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常州 工学院 CM6132 精密 普通 车床 主轴 变速箱 设计 机械

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设计说明书CM6132型精密普通车床主轴变速箱设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘要主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择各种主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机。Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design,The design of the series to start primarily by machine,In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts,Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the projectthe structure turn , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks.This highlights the structural design requirements,under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design,Development of institutional and structural net,Streamlining of the machine tool sector,Strive to reduce production costs,No choice of materials resulting in high strength waste.【Keywords】lather, Main drive system,Structure , Electric motor. 目录摘要21 绪论52. 主动参数的拟定62.1主电动机的选择62.2转速图的拟定72.3确定变速组及各变速组中变速副的数目72.4结构式基本组和扩大组的拟定82.5结构网的拟定和结构式92.6各变速组的变速范围及极限传动比102.7确定各轴的转速112.8绘制转速图122.9绘制传动系统图132.10确定各变速组变速副齿数133 传动件的设计143.1 带传动设计143.1.1计算设计功率Pd143.1.2选择带型143.1.3确定带轮的基准直径并验证带速153.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角163.1.5确定带的根数z173.1.6确定带轮的结构和尺寸173.1.7确定带的张紧装置173.1.8计算压轴力173.2传动轴的直径估算193.3确定各轴转速193.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径203.5键的选择、传动轴、键的校核214 各变速组齿轮模数的确定和校核235 齿轮校验265.1校核a组齿轮265.2 校核b组齿轮286 主轴组件设计306.1主轴的基本尺寸确定306.1.1外径尺寸D306.1.2主轴孔径d306.1.3主轴悬伸量a326.1.4支撑跨距L326.1.5主轴最佳跨距的确定326.2主轴刚度验算346.3各轴轴承的选用的型号36小 结37参考文献381 绪论机床主传动系统因机床的类型、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。本文设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，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，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。本文从开始到结束的流程如下：1） 查阅资料，拟定计划；2） 拟定传动结构，绘制草图；4） 设计传动件和零件；5） 校核零件、组件；6） 绘图，编写论文说明书。2. 主动参数的拟定2.1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。现以确定粗车是的切削用量为设计：确定背吃刀量和进给量f， 取3mm，f取0.2。确定切削速度，取V=1.7。机床功率的计算，主切削力的计算 ：主切削力的计算公式及有关参数：F=9.81 =9.8127030.920.95 =1038（N）切削功率的计算 =10381.7=1.8（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=2.3(kW)根据Y系列三相异步电动机的技术数据,Y系列三相异步电动机为一般用途全封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内部的特点，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。根据以上计算，为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y100L2-4,其技术参数见下表3-1.表3-1 Y100L2-4型电动机技术数据电动机型号额定功率/KW满载转速/rmp额定转矩/N.m最大转矩/N.mY100L2-4314402.22.3至此，可得到下表3-2中的车床参数。 表3-2 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z32020004031.26182.2转速图的拟定拟定变速方案，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。2.3确定变速组及各变速组中变速副的数目机床主参数：机床的主轴转速范围为251250转/分，转速级数Z=18，公比=1.26，电动机的转速=1430转/分。级数为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。即由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2n3m.对于18级传动，其结构式可为以下三种形式：18=332；18=323；18=233；在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：18=332。从轴I到轴II有三队齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有三对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度，故从轴I到轴III可得到33=9种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可得到332=18种不同的传动转速。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 ；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。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。2.4结构式基本组和扩大组的拟定 （1）绘制常规的转速图时，要注意，为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：a：最小传动比Imin=1/4;b：最小传动比Imax=2(斜齿轮 ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=160mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=163.89o，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2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。3.3确定各轴转速 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，主轴即轴的计算转速为取=125r/min;各变速轴的计算转速： 如前所示主轴计算转速至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率其他传动件的计算转速就是其传递全部功率是的最低转速。 轴的计算转速可从主轴125r/min按变速副找上去，轴的计算转速=160r/min; 轴的计算转速为400r/min;轴的计算转速为800r/min;所以各轴计算转速如下：轴序号计算转速1440800400160125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。 变速组c中，18/71, 计算Z=18（轴上）的齿轮，计算转速为125r/min; 变速组b计算z = 22（轴上）的齿轮，计算转速为400r/min; 变速组a应计算z = 24（轴上）的齿轮，计算转速为800r/in;核算主轴转速误差 所以合适。3.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 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：取取整为36mm. 轴的直径：取取整为40mm 轴的直径：取 取整为55mm轴的直径：取 取整为70mm 其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到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：，和在后文给定，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列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。3.5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。7.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。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。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：4 各变速组齿轮模数的确定和校核 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 = 0.9611=10.56KW； -齿宽系数=；由机械设计基础可得。 -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， 所以根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为5 。齿轮弯曲疲劳强度： 其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW； -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2.32于是变速组a的齿轮模数取m = 2.5，b =20mm。、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数22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 = 0.9223=2.766KW； -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2.5。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9223=2.766KW； -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3mm 。所以 轴上主动轮齿轮的直径：、标准齿轮参数：1)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 ； 2)圆柱齿轮齿顶圆直径 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ；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362.5909583.752.5222.5556058.752.5262.5657068.752.5322.5808573.752.5172.542.547.536.252.5422.510511098.752.5382.59511088.752.5302.5758068.752.5342.5859078.752.5342.5859078.752.5302.5758068.752.5382.59511088.752.5272.5155160148.752.5632.510010593.752.515173515743.5316583174180166.535 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。齿轮强度校核 计算公式：弯曲疲劳强度; 触疲劳强度5.1校核a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=800r/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。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=11.25； , 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。5.2 校核b组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数,n=400r/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 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。6.1主轴的基本尺寸确定6.1.1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。320mm车床，P=3KW查机械制造装备设计表3-13，前轴颈应,初选,后轴颈取,6.1.2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惯性矩成正比，即：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见当时，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。6.1.3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轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度。6.1.4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。6.1.5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160mm,则半径为0.08. 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：6.2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