CA6普通车床的主传动系统

1、甘肃機電職業技術學院毕业设计说明书课 题 CA6163普通车床主传动系统 系 部 机械工程系 专 业 计算机辅助设计与制造 学 号 G10130115 姓 名 李旭斌 指导教师 曹雅丽 朱书启 王琼 目录第一章 机床主要技术参数的确定 1 §11 机床的主参数 1 §12 主运动参数的确定 1一、 主轴极限转速的确定1二、 标准公比和标准转速数列 2 §13 主电动机的选择 3第二章 机床主传动系统的运动设计 4§21 确定转速图和传动系统图4 §22 传动方案的确定 5第三章 传动装置的总体设计6§31 各轴转速6 §32

2、 各轴功率6§33 各轴转矩6第四章 三角带传动计算8第五章 直齿圆柱齿轮传动的计算 12§51 轴齿轮的计算 12§52 轴齿轮的计算 14§53 轴齿轮的计算 17§54 轴齿轮的计算 19§55 齿轮齿宽及结构设计 22§56 齿轮的基本参数 23第六章 主传动中各轴的设计 24§61 轴的设计 24§62 轴的设计 29§63 轴的设计 32§64 轴的设计 34§65 轴的设计 37参考文献 46第一章机床主要技术参数的确定1-1.机床的主参数普通车床的主参数为床身

3、上工件的最大回转直径D。机床主参数系列通常是一个等比数列,其公比为1.26、1.41或1.58等。所设计普通车床的参数为630。1-2.主运动参数的确定对于主运动是回转运动且采用分级变速的普通车床,升降台铣床和立式钻床等通用机床,主运动参数：主轴极限转速（最高和最低转速）公比和转速级数。一 主轴极限转速的确定主轴极限转速,即主轴最高和最低转速和可按下式计算：=（） =（） 式中、典型工序的切削速度（） 、 与典型工序的、相应的最小和最大计算直径（mm）1. 、的确定由毕业设计说明书得最大切削速度=300,最小切削速度=610。2.、 的确定=0.5D=0.5×630=315 D主参数

4、,即最大工件回转直径（）=（0.20.25）=63将、 、代入、中得：=1516 取=1600=10.1 取=10二标准公比和标准转速数列1.普通车床“系列型谱”推荐普通型车床系列：=1.26或1.41。2. 主轴转速级数的确定主轴转速级数Z可按下式计算Z=+1式中主轴变速范围=公比。=160将=160 =1.26代入Z=+1=23.04 取Z=24机床主传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮,因此转速级数宜为2、3因子的乘积,即Z=·（m、n为整数）为宜。因为=1.26=（1.06）,根据机床课程设计指导书P13表2-6标准数列,由最小极限转速8,每隔5个数（1.26=1.06

5、）即可做公比为1.26的数列：8、10、12.5、16、20、25、31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。1-3.主电动机的选择电动机的选择,主要是选定其类型、功率和转速,当主电动机所需的额定功率确定后,应根据机床的工作环境（温度高低,灰尘多少,水土飞溅等情况）及起动性能等要求选定电动机的类型和额定转速。由毕业设计任务书所给参数得主运动电机功率为7.5,1450。根据机械设计课程设计手册P167表12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据：Y系列三相异步电动机是按照国际电工委员会（IEC）

6、标准设计的具有国际互换性的特点,其中Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,具有防止灰尘,铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点,B级绝缘,工作环境温度不超过+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,运输机,搅拌机,农业机械等。根据以上要求,选取Y132M-4型三相异步电动机质量80Kg,满载转速1440第二章机床主传动系统的运动设计2-1.确定转速图和传动系统图2-2.传动方案的确定解：i=2.3查-中，=1.26= =1.58= =2=查表金属切削机床（下）P78表10-3的=8

7、6.=1.26 找出 =38 =48=1.58 =33 =53=2 =29 =57-轴 =1.25,取1.26,=2.5,取2.51. =77=1.26 找出 =34 =43=2.51 =22 =55-轴 =1 =4. 取=100=1 找出 =50 =50=4 =20 =80-轴 =4 =4 取=100=4 找出 =20 =80=4 =20 =80第三章传动装置总体设计计算传动专职的运动和动力参数1. 各轴转速= =2.3= =1.26= =1.26= =1= =4上式中为电动机满载转速,、为、的转速2. 各轴功率由机械设计课程设计手册P5表1-7查得,带=0.96, 轴承=0.99, 离合器

8、=0.9, 齿轮=0.99。= =7.5×0.96×0.9×0.99=6.29=6.29×0.98×0.99=6.10=6.10×0.98×0.99=5.98=5.98×0.99=5.80=5.80×0.99×0.99×0.9=5.13. 各轴转矩=9.55×10×=4.94×10N·m=9.55×10××0.96×0.99×0.9×2.3=9.523×10N·m=9

9、.523×10×1.26×0.98×0.99=1.164×10Nm=1.164×10×1.26×0.99×0.99=1.423×10Nm=1.423×10×1×0.98×0.99=1.38×10Nm=1.38×10×4×0.98×0.99×0.99=5.47×10Nm 轴电动机轴轴轴轴轴各轴最高转速()14506305004004001600功率（）7.56.296.105.985.80

10、5.12转矩（Nm）4.94×109.523×101.164×101.423×101.38×104.87×10 效率0.8380.970.980.970.87第四章. 三角带传动计算1.三角胶带传动的设计原则带传动在工作时由两种失效形式：一是由于载荷超过某一极限值时,因带和带轮间的摩擦力不足,而在拖动从动轮时引起了传动带在带轮上“打滑”,此时从动轮停止转动,滑动系数明显加大,传动带磨损加剧,发热增加,寿命急剧下降,甚至造成无法正常工作,二是传动带的“疲劳破坏”。传动带在工作中主要承受弯曲应力和拉应力,而且拉应力在紧边和松边是不同的,当

11、传动带在两个轮上绕转时,弯曲应力和拉应力就发生周期性的变化,在这种交变应力的作用下,经过一段时间后,传动带将发生疲劳断裂现象而不能正常工作。2.三角胶带传动的设计原则三角胶带传动的设计原则就是在保证带传动“不打滑”的前提下能够传递最大的功率,同时又使传动带具有足够的使用寿命,即有一定的疲劳强度。3.三角胶带传动的计算已知电动机额定功率=7.5,转速=1450。确定计算功率查表6-8查得=1.1 由式得=1.1×7.5=8.25速取普通V带型号根据=8.25 =1450由图6-7选用A型普通V带。确定两带轮的基准直径、根据表6-2选取标准值=106大带轮基准直径为=2.3×1

12、06=243.8=244按表6-2选取标准值=250 则实际传动比=2.36=614.4从动轮的转速误差率为×100=2.48在±5内为允许值。验算带速=8.5带速在525范围内。确定带的基准长度和世纪中心距a初定中心距 0.7(+)2(+) 0.7(106+250)2(106+250) 249.2712取=500由表(6-14)得 =2+(+)+ =2×500+×356+ =1000+558.92+10.368=1569.288由表6-3选取基准长度=1600由表6-15得实际中心距为+=500+=515.36取=515考虑安装：调整和补偿张紧力的需要

13、,中心距有一定调节范围。中心距的变动范围为=0.015=5150.015×1600=491=+0.03=515+0.03×1600=563检验（小带轮包角）由表（6-16）得 =180°=180°×57.3°=163.98°120° 合适确定V带的级数Z由公式（6-17）得 Z= 根据=106 =1450 查表6-5,用线性插值得 =1.47由表6-6查得功率增量 =0.171由表6-3查得带长度休止系数 =0.99由表6-7查得包角系数为 =0.956Z=5.31圆整的Z=5根。求单根V带的初拉力及带轮轴上的压力

14、由表6-1查得A型普通V带的每米长质量=0.1.根据式6-18的单根,V带的初拉力为：=+ = =163.98N由式6-19可得作用在带轴轮上的压力为：=1623.8N带轮结构设计,查机械设计基础P61表6-4得第五章.直齿圆柱齿轮传动的计算直齿圆柱齿轮传动强度计算的原则.机床变速箱中的齿轮,不必都作强度计算,对于一个变速组的齿轮,一般材料是相同的,此时可选取一个承载最大,齿数最少.齿宽最小的齿轮来进行接触和弯曲疲劳强度计算,而其余的齿轮选取与该齿轮相同的模数。如果同一个变速组中的齿轮材料和模数不同,或者齿数最少,宽度最小的齿轮传递的不是满载功率（全功率）,此时则需选取两个或两个以上的齿轮进行

15、计算。一般来说,对高速运转的齿轮以考虑接触强度为主,对低速运转的齿轮,多数考虑弯曲强度。对硬齿面和软齿芯的渗碳淬火齿轮.必须验算齿轮的弯曲强度。51.轴齿轮的计算齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢钢制,硬度为217255HBS,大齿轮选用45钢正火硬度为170210HBS,因为金属切削机床的传动,由表7-7选择6级精度单向传动,载荷平稳,使用寿命10年,单班制作。按方面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮,可启用式=求出值,确定参数。 转矩由上式得：= 载荷系数及材料的弹性系数查表7-10取=1.4 查表7-11取=189.8 齿数=38,则大齿轮齿数=48.因多级齿轮传动为不对称布置,而齿轮

16、面又为软齿面,故由表7-14选取=1 许用接触应力由图7-25查得=580 =540= 由图7-24查得=0.9(允许有一点点蚀)=0.92由表7-9查得=1由式7-15得=522 =496.8=76.14由表7-2取标准模数主要尺寸计算=95=120 =107.5按齿根弯曲疲劳强度校核由式7-21求出如则校核合格确定有关系数的参数 齿形系数由表7-12查得=2.52 =2.41 应力修正系数由表7-13查得=1.635 =1.67 许用弯曲应力由图7-26查得=220 =200由表7-9查得=1.3由图7-23查得=0.9由式7-16得=152.3 =138.46故=49.70 =48.54

17、齿根弯曲疲劳强度校核合格验算齿轮的圆周速度=由表7-7可知选取6级精度是合适的。52轴齿轮的计算齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢钢制,硬度为217255HBS,大齿轮选用45钢正火硬度为170210HBS,因为金属切削机床的传动,由表7-7选择6级精度单向传动,载荷平稳,使用寿命10年,单班制作。按方面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮,可启用式=求出值,确定参数。 转矩由上式得：=Nm 载荷系数及材料的弹性系数查表7-10取=1.4 查表7-11取=189.8 齿数=34,则大齿轮齿数=43.因多级齿轮传动为不对称布置,而齿轮面又为软齿面,故由表7-14选取=1 许用接触应力由图7-25

18、查得=580 =540= 由图7-24查得=0.88(允许有一点点蚀)=0.9由表7-9查得=1由式7-15得=510.4 =486=82.65由表7-2取标准模数主要尺寸计算=85=107.5 =96.25按齿根弯曲疲劳强度校核由式7-21求出如则校核合格确定有关系数的参数 齿形系数由表7-12查得=2.49 =2.39 应力修正系数由表7-13查得=1.645 =1.68许用弯曲应力由图7-26查得=220 =200由表7-9查得=1.3由图7-23查得=0.9由式7-16得=152.3 =138.46故=75.56 =74.07齿根弯曲疲劳强度校核合格验算齿轮的圆周速度=由表7-7可知选

19、取6级精度是合适的。5-3.-轴齿轮传动齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为217255HBS，大齿轮选用45钢正火，硬度为169217HBS。因为是金属切削机床的传动，由表7-7选择6级精度，单向运转，载荷平稳，使用寿命10年，单班制工作。按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式求出d值，确定有关参数和系数。转矩T由上式得 T=载荷系数及材料的弹性系数查表7-10， 取=1.6 查表7-11取= 齿数=50,则大齿轮齿数=50,因多级齿轮转动为不对称布置，而齿轮面又为软齿面，故由表7-14，选取 许用接触应力由图7-25查得=560 =500 由图7-24查得 由表7-

20、9查得由式7-15可得=故 查表7-2标准模数主要尺寸计算按齿根弯曲疲劳强度校核由式7-21求出如则校核合格确定有关系数的参数 齿形系数由表7-12查得 由表7-12查得 应力修正系数由表7-13查得 许用弯曲应力由图7-26查得 由表7-9查得由图7-23查得由式7-16得 故 齿根弯曲疲劳强度校核合格。验算齿轮的的圆周速度由表7-7可知选取6级精度是合适的。54.V轴齿轮传动选择齿轮材料级精度等级 小齿轮选用45钢调质，硬度为217255HBS，大齿轮选用45钢正火硬度为169217HBS，因为是金属切削机床传动查表7-7 选择6级精度单向运载，载荷平稳，使用寿命10年，单班制工作。2 齿

21、轮面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质出轮，可应用式求出d值，确定有关系数。 转矩 载荷系数K及材料的弹性系数和查表7-10取查表7-11取 齿数和齿宽系数。取小齿轮的齿数则大齿轮齿数因多级齿轮为不对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故由表7-12选取。许用接触接触应力。由图7-25查得 由图7-24查得 （允许有一点点蚀）由式（7-15）可得 由表7-9查得故查机械设计表7-2标准模数mm。(3)主要尺寸计算mmmm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核由式求出 如 则校核合格确定有关系数和参数 齿形系数由表 7-12 查得 应从修正系数由表 7-13 查得 许用弯曲应力由图 7-26 查得 由表7-9查

22、得由图7-23查得由式7-16得 故 齿根弯曲疲劳强度校核合格验算齿轮的圆周速度 V=由表7-7可知选6级精度是合适的55.齿轮齿宽及结构设计 I轴主动轮齿轮： II轴主动轮齿轮： III轴主动轮齿轮： IV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间错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮的载荷，设计上，应使用主动轮比从动轮齿宽大（510）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、分度直径等。而齿圆、齿幅等结构形式尺寸大小，通常都由结构设计而定，当齿顶直径可以做成实心式结构的齿轮当时，可做成腹板式结构，再考虑加工问题，决定把 16，18做成腹板

23、式结构，其他做成实心结构，根据机械设计图7-45 5-6齿轮的基本参数序号齿数z模数m分度圆d齿顶圆d齿根圆d齿根高h齿顶高h中心距a1382.59510088.752.53.125107.52482.5120125113.752.53.1253332.582.587.576.252.53.1254532.5132.5137.5126.252.53.1255292.572.577.566.252.53.1256572.5142.5147.5136.252.53.1257342.5859078.752.53.12596.258432.5107.5112.5101.252.53.1259222.5

24、556048.752.53.12510552.5137.5142.5131.252.53.12511502.5125130118.752.53.12512512502.5125130118.752.53.12513202.5505543.752.53.12514802.5200205193.752.53.12515204808870452001680432032831045178043203283104518204803287045第六章主传动中各轴的设计6-1.轴的设计选择各轴的材料因无特殊要求，故选45钢定义。查表11-1得，.取估算轴的最小直径 因最小直径与带轮相连接，故有一键槽，可将其

25、轴径最大5%，即 根据机械设计课程设计手册P55选花键轴，取其标准直径为 花键轴为轴的结构设计第一阶梯轴为第二阶梯轴与轴承配合，所以查机械设计课程设计手册P65 2尺寸系列得 滚动轴承（6207） 第三阶梯轴的直径为花键轴，与多片式离合器配合。所以查机械设计课程设计手册P55选取 花键轴为第四阶梯轴与轴承配合，所以与第二阶梯轴相同 滚动轴承（6207） 最小轴径刚度的验算因为最小直径为花键轴 查工程力学式（7-7）得- 危险截面的扭矩 =9.55×10 =9.523×10N·m-危险截面的抗扭截面模量-许用应力 查机械设计表11-1得=3040MP-惯性矩 查机床

26、课程设计指导书P79得 =39606.56 =23829.04 MP所以最小轴端能达到要求。校验合格花键齿侧压溃应力的验算 花键传送的最大扭矩 花键的大径和小径 花键的工作长度 花键齿数 载荷分布不均系数 。挤压应力和许用挤压应力 合格轴承的验算基本参数，滚动的轴承（6207） （1）滚动轴承的寿命计算公式=常数滚动轴承的基本额定寿命（简称寿命）与承受的在和有关式中，互为轴承的寿命指数，对于球轴承，对于滚动轴承 根据基本额定载荷的定义，为为轴承的基本额定寿命 时。它所受的载荷将代入式的常数实际计算中，常用小时数表示轴承寿命，考虑到轴承工作温度的影响，上式可改为 式中，轴承基本额定寿命， 轴承转

27、速 轴承寿命指数， 基本额定动载荷N， 所需的轴承的基本额定动载荷N， 动量载荷N， 轴承的预期使用寿命h查机械设计P221表12-10的2000030000 温度系数，查机械设计P221表129得 。 查机械设计P222式(129)得 载荷数，查机械设计P222表1211得 轴承所受的径向载荷N, 轴承所受的轴向载荷N, X、Y径向载荷系数和轴向载荷系数，由于是深沟球轴承， 只受径向力 =9.523×10N·m 是最小齿轮的直径 压力角 =3.17×10×0.36=1.14×10 取X=1 Y=0=1.4×1.14×10=

28、1.596×10由上式得 =109128.3=1.1×10>深沟球轴承能够达到要求，合格。多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床机构确定离合器的尺寸内、外摩擦片的径的尺寸，并尽可能采用现有标准，然后选择摩擦片材料（同时也确定了摩擦系数和许用压强），确定轴向压紧力的大小，最后根据传递的扭矩，确定摩擦总数。摩擦面对数由下列公式得 查机床课程设计指导书 式中 多片式摩擦离合器的传递扭矩 安全系数 一般取1.31.4 查机械设计得1.4 摩擦片之间的摩擦系数 由机床课程设计指导书查P88表5-31得=0.3 摩擦片的平均直径 内片的外径 外片的内径 内、外

29、摩擦片的接触宽度 = 许用压强 基本许用压强.由表5-31查得0.20.3 速度修正系数.由表5-32查取=1 主动摩擦片的修正系数.由表5-33查取=0.91 每小时结合次数的修正系数.由表5-34查取=1摩擦片总数为片，一般2530.片数过多，则动作不灵活。 外片的内径 （26）=42内片的外径 (1.252) =76内片的内径 =38将数值代入、中得 =57=17将数值代入中得因为摩擦片总数为片，所以为186-2轴设计选择轴的材料因为是特殊要求应选45钢调质，查表11-1得，取。因计算轴的最小直径因为轴的直径是与轴承相配合，而轴承是标准件，所以由轴承的内径来确定轴的直径，由机械设计课程设

30、计手册P75表6-7的02尺寸系列得：。圆锥滚子轴承（30206） 第一阶梯轴的直径为花键轴，与齿轮接触，相互运动，查机械设计课程设计手册P55得，花键为第二阶梯轴与轴承配合：最小轴的验算 查工程力学P141表7-7得（惯性矩;因为是实用轴） 许用剪应力，查机械设计P196查11-1得3040 轴最小直径能达到要求。花键轴齿测压溃应力的计算因为花键轴上有运动物体，所以要按照动联求校核检验。 所以齿面径过整处理，查机床课程设计指导书P81表5-24得 花键轴能达到要求，合格。轴承的寿命验算1 确定轴承的额定寿命机械设计P221表12-7 温度系数 由表12-9得，取1.00N 一 轴承转速 一

31、轴承的预期使用寿命，由机械设计表12-10得2000030000。因为是圆锥滚子轴承，所以既有轴向力，又有径向力由表 （8-5） 机械设计P139 由表12-12 查的 一轴承寿命指数对于滚子轴承转数500C一基本额定动载荷N,查机械设计课程手册表6-7得C=43.2KNP=载荷系数 表12-11得由上式 圆锥滚子轴承符合要求，校验合格。6-3.轴设计选择轴的材料因要与之配合传动，故选45钢质查表11-1得，取A=108估计轴的最小直径 因为轴直径是与轴承相配合，而轴承是标准件，所以由轴承的内径未确定轴的直径由机械设计课程设计手册表6-7得02尺寸系列得滚子轴承6208 D=80mm 验算最小

32、轴径的刚度查工程力学或7-7得T一轴的扭矩，上式得T=惯性矩，因为是实心轴一许应力X,查机械设计表11-1得30-40由于与相差较大，所以取得= 能达到要求 选取轴承为6206 D=62 B=16阶梯轴和齿轮之间用平键连接，选取平键查机械设计课程手册P53查4-1得10×8平键的验算 平键的剪切强度验算机械设计基础P81由公式为剪力为轴的传递扭矩，D为轴的直径，b为键的宽度，L为键的长度，一般取 许用剪应力870，机械设计基础P82表6-2得能达到要求。 平键的挤压强度验算由公式为键的外露高度因为，所以挤压强度足够。轴承的校核由上式选得轴承为6202由公式 机械设计课程手册P221式

33、12-7转速基本额定载荷， N机械设计课程手册P65= 载荷系数 表12-11得温度系数 机械设计P221表12-9得 式12-9因为只受径向力，所以查表12-12得 由 得F= 代入式中得 所以轴承的基本额定寿命足够。6-4.轴的设计选择轴的材料因为是金属切削机床，所以选45钢质。查表11-1得取估算轴的最小直径 校验最小轴径的刚度 由公式 查工程力学或7-7得 轴的转矩 危险截面的抗扭截面模量 =0.2 当=40时 =10.78 当=30时 =25.56因为最小轴端与轴承配合，所以根据机械课程设计手册P75查得 轴承参数为：30208 D=80 C=16 B=18 (根据花键轴选取) 花键

34、轴侧面溃应力的验算 由公式 查机床课程设计指导书P80 花键传送的最大扭矩 花键的大径和小径 花键的工作长度 花键齿数 载荷分布不均系数 。 许用压强 所以齿面径过整处理，查机床课程设计指导书P81表5-24得所以溃应力足够轴承的验算 由公式 机械设计P221表12-7 温度系数由表12-9得，取1.00 一 轴承转速 一 轴承的预期使用寿命，由机械设计表12-10得2000030000。因为是圆锥滚子轴承，所以既有轴向力，又有径向力由表 （8-5） 机械设计P139 由表12-12 查的 一 轴承寿命指数对于滚子轴承 转数400C一 基本额定动载荷N,查机械设计课程手册表6-7得C=63KN

35、 载荷系数 表12-11得X、Y 轴向、径向载荷系数 X=1P=1.4×4.32×10=0.5×10 滚动轴承的寿命足够6-5.轴的设计主轴主要结构参数的确定机械制造装备设计P146表3-1 主轴的主要结构参数有主轴前、后轴颈直径和，以及主轴内径、主轴前端悬伸量和主轴主要支承间的跨距。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴刚度。 （1）主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，车床和铣床后轴颈的直径（0.70.85）。 （2）主轴内孔直径的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。例如，车床主轴内孔用来通过棒料或安装夹紧机构;铣床主

36、轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆等。为保证主轴刚度，卧式车床的主轴孔径通常不小于主轴平均直径的55%60%；铣床主轴孔径可比刀具拉杆直径大510mm。 （3）主轴前端悬伸量的确定 主轴前端悬伸量是指主轴前端面到前轴承径向反力作用中心（或前径向支承中心）的距离。它主要取决于主轴前端部的结构、前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。主轴前轴颈的直径 （4）主轴主要支承间跨距的确定 合理确定主轴主要支承间跨距，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但

37、因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了。但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此，存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般取=(23.5)。但是在实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距往往大于上述最佳跨距。根据上面所叙述的要求，以及前面所算出的功率=5.1KW查出车床主轴前轴颈的直径=70105 则最小轴径为（0.70.85）。 =4990所以选取=50估算主轴的内孔直径 根据公式 查工程力学或7-7得 轴的转矩 危险截

38、面的抗扭截面模量 惯性矩 许用剪应力 查机械设计P196表11-1得3040 根据机床课程设计手册P101表6-15得主轴部件刚度的分析 主轴部件受外力作用时，主轴及其支承都会发生弹性变形，使主轴前端部发生位移，所以主轴部件的刚度是由主轴本身的刚度及其支承的刚度所决定的。为使于分析，先假设支承为刚性体，而主轴为弹性体，它在外力作用下产生弯曲变形，其前端的挠度为 式中 主轴材料的弹性模量 主轴截面的平均惯性矩，对于外径为，内孔直径为的空心主轴， 对于实心主轴， 主轴前端的悬伸长度 主轴两支承间的跨距再假设主轴为刚性体，而前、后支承为弹性体，它们在外力作用下分别产生弹性变形,为使主轴端产生挠度 由

39、于轴承的变化不大，可近似的认为轴承的变形与作用力成线性关系 式中 分别为前后支承的刚度 分别为前后支承的支承力因 故 将式代入式中 可得 事实上，由于主轴受力时主轴本身及其支承都发生变形，故主轴端部的总挠度为： 上式中的第一项是主轴前端悬伸部分变形结果 第二项是支承跨距为的两支点两梁变形的结果 第三、四项分别为前后支承变形的结果由上式可知，影响主轴部件刚度的主要因素是主轴的结构尺寸和前后支承的刚度，现进一步分析其影响： 平均直径：平均直径对刚度的影响极大，因为主轴惯性矩，如增大主轴直径，主轴本身的变形将于的四次方成反比的减小；另一方面，轴承刚度也随着直径增大而提高，故支承变形所引起的主轴前端位移也相应的减小。 内孔直径：对于空心主轴，其惯性矩，增大时，减小，主轴变形加大。但当与的比值在一定的范围内时，其影响并不显著。空心主轴与实心主轴惯性矩的比值为： 由图A表示空心主轴惯性矩与内孔直径的关系。由图可知，当时，所以对主轴的影响很大。 悬伸长度：由式可知，悬伸长度增加时，主轴端位移以二次或三次方的关系增大，所以对刚度影响很大。 支承跨距：由式、可知，支承跨距对刚度的影响比较复杂。