轉速 確定主軸計算轉速： 計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據機械制造裝備設計表3-10，主軸的計算轉速為各變速軸的計算轉速： 軸的計算轉速可從主軸125r/min按72/18的變速副找上去，軸的計算轉速為180r/min； 軸的計算轉速為500r

22、/min； 軸的計算轉速為1000r/min。各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 變速組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為500r/min； 變速組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為500r/min； 變速組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為1000r/min。核算主軸轉速誤差 所以合適。5.4傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據機械設計手冊表7-13，并查金屬切削機床設計表7-13得到取1. 軸的直徑：取 軸的直徑：取 軸的直徑：取 其中：P-電動機額定功率（kW）；-從電機到該傳動軸之間傳動件

23、的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數b，b值見機械設計手冊表7-12。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查機械設計手冊 的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸

24、的規(guī)格。各軸間的中心距的確定：； ；6.各變速組齒輪模數的確定和校核6.1齒輪模數的確定： 齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按金屬切削機床設計表7-17進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查機械設計表10-8齒輪精度選用7級精度，再由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS：根據金屬切削機床設計表7-17；有公式：齒面接

25、觸疲勞強度：齒輪彎曲疲勞強度：、a變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數28的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW； -齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力，由金屬切削機床設計圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數取1.2。=650MPa， 根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為5mm 。齒輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW； -齒寬系數=； -齒輪許允齒根應力，由金屬切削機床設計圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉速; K-載荷

26、系數取1.2； ，根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為2.5mm 。所以于是變速組a的齒輪模數取m = 5，b =40mm。軸上主動輪齒輪的直徑： 。軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： 、b變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數，先計算最小齒數18的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：（公式見a變速組）其中: -公比 ； =2.82； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.92211=10.142KW； -齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力，由金屬切削機床設計圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速;K-載荷系數取1.2。=650MPa， 根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為5mm 。 齒

27、輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.92211=10.142KW； -齒寬系數=； -齒輪許允齒根應力，由金屬切削機床設計圖7-11按MQ線查??；-計算齒輪計算轉速; K-載荷系數取1.2。， 根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為3mm 。所以 于是變速組b的齒輪模數取m = 5mm，b = 40mm。 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、c變速組： 為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。計算中心距a，修正螺旋角，因值改變不多，所以參數，等值不必修正。 所以軸上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸上兩從動輪齒輪的直徑分別為： 、標準齒

28、輪參數：從機械原理表5-1查得以下公式齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見下表：表5.1齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪齒數z模數分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高245120130107.556.25305150160137.556.25365180190167.556.25485240250227.556.25425210220197.556.25365180190167.556.2522511012097.556.25425210220197.556.25425210220197.556.25625310320307.556.251859

29、2.79102.7980.2956.25605309.3319.3296.856.25725371.2381.2358.256.25305154.67164.67142.1756.256.2齒輪的設計 由公式得：軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使主動輪比從動輪齒寬大（510mm）。所以：， ，。通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數、模數、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的

30、齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪9、12和13做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據機械設計圖10-39（a）齒輪8、10、12和13結構尺寸計算如下：齒輪8結構尺寸計算， ；，C取12cm。齒輪10結構尺寸計算;； ； ，C取12cm。齒輪12結構尺寸計算，；，C取14cm。 齒輪13結構尺寸計算，；，C取14cm。 7.主軸組件設計 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。通常，根據使用要求和結構要求，進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析，先初步選定尺寸，然后通過結構設計確

31、定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。7.1主軸的基本尺寸確定7.1.1外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。320mm車床，P=7.5KW查機械制造裝備設計表3-13，前軸頸應,初選,后軸頸取,7.1.2主軸孔徑d 中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減

32、的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比，即：據上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，有圖可見當時，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0

33、.6。7.1.3主軸懸伸量a 主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據結構,定懸伸長度。7.1.4支撐跨距L 當前，多數機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，

34、可根據結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。7.1.5主軸最佳跨距的確定 考慮機械效率，主軸最大輸出轉距.床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑取為160mm,則半徑為0.08. 2計算切削力 前后支撐力分別設為,. 軸承剛度的計算根據式結構設計（方鍵主編）（6-1）有： 查結構設計（方鍵主編）表6-11得軸承根子有效長度、球數和列數： 再帶入剛度公式： ；主軸當量直徑 ； 主軸慣性矩 ； 計算最佳跨距 設： 查金屬切削機床設計（3-14）；式中 式中：