车床主轴箱设计参考

1、. . . . 1 / 23 摘要摘要普通中型车床主轴箱设计普通中型车床主轴箱设计普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数与带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴与各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号与根数，摩擦片尺寸与数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结

2、构化” ，设计主轴变速箱装配图与零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴与滑移齿轮零件的设计。关键词车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。目录目录目录目录 4 41 1、绪论、绪论 10102 2设计计算设计计算 11112.1 普通车床的规格 112.1.车床的规格系列和用处 113.3.主动参数参数的拟定主动参数参数的拟定 1111. . . . 2 / 233.1 确定传动公比113.2 主电动机的选择 124.4.变速结构的设计变速结构的设计 13134.1 主变速方案拟定 134.2 变速结构式、结构网的选择 134.2.1 确定变速组与各变速组中变速副的

3、数目 134.2.2 变速式的拟定 144.2.3 结构式的拟定 144.2.4 结构网的拟定 154.2.5 结构式的拟定 154.2.6 结构式的拟定 154.2.7 确定各变速组变速副齿数 174.2.8 绘制变速系统图 185.5.动力动力的设计的设计 25255.1 确定各轴计算转速 285.2 带轮结构设计 285.3 传动轴的直径估算 285.3.1 确定各轴最小直径 295.3.2 传动轴的校核 305.4 各变速组齿轮模数的确定和校核 325.5 齿轮强度校核 415.5.1 校核 a 变速组齿轮 425.5.2 校核 b 变速组齿轮 435.5.3 校核 c 变速组齿轮 4

4、46 主轴最佳跨距的确定446.1 选择轴颈直径、轴承型号和最佳跨距 466.2 轴承刚度 466.36.3 各传动轴支撑处轴承的选择各传动轴支撑处轴承的选择 47477.主轴刚度的校核 488.总结 58参考文献 60致 61. . . . 3 / 231 1、绪论、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

5、动力参数。通用车床工艺围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不一样，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

6、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。2 2运动设计计算运动设计计算2.12.1 普通车床的规格普通车床的规格普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。表 1.1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回

7、转直径(mm)maxD最高转速( )maxnminr最低转速( )minnminr电机功率P（kW）公比转速级数 Z2001320307.51.4112. . . . 4 / 233.3.主动参数参数的拟定主动参数参数的拟定3.13.1 确定传动公比确定传动公比根据1公式（3-2）因为已知 ，78P8 .44251120minmaxnnRnznR Z=+1lglgnR=1.4129)1(ZnR118 .44根据1表 3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.77P因为=1.41=1.06 ，根据1表 3-6 标准数列。首先找到最小极限转速 25，再每跳过 5 个数677P（1.261

8、.06 ）取一个转速，即可得到公比为 1.41 的数列：625，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.3.23.2 主电动机的选择主电动机的选择合理的确定电机功率 P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45 号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用aR车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r =1mm。0o0ororoo01o1re现以确定粗车是的切削用量为设计：

9、确定背吃刀量和进给量 f，根据2表 8-50，取 4mm，f 取 0.6。pa444Pparmm确定切削速度，参2表 8-57，取 V =1.7。448Pcsm机床功率的计算，主切削力的计算 根据2-表 8-59 和表 8-60，主切削力的计算公式与有关参数：449P450PF=9.81ZFcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.8127040.920.9515. 060 75. 06 . 015. 07 . 1 =3242（N）. . . . 5 / 23切削功率的计算 =32421.7=5.5（kW）cPcFcv310310依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=6.86(kW

10、)ZP8 . 05 . 5根据3表 12-1 Y 系列（IP44）电动机的技术数据,Y 系列（IP44）电动机为一般用途全封167P闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。根据以上要求，我们选取 Y132M-4 型三相异步电动机，额定功率 7.5kW,满载转速 1440，额定minr转矩 2.2，质量 81kg。 至此，可得到上表 1.1 中的车床参数。4.4.变速结

11、构的设计变速结构的设计4.14.1 主变速方案拟定主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以与开停、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、机构以与组成、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、性能与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

12、设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。4.24.2 变速结构式、结构网的选择变速结构式、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。4.2.14.2.1 确定变速组与各变速组中变速副的数目确定变速组与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、个变速副。即ZZ321ZZZZ . . . . 6 / 23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baZ以有三种方案： 32212, 23212, 223124.2

13、.34.2.3 结构分析式结构分析式 3 223123221223212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32212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41mini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围2maxi。在设计时必须保证中间传动轴的变速围最小， 108minmaxmaxiiR4.2.44.2.4 结构网的拟定结构网的拟定根据中间变速轴变速围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：4.2.5

14、4.2.5 结构式的拟定结构式的拟定主轴的变速围应等于住变速传动系中各个变速组变速围的乘积，即：inRRRRR210检查变速组的变速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围都比最后扩. . . . 7 / 23大组的小，只要最后扩大组的变速围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。1222PXR其中，41. 162X22P，符合要求。)108(46. 81641. 12R4.2.64.2.6 结构式的拟定结构式的拟定绘制转速图、选择 Y132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。、分配总降速变速比 总降速变速比 017. 01440/25/mindnni 又电动机

15、转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。min/1440rnd、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。、确定各级转速由、z = 12 确定各级转速：min/25rnmim41. 11120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。、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、（主轴） 。与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速变速组 c 的变速围为，结合结构式，10, 8841. 1max66R轴的

16、转速只有一种可能：100、140、200、280、400、560r/min。 确定轴的转速变速组 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，4/1/141ib2/141. 1/122ib11/13ib轴的转速确定为：400、560r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为 1,可取，2/1/121ia41. 1/1/12ia确定轴转速为 800r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出转速图（电动机8 . 1800/1440i转速与主轴最高转速相近） 。. . . . 8 / 23传动系统的转速图电动机4.2.74.2.7 确定

17、各变速组变速副齿数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。对于变速组齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组每对齿轮的齿数和与小齿轮的齿数可以从1表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。zS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,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。94P、变速组 a:，； 2/1/121ia41. 1/1/12ia时：57、60、63、66、69、

18、72、75、782/1/121iazS时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、7741. 1/1/12iazS可取84,于是可得轴齿轮齿数分别为：28、35。zS于是， 56/281ai49/352ai可得轴上的三联齿轮齿数分别为：56、49。、变速组 b:根据1,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数, 94P，,4/1/141ib2/12ib11/13ib时：87、89、90、91、924/1/141ibzS. . . . 9 / 23时：87、89、90、912/12ibzS时：86、88、90、9111/12ibzS可取 90，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：18、

19、30、45。zS于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：72，60、45。72/181ib60/302ib45/452ib、变速组 c:根据1,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数,94P,4/11ic22ci时：、85、89、90、94、95、1084/11iczS时： 84、87、89、90、10822cizS可取 108.zS为降速变速，取轴齿轮齿数为 22；4/11ic为升速变速，取轴齿轮齿数为 36。22ic于是得,86/221ic36/722ic得轴两联动齿轮的齿数分别为 22，72；得轴两齿轮齿数分别为 86，36。4.2.84.2.8 绘制变速系统图绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，

20、电动机等已知条件可有如下系统图：. . . . 10 / 235 动力设计5.1 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jn转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。确定主轴计算转速：主轴的计算转速为min/90r41. 131.5nn131213zminIV各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min

21、；60/30 只需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。4核算主轴转速误差min/5 .141730/6042/4236/36256/1261440rn实min/1400rn标%5%25. 1%1001400)14005 .1417(%100)(标标实nnn 所以合适。5.2 带轮的设计电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，. . . . 11 / 23确定计算功率 取1.1，则AK25K

22、W. 85 . 71 . 1PKPAca选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径,mmd1251mmid25403. 21251252 验算带速成10006011ndv 其中 -小带轮转速，r/min；1n-小带轮直径，mm；1d，合适。25, 5/42. 9100060144012514. 3smv4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则0a 055（）a2（）21dd 21dd 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 0a 带长021221004)()(22addddaLmm14054004)125254(

23、)254125(214. 340022查表取相近的基准长度，。dLmmLd1400 带传动实际中心距mmLLaad5 .3972005验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。120。合适。1204 .1613 .57180121add6确定带的根数. . . . 12 / 23LcakkpppZ)(00其中： -时传递功率的增量；0p1i-按小轮包角，查得的包角系数；k-长度系数；Lk 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。490. 095. 0)46. 019. 2(25. 8Z7计算带的紧力0F20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -带的传动功

24、率,KW；cap v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。NF7 .19342. 917. 0)95. 09 . 05 . 2(442. 925. 8500208计算作用在轴上的压轴力NZFFQ153024 .161sin7 .193422sin2105.3 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

25、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。5.3.1 确定各轴最小直径：1轴的直径：min/710,96. 011rn mmnd2971096. 05 . 7915 . 791442轴的直径：min/355,922. 099. 099. 098. 0212rn . . . . 13 / 23mmnd34355922. 05 . 7915 . 791443轴的直径：min/125,89. 099. 098. 0323rn mmnd4412589. 05 . 7915 . 791444主轴的直径：min/5 .31,85. 098. 098. 099. 0434rn mmnd615

26、 .3185. 05 . 7915 . 79144各轴间的中心距的确定：；)(16824)5628(2)(21mmmzzd；)(22525)7218(mmd；)(082.28042.15cos25)8622(mmdoV5.3.25.3.2 传动轴的校核传动轴的校核轴的校核：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NdTFmNnPTr7 .1535)10112/(862/286800/96. 05 . 71055. 9/1055. 9366最大挠度： mmEIblbF34349432222max1068.1101064301

27、02104810426446434267 .15354843;6 .39740643014. 364;101 . 24449mmdIIMPaEE轴的；材料弹性模量；式中；. . . . 14 / 23查1表 3-12 许用挠度； mmy12. 0403. 0。 所以合格,yYB轴、轴的校核同上。5.45.4 各变速组齿轮模数的确定和校核各变速组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a 传动组：分别计算各齿轮模数先计算 24 齿齿轮的模数：3221) 1(16338jmdnzNm其中: -公比 ； = 2；-电动机功率； = 7.5KW；dNdN-齿宽系数；m-齿轮传动许允应力;-计算齿轮计算转速。j

28、n ， 取= 600MPa,安全系数 S = 1。SKNlimlim 由应力循环次数选取9 . 0NKMPa54016009 . 0，取 S=1，。90. 0NK MPaMPaSKHN540160090. 01limmmm72. 371054022485 . 7) 12(163383221 取 m = 4mm。 按齿数 30 的计算，可取 m = 4mm；mmm13. 32 按齿数 36 的计算，, 可取 m = 4mm。mmm39. 33 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径：。mmdmmdmmdaaa96244120304144364321；.

29、. . . 15 / 23 轴上三联齿轮的直径分别为：mmdmmdmmdaaa192484168424144364321； b 传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。322) 1(16338jmdnzNm 按 22 齿数的齿轮计算：min/3558 . 2rnj， 可得 m = 4.8mm； 取 m = 5mm。 按 42 齿数的齿轮计算： 可得 m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为：mmdmmdbb21042511022521； 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：mmdmmdbb21042531062521； c 传动组： 取

30、m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为：mmdmmdcc3006059018521； 轴四上两齿轮的直径分别为：。；mmdmmdcc150305360725215.55.5 齿轮强度校核：齿轮强度校核：计算公式bmYYKTSaFaF125.5.15.5.1 校核校核 a a 传动组齿轮传动组齿轮校核齿数为 24 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min,mmNnPT566101 . 1710/25. 81055. 9/1055. 9. . . . 16 / 23确定动载系数：smdnv/57. 310006071096100060齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系

31、数05. 1vKmmmbm3248确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb42. 1321023. 0)6 . 01 (18. 012. 13,查机械设计得4)24/(32/hb27. 1FK确定齿间载荷分配系数:NdTFt229096101 . 1225由机械设计查得mNbFKtA/10056.713222900 . 11.2HFKK确定动载系数: 6 . 127. 12 . 105. 10 . 1HFvAKKKKK查表 10-5 65. 2FaY58. 1SaF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。 aFEMp5

32、40图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0NKaFMp3743 . 15409 . 0， 3 .8958. 165. 2374SaFaFYY 故合适。3 .896 .2843222906 . 1bmKFt5.5.25.5.2 校核校核 b b 传动组齿轮传动组齿轮校核齿数为 22 的即可，确定各项参数. . . . 17 / 23 P=8.25KW,n=355r/min,mmNnPT5661022. 2355/25. 81055. 9/1055. 9确定动载系数：smdnv/04. 2100060355110100060齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数0 . 1vKmmmb

33、m4058确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb42. 1401023. 0)6 . 01 (18. 012. 13,查机械设计得9 . 2)8 . 25/(40/hb27. 1FK确定齿间载荷分配系数:NdTFt40401101022. 2225由机械设计查得mNbFKtA/1001014040400 . 11 . 1HFKK确定动载系数: 397. 127. 11 . 10 . 10 . 1HFvAKKKKK查表 10-5 72. 2FaY57. 1SaF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。 aFEMp540

34、图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0NKaFMp3743 . 15409 . 0， 5 .8757. 172. 2374SaFaFYY 故合适。5 .872 .285404040397. 1bmKFt. . . . 18 / 235.5.35.5.3 校核校核 c c 传动组齿轮传动组齿轮校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,mmNnPT5661022. 2355/25. 81055. 9/1055. 9确定动载系数：smdnv/67. 110006035590100060齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数9 . 0vKmmmbm4

35、058确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb42. 1401023. 0)6 . 01 (18. 012. 13,查机械设计得2)45/(40/hb27. 1FK确定齿间载荷分配系数:NdTFt4930901022. 2225由机械设计查得mNbFKtA/1001234049300 . 11 . 1HFKK确定动载系数: 2573. 127. 11 . 19 . 00 . 1HFvAKKKKK查表 10-5 91. 2FaY53. 1SaF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。 aFEMp540图 10-18 查得

36、 ,S = 1.39 . 0NKaFMp3743 . 15409 . 0， 8453. 191. 2374SaFaFYY. . . . 19 / 23 故合适。8499.3054049302573. 1bmKFt齿轮的具体值见表表 5.1 齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数nmm分度圆直径d齿顶圆直径ad齿根圆直径fd齿顶高ah齿根高fh284112120102453541401481304556422423221445494196204186451859010077.556.25305150160137.556.25455225235212.556.25725360370347.556

37、.25605200210187.556.25455225235212.556.25225114.12124.5101.165.196.48725373.44383.82360.485.196.48365186.72197.1173.765.196.48865446.06456.44433.15.196.48. . . . 20 / 235.5.45.5.4 齿宽的确定齿宽的确定 由公式得：)105(mmmb轴主动轮齿轮；mmb3248轴主动轮齿轮；mmb4058轴主动轮齿轮；mmb40一般一对啮合齿轮，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，应主动轮比

38、从动轮齿宽大（510mm） 。所以：，mmbb3221mmbb2443，mmbbb40765mmbbb321098，。mmbb401211mmb3214136.6. 主轴最佳跨距的确定主轴最佳跨距的确定400mm 车床，P=7.5KW.6.16.1 选择轴颈直径选择轴颈直径, ,轴承型号和最佳跨距轴承型号和最佳跨距前轴颈应为 75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为1d12)9 . 07 . 0(ddmmd702NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度mma7516.26.2 求轴承刚度求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距NPT6769085. 09550

39、床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200,故半径为 0.1.mmm切削力 NFC67601 . 0676背向力 NFFCP338067605 . 05 . 0故总的作用力 NFFFCP755822次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 NF37792/先假设 mmlal225753, 3/. . . . 21 / 23前后支撑分别为BARRNlaFRNlalFRBA1260225753779250392257522537792根据9 . 19 . 08.01 . 0cos)(39. 3izlFddFKarrrv30, 2, 1,17, 8 .

40、10,8 . 81260,5039AABBaBaAvBvAziizlmmlNFNFNKNKBA11070cos1728 .10126039. 318090cos3028 . 8503939. 39 . 19 . 08 . 01 . 09 . 19 . 08 . 01 . 0658. 010075. 018091039. 2101 . 21039. 2046. 0085. 005. 0852/7010063. 111071809/6361134644aKEImImmdKKAeBA。mmlal225375, 3/0与原假设相符查线图6.36.3 各传动轴支承处轴承的选择各传动轴支承处轴承的选择 主

41、轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K轴 前支承：30207;后支承：30207轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207轴 前支承：30208;后支承：302087.7. 主轴刚度的校核主轴刚度的校核7.17.1 主轴图主轴图:. . . . 22 / 23前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承mmml687. 06875 .315 .12374332当量外径mmde56.808878104351007568054722268444444主轴刚度：由于5 . 05586. 056.80/45/eidd故根据式（10-8）mNaladdkAAies/3 .149107588775104556.8010310392124442444对于机床的刚度要求，取阻尼比035. 0当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时,8 .68,/46. 2mmNkcb取