第10章-7-1 主轴组件的计算
主轴组件的计算资料重点
主轴组件的计算资料重点关键信息项：1、主轴类型2、主轴材料3、主轴尺寸参数4、载荷分析方法5、强度计算方式6、刚度计算方式7、精度要求8、转速范围9、发热与冷却措施10、装配与安装要求1、引言本协议旨在明确主轴组件计算资料的重点内容，为相关设计和分析工作提供准确、全面的指导。
11 协议的目的确保主轴组件的设计和计算符合特定的性能要求和工程标准。
111 适用范围适用于各类机械设备中的主轴组件计算。
2、主轴类型详细阐述不同类型的主轴，如圆柱形主轴、圆锥形主轴等，并说明其特点和适用场景。
21 按结构分类介绍不同结构形式的主轴，如实心主轴、空心主轴等。
211 按用途分类区分用于车床、铣床、磨床等不同机床的主轴特点。
3、主轴材料列举常用的主轴材料，包括其性能特点、优缺点。
31 钢材如 45 钢、40Cr 等的特性和适用情况。
311 合金材料如高速钢、硬质合金等在主轴中的应用。
4、主轴尺寸参数明确主轴直径、长度、轴肩尺寸等关键参数的确定方法。
41 直径计算基于承载能力和转速要求的计算方法。
411 长度确定考虑安装空间、传动部件布局等因素。
5、载荷分析方法介绍如何准确分析作用在主轴上的各种载荷，包括径向载荷、轴向载荷等。
51 静载荷分析计算静态工作条件下的载荷大小。
511 动载荷分析考虑运动过程中的冲击、振动等动态因素。
6、强度计算方式阐述主轴强度计算的理论和方法。
61 弯曲强度计算给出具体的计算公式和参数选取原则。
611 扭转强度计算说明相关计算要点。
7、刚度计算方式解释主轴刚度的计算思路和重要性。
71 径向刚度计算分析影响径向刚度的因素。
711 轴向刚度计算介绍轴向刚度的计算方法。
8、精度要求规定主轴的几何精度、位置精度等要求。
81 跳动公差明确径向跳动、轴向跳动的允许值。
811 配合公差说明主轴与相关部件配合的精度要求。
9、转速范围确定主轴的工作转速范围及其对设计的影响。
91 最高转速限制考虑材料强度、动平衡等因素。
主轴组件的计算资料重点
图和零件图等。
一、主轴结构参数的选择
主轴的结构参数主要包括：
➢主轴的平均直径D(或前轴颈直径D1 ) ➢内孔直径d（对空心主轴） ➢前端的悬伸量a ➢主轴的支承跨距L
步骤
➢确定前轴颈直径D1 ➢确定内径d和主轴前端的悬伸量a ➢根据D、a 和主轴前支承的刚度确定支
后轴颈的直径 D2
➢车床和铣床主轴后轴颈的直径D2可根据前轴 颈直径D，按下列经验公式来定：
➢ D2 ≈（0.7～0.8）D1
也可按下式计算
➢D1 ≈（1.1～1.15）D ➢D2 ≈（0.85+0.9）D ➢D为平均直径
2．主轴内孔直径的选择
➢主轴内孔作用： 1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、
第七节 主轴组件的设计计算
2020/10/5
1
设计内容
➢结构设计 ➢主要尺寸的计算
设计步骤
➢l）搜集和分析资料：国内外同类机床 主轴组件的图纸，有关轴承资料等。
➢2）初选结构参数：主轴直径D、内径d 悬伸量a和支承跨距L等。
➢3）初步确定主轴组件的布局：轴承配 置型式、传动件的布置等。
➢4）绘制结构草图，并根据结构上的要 求对布局和参数进行修改。
孔d对主轴的刚度降低的影响很小
➢当d/D=0.7时，刚度降低约25％
➢因此，为了不致于过分地削弱主轴刚度， 一般应使d/D＜0.7
➢还应考虑主轴后轴颈处壁厚是否足够
推荐值
➢普通车床d/D（或d/ D1) ＝0.55～0.6 d1为前轴颈处内孔直径；
➢转塔车床和自动半自动车床，d/D = 0.6～ 0.65；
➢6）分析是否要增设中间支承。现主轴实际
各部件的参数计算过程
P 工作机=FV/1000=2800×2/1000=5.6(KW)n 工作机=60×1000V/πD=60×1000×2/3.14×450=84.92(r/min)η总=η链×η齿×η卷筒×η轴承=0.92×0.98×0.96×0.993=0.859P 电需= P 工作机/η总=5.6/0.859=6.52(KW)P 电机应＞P 电需 查表得 P 电机=7.5KW n 电机=960(r/min)η总= n 电机/ n 工作机=960/84.92=11.3取i 链=3.611.3=3.6×i 齿 i 齿=3.2P 工= P 电需×η齿=6.52×0.98=6.39(KW)n 工= n 电机/ i 齿=960/3.2=300(r/min)T 工=9.55×106×P 工/ n 工=9.55×106×6.39/300=203415(N.MM)解:1.选择齿轮精度等级,材料及齿数1) 链式选用滚子链2) 因载荷平衡传递功率较小,可采用软齿面齿轮,小齿轮选用45#钢,调质处理,大齿轮选用45#钢,正火处理,参考表10-1,取小齿轮硬度为217~255HBS;大齿轮硬轮为162~217HBS,计算后,取小齿轮硬度为240HBS;大齿轮硬度为190HBS3) 选小齿轮齿数Z 1=24,则Z2=I ×Z 1=3.2×24=77所以选大齿轮齿数为772.按齿面接触强度设计由设计公式d 1t ≥2.32×[]⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛H ±⨯⨯σ2113Z u u d T Kt φ1) 确定公式内的各计算数值①试选载荷系数kt=1.3②小齿轮传递转矩T 2=203415(N.MM)③因为是单级传动齿轮,齿轮为对称布置,取齿宽系数φd=1④查表得材料的弹性影响系数Z Z =189.8MPa.k⑤δHlim2=400MPa⑥计算应力循环次数N 1=60n 1 Lh=60×960×1×16×356×6=2.03×109N2=n1/ i 齿=2.03×109/3.2=6.3×108⑦由按疲劳寿命系数曲线查表得KHN1=0.90 KHN2=0.95⑧计算按接触疲劳许用应力(取安全系数S=1)［δH ］1=KHN 1×δHN lim1/S=0.90×625=563MPa［δH ］2=KH1N 2×δHN lim2/S=0.95×550=523MPa2) 计算①计算小齿轮分度圆直径d 1t 代入［δH ］中较小值d 1t ≥2.32[]⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛H ±⨯⨯σ2113Z u u d T Kt φ=82.95mm②计算圆周速度VV=πd 1tn 1/60×1000=3.14×82.95×960/60×1000=4.2m/s③计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=d1t/z1=82.95/24=3.46mm齿高h=2.25mt=2.25×3.46=7.79mmb/h=82.95/7.79=10.655.计算载荷系数根据V=4.2m/s ＞精度,查动载荷系数KV=1.18 直齿轮,假设KAFt/b ＜100N/mm由表查得KHd=KF2=1.1 KA=1.25查7级精度,小齿轮相对支承对称布置,得KH β=1.12+0.18φd 2+0.23×10-3b=1.3+20.486×10-3=1.32由b/h=10.65, KH β=1.32 查表得KF β=1.28故载荷系数K=KA ×KV ×KH α×KH β=1.25×1.18×1.1×1.32=2.142 按实际的载荷系数所算的分度圆直径d1=d1t 3kt K =97.5mm 计算模数m=d 1/z 1=97.5/24=4.063.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m ≥32112])/[(dZ KT F YfaYsa φδ1) 确定公式内的各计算数值①查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFZ1=360 大齿轮的弯曲疲劳强度极限δFZ2=320 ②查图得弯曲疲劳寿命系数 KFN 1=0.85 KFN 2=0.88③计算弯曲疲劳许应力(取弯曲疲劳安全系数δ=1.4)［δF ］1=KFN 1×δFZ 1/S=0.85×360/1.4=218.57MPa［δF ］2=KF1N 2×δFZ 2/S=0.88×320/1.4=201.14MPa④计算载荷系数KK=KA ×KV ×KH α×KH β=1.25×1.18×1.1×1.35=2.19⑤查齿形系数YS a1=2.65 YS a2=2.13⑥查取应力校正系数YS a1=1.58 YS a2=1.84⑦计算大小齿轮得Y Fa ×Y Sa /［δF ］并加以比较Y Fa1×Y Sa1/［δF ］1=2.65×1.58/218.57=0.0192Y Fa2×Y Sa2/［δF ］2=2.13×1.84/201.14=0.0195大齿轮的数值大2) 设计计算M3≥32112])/[(dZ KT F YfaYsa φδ=2.5对此计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m 的大,主要取决于弯曲强度,所得承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得模数m=3(取近圆整数的标准值)按接触强度算得的分度圆直径d 1=82.95,算出小齿轮齿数Z 1=d 1/m=82.95/3=28大齿轮齿数Z 2=n ×Z 1=3.2×28=904.几何尺寸计算1)计算分度圆直径d 1=z 1×m=28×3=84mmd 2=z 2×m=90×3=270mm2)计算中心距a=(d 1+d 2)/2=(84+270)/2=177mm3) 计算齿轮宽度b=φd ×d1=1×84=84mm取β1=270mm β2=84mm验算Ft=2T 1/d 1=2×203415/84=4843.2NKAFt/b=1.25×4843.2/84=72N/mm ＜100N/mm所以合适3.根据工作条件选用深沟球轴承,轴承径向载荷Fr=p=2800N 轴承转速为960r/minFt=2T1/d1=2×203415/84=4843.2NFr= Ft×tanα=4843.2×tan200=1762.78N当量动载荷P=2800N轴承应有基本额定动载荷值C=P1000000=51699nL'/60h按照轴承样本计算手册选择6310轴承4.采用滚子链传动链齿数Z1\Z2根据V=2m/s选小链轮齿数Z1=28从动链齿轮Z2=I×Z1=3.2×28=90计算功率PcaPca=KA×P=1.25×6.39=8KW确定链条节数LP初定中心距a0=40p,则链节数为LP=Z×a0/P+(Z1+Z2)/2+P/ a0×(Z2-Z1/2π)2=80P/P+(17+43)/2+P/40P×［(43-17)/2π］2=80+30+17/40=110.43=110节确定链长L及中心距离aL=Lp×P/1000=111×15.875/1000=1.8Ma=p/4［(L P-(z1+z2)/2+2]zzz--+zLp-(22/)1[(812/)2[π=642mm5.轴的结构设计1)初步确定轴的最小直径,根据表,取A0=112dmin=A033P=52.1mm/3n3)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度①为了满足半联轴器的轴向定位要求I~Ⅱ段右端需制出一轴肩,故Ⅱ~Ⅲ段的直径dⅡ~dⅢ=62mm,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=65mm,半联轴器与轴配合的彀孔长度L=76mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I~Ⅱ段的长度应比L1略短一些,取LI~Ⅱ=82mm②初步选择滚动轴承,固轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求表产品目录其轴承型号为30313,其尺寸为d×D×T=65×140×36故dⅢ-Ⅳ=65mm,LⅦ-Ⅷ=36mm,右端轴承的定位采用轴肩进行定位,由手册上查得30313型轴承的定位轴肩高度h=6mm,取dⅥ-Ⅶ=77mm③取安装齿轮处的轴段Ⅳ-V的直径dIV-V=70mmLIV-V=76mm,dV-VI=82mm,轴环宽度b≥1.4h,取L V-VI=12mm④轴承疬的总宽度为20mm,取盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm,故LII-III=50mm⑤取齿轮距箱体内壁这距离a=16mm,C=20mm,取s=8mm,已知轴承宽度T=36mm,大齿轮毂长L=105LIII-IV=T+S+a+(80-76)=(36+8+16+4)mm=64mmL VI-VII=L+C+a+S-L VI-VI=105+20+16+8+-12=137mm5)求轴上的载荷支反力F FNH1=3327N FNH2=1675NFNV1=1869N FNV2=-30N弯曲M MH=236217 N.mmMv1=132699 N.mmMv2=-4140 N.mm总弯矩M1=13269922362172+=270938N.mmM2=414022362172+=236253N.mm扭矩T T3=960000N.m6)按弯矩合成应力校核轴的强度a=0.6δca= 3212aTM+/W=18.6MPa前已选定轴的材料为45#钢,调质处理,查得［δ-1］=60 MPa,因此δca＜［δ-1］故安全.7)精确校核轴的疲劳强度①截面IV左侧危险校核抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×653mm3=27463 mm3抗扭截面系数W T=0.2d3=0.2×653mm3=54925 mm3截面IV左侧的弯矩M为M=270938×(71-36)/71=133561 N.m截面IV上的扭矩T3为T3=960000 N.m截面上的弯曲应力δb=M/W=133561/27463=4.86MPa截面上的扭转切应力τT=T3/W T=960000/54925=17.48 MPa轴的材料为45#钢,调质处理,查得δB=640 MPaδ-1=275MPa τ-1=155 MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数aδ及aτ按附表3-2查取r/d=2/65=0.031,D/d=70/65=1.08插值后可查得aδ=2.0 aτ=1.31轴的材料的敏性系数为qδ=0.82, qτ=0.85kδ=1+qδ(aδ-1)=1+0.82×(2.0-1)=1.82kτ=1+qτ(aτ-1)=1+0.85×(1.31-1)=1.26尺寸系数εδ=0.67 扭转尺寸系数ετ=0.82βδ=βτ=0.92轴半径表面强化处理,即βq=1,得综合系数值kδ=( kδ/εδ+1)/(βδ+-1)=1.82/0.67+1/0.92-1=2.8kτ= (kτ/ετ+1)/(βτ+-1)=1.26/0.82+1/0.92-1=1.62ψδ=0.1~0.2,取ψδ=0.1ψτ=0.05~0.1,取ψτ=0.05计算安全系数Sca值Sδ=δ-1/(Kδδa+4δδm)=275/(2.8×4.86+0.1×0)=20.21Sτ=τ-1/(Kττa+4ττm)=155/(1.62×17.048/2+0.05×17.48/2)=10.62Sca= Sδ×Sτ/2δ=9.4>>S=1.5故可知其安全。
简述执行轴组件的计算步骤和方法
简述执行轴组件的计算步骤和方法
执行轴组件的计算步骤和方法比较复杂，通常需要综合考虑多个因素，包括作用在齿轮上的力、轴材料的选择、轴径的初步估算、轴的结构设计、轴的强度校核、轴承所受的力的计算以及轴承寿命的验算等。
下面是一个简要的执行轴组件设计计算说明书示例：
1. 计算作用在齿轮上的力。
2. 按扭转强度条件初步估算轴径。
根据轴材料和相关系数进行估算，并考虑键槽对轴强度的削弱作用，适当增大轴径。
3. 根据轴上零件的安装、定位和调整要求进行轴的结构设计。
- 确定轴的各段直径：根据估算的最小轴径和装配方案，从最小轴径处起逐一确定各段轴的直径。
- 确定轴的各段长度：考虑轴上各零件与轴配合部分的轴向尺寸、安装零件是否有轴向位移或需要留适当的调整间隙、相邻零件之间的距离以及轴上零件的装拆和轴向固定等因素。
4. 画轴的受力分析图，进行轴的强度校核。
按许用弯曲应力法校核轴的强度，包括计算齿轮受力、计算支承反力、做出轴的空间受力简图、做出轴的弯矩图、作出轴的转矩图、作出轴的当量弯矩图以及校核轴的强度等步骤。
5. 计算轴承所受的力，并验算轴承的寿命。
根据轴承受的径向力和轴向力，选择合适的轴承类型和尺寸，并计算轴承的寿命。
6. 完成轴系组件装配图。
请注意，执行轴组件的计算步骤和方法可能因具体应用和设计要求而有所不同，以上内容仅作为参考，实际计算时建议参考相关的机械设计手册或咨询专业的机械工程师。
主轴组件计算
例题：某车床，最大加工直径为400mm ，主电机功率为7.5KW ，主轴min /r 1800n max =。
要求主轴孔径不小于65mm ，前支承为3182100与2268000，后支承为3182100，支承跨距因受主轴箱结构限制，取为640mm 。
试确定主轴的结构参数D 、a ，计算主轴组件刚度及刚度损失，并分析是否需要三支承。
（1） 主轴D 与a 及支承刚度的计算 对于已给定的孔径，根据6.055.0Dd -=，确定D,取0.6，则主轴D=110mm 。
主轴前轴颈处直径()mm 127117D 15.11.1D 1-=-=。
根据表4-4及考虑主轴组件刚度，故选mm 125D 1=，主轴后轴颈直径()mm 1005.87D 8.07.0D 12-=-=，选定为100mm 。
根据给定的轴承配置型式，其支承刚度为4.11D 21.2⨯和4.12D 70.1⨯，故：mm /N 1015D 70.14.1K mm/N 107.26D 21.24.1K 54.12254.111⨯=⨯⨯=⨯=⨯⨯=考虑轴承为中度预紧，故乘以系数1.4。
车床主轴头部采用短主轴端结构，选12.1D /a 1=，则mm 140a =。
（2） 主轴组件的刚度和刚度损失的计算取弹性模量25mm /N 102E ⨯=，计算主轴截面惯性矩()4644mm 1031.664/d D I ⨯=-π=，截面面积()244mm 61854/d D A =-π=。
根据主轴组件柔度计算式： 22213)La (K 1)L a 1(K 1)L a 1(EA a )a L 1(EI 3a ++++χ++，其中χ对于实心主轴为2.89，对于空心主轴为4.61。
计算主轴头部各项位移和主轴组件的刚度。
要计算刚度损失，需首先计算最佳跨距0L 。
这里，无量纲量17.0aK EI 31==η，78.1K K K 2112== 根据判别式695.8)K 1(89212=+η 665.1)11()K 1(3aL 333120=ξ-+ξ++η= 式中：99.0)K 1(981212=+η-=ξ故最佳跨距mm 233140665.1L 0=⨯=。
《机械装备设计》课程教学大纲
《机械装备设计》课程教学大纲课程编号:013084课程名称（中／英文）：机械装备设计Machinery andEquipmentDesign课程类型: 模块课总学时：32 讲课学时：28 实验学时：4学分：2适用对象:机械类专业先修课程：机械设计，机械原理后续课程：开课单位：机械工程学院一、课程性质和教学目标装备分为加工装备、工艺装备、仓储传送装备、辅助装备。
其中，本课程重点介绍金属切削机床和特种加工机床。
通过本课程的学习，要求学生达到以下目标：知识目标:目标1：掌握常用机床分类及编号方法、各种机床代号的定义及编号规律。
目标2：理解机床常用运动的方式，包括表面成形运动、辅助运动、主运动和进给运动，机床内外联系传动链的特点，复合成形运动的特点能及运动分解与分析，并能够用传动原理图进行分析。
目标3：理解车床的功能、类型、布局及工艺范围。
CA6140机床的加工对象特点，传动系统图的识别与分析，主轴箱正反转转速的传动路径，主轴箱的正反转实现方式，主轴箱上齿轮与轴的3种结合方式，车削螺纹的内联系传动链与加工外圆时外联系传动链的区别，进给箱中实现不同制式螺纹加工的实现方式。
车床上重要的零部件，双向摩擦离合器、卸荷带轮、互锁机构、变速机构、开合螺母、超越离合器及安合离合器的结构特点。
目标4：理解齿轮加工机床的分类及特点。
展成法加工齿轮时，加工直齿和斜齿时所需的运动，差动运动的特点以及合成机构的实现方式。
YC3180滚齿机的整体布局及运动分析，主运动、展成运动、进给运动以及差动运动的传动路线及两端件。
齿轮加工时滚刀架角度的调整与计算。
加工直齿锥齿轮、锥齿弧齿轮、内齿圈时需要的机床及特点。
齿轮粗加工与精加工时所用机床的特点。
目标5：理解常用机床功用、布局、类型及结构特点。
铣床、钻床、镗床、磨床的分类及特点，加工工艺及对象，经济的加工效率及表面质量。
目标6：理解机床主要参数的确定，公比的确定及应用。
采用结构式、结构网以及转速图进行分级传动系统设计。
第10章 主轴组件PPT课件
金属切削机床
第三节 主 轴
主轴的结构 主轴材料与热处理方法 主轴技术要求
21
金属切削机床 主轴的结构 为了便于装配和满足轴承、传动件等轴向定位的需 要，主轴一般是阶梯形的轴。 有些主轴是空心的，如车床、铣床、加工中心等的 主轴。中孔用以通过棒料等。 d/D＝0.7时，惯性矩下降约24％。为了不致使主轴 的刚度受太大的影响，孔径不宜超过外径的70％。
金属切削机床
a)
b)
常与双列圆柱滚子轴承配套使用
主轴轴承常用 轻系列、特轻系列、超轻系列
15
金属切削机床
主轴滚动轴承的精度 向心轴承： 0、6、5、4、2； 圆锥滚子轴承：0、6x、5、4、2； 推力轴承： 0、6、5、4
SP级和UP级作为补充；
旋转精度，相当于P4级和P2级；
(高)
内外圈的尺寸精度，则相当于P5级和P4级 (低)
轴承的工作精度主要决定于旋转精度
“成套轴承的内圈径向跳动”----Kia “成套轴承的外圈径向跳动”----Kea “轴圈滚道对底面的变动量”---Si（用于推力轴承）16
金属切削机床
表10-3
机床精度等级 前 轴 承
后轴承
普通精度级 精密级 高精度级
P5 或 P4（SP） P5 或 P4（SP）
主轴轴承在最高转速空转、连续运转至热稳态时允许温升为：
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
高精度机床 精密机床和数控机床 普通机床
810 ℃ 1520 ℃ 3040 ℃
滚动轴承温度不得超过 滑动轴承温度不得超过
70 ℃ 60 ℃
影响因素：
轴承间隙和预紧力的大小；润滑方式、散热条件等8
金属切削机床 5）耐磨性
长期保持原始精度的能力，即精度的保持性。 磨损后对精度有影响的部位首先是轴承。其次是安 装夹具、刀具或工件的定位面和锥孔, 还有如钻、镗床 的移动式主轴的内、外导向表面。
7 轴的设计及计算
7 轴的设计及计算7.1 轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图7.1所示图7.1轴的布局简图考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。
7.2 低速轴的设计7.2.1 轴的受力分析由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力： 大斜齿轮的分度圆直径： 220'''464189.94190cos cos142141n Z m d mm β⨯===≈ 大斜齿轮的圆周力：32222501.19105275.68190t T F N d III ⨯⨯===大斜齿轮的径向力：22tan tan 205275.681978.97cos cos1421'41''n r t F F N αβ︒==⨯=︒ 大斜齿轮的轴向力：22tan 5275.68tan1421'41''1315.37a t F F N β==⨯︒=7.2.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。
7.2.3轴的最小直径根据教材【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，min d A =式中：0A —最小直径系数，根据教材【1】中表15-3按45钢查得0112=A P III —低速轴的功率（KW ），由表5.1可知：P III = 1.83kw n III —低速轴的转速（r/min ），由表5.1可知：n III =34.87r/min因此： min 11241.93d A mm === 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径-I II d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
根据教材【1】中14-1式查得，ca A T K T III =式中：ca T —联轴器的计算转矩（N mm ⋅）A K —工作情况系数，根据教材【1】中表14-1按转矩变化小查得，1.5=A KT III —低速轴的转矩（N mm ⋅），由表5.1可知：3501.1910T N mm III =⨯⋅ 因此： 31.5501.1910751785ca A II T K T N mm ==⨯⨯=⋅ 按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据教材【2】中表14-4查得，选用LX2型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.2以及表7.1所示，图7.2 LX2型弹性柱销联轴器结构形式图表7.1LX2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸由上表可知，选取半联轴器孔径42d mm =，故取42I II d mm -=，半联轴器的长度112L mm =，与轴配合的毂孔长度184L mm =。
第10章-7-2 主轴组件的计算
对粗加工机床，要验算传动件处的转角，
对齿轮传动，该齿轮处的主轴转角应满足
cF x rad 4 2 10 b
系数c= 5～15，齿轮宽度b较大或对主轴工
作性能要求较高时取小值， Fx 为齿轮圆周 力，单位为N。
2．主轴组件的扭转刚度验算
对钻床等以扭转变形为主的主轴，还要验
算其扭转刚度。 扭角在（20～25）D的长度内不超过1°
1．主轴组件的弯曲刚度验算
验算内容: 主轴轴端的位移Y
前轴承处的转角θ A。 如果切削力 F 和传动力 Q 不在同一平面内， 应将其分解在相互垂直的两个平面内分别 求出数值，再接向量进行合成，即
y
y
2 H
y
2 V
2 H
2 V
主轴轴端位移的允许值[y]根据机床所பைடு நூலகம்达
到的加工精度来确定 对精加工机床，取主轴轴端径向跳动允许 值的三分之一 对一般机床，取0.0002L，L为支承跨距 前支承处转角的允许值 [ θ A］与轴承类型 有关，可按表3-15选取 或者[θ A］=0.001rad
四、主轴组件的验算
对一般机床主轴，主要进行刚度验算，通
常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要 求。 只有对粗加工、重载荷的主轴才需要进行 强度验算 对高速主轴，例如内圆磨床主轴，必要时 要进行临界转速验算。
主轴工作时，在切削力、传动力和支承反
力的作用下, 承受弯矩和转矩的联合作用 除重型机床外，一般不考虑主轴组件和工 件的重量 另外还承受压力（或拉力）作用，但比起 弯矩和转矩来说则小得多，一般忽略不计 但对钻床等轴向力很大的机床，则不能忽 略。
MnL 180 1 GI R
Mn——主轴传递的最大扭矩，单位为N·cm；
主轴组件设计资料(全)PPT课件
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20
精度保持性
• 主轴系统必须有足够的耐磨性，以便能长期 保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工 件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。 为了提高耐磨性，主轴的上述部位应该淬硬， 或者经过氮化处理，以提高其硬度增加耐磨 性。主轴轴承也需有良好的润滑，提高其耐 磨性。
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角接触球轴承
角 接 触 球 轴 承 的 组 配
(a)背靠背, (b)面对面,（c）同向组配(d)三联组配
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角接触球轴承
• 两个轴承都能共同承受径向载荷。背靠背和面对面组配都能承 受双向轴向载荷；同向组配则只能承受单向轴向载荷。背靠背 与面对面组配相比，支承点（接触线与轴线的交点）间的距离 AB，前者比后者大，因而能产生一个较大的抗弯力矩，即支承 刚度较大。运转时，轴承外圈的散热条件比内圈好，因此，内 圈的温度将高于外圈，径向膨胀的结果将使轴承的过盈加大。 轴向膨胀对背靠背组配将使过盈减小，可以补偿一部分径向膨 胀，而对于面对面组配，将使过盈进一步增加。基于以上分析， 主轴受有弯矩，又属高速运转，则主轴轴承必须采用背靠背组 配。
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双列短圆柱滚子轴承
双列圆柱滚子轴承
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NN3000K（旧标准3182100)型轴承 NNU4900K（旧标准4482900)型轴承。两排直径和 长度相等的短圆柱滚子交错排列，滚子数量为50～ 60个，载荷均布。 区别：滚道环槽的位置不同。滚道环槽开在内圈上， 工艺性好，但调整间隙时易使内圈滚道畸变。滚道 环槽开在外圈上，调整间隙时内圈滚道不会发生畸 变，但工艺性复杂，不适于小规格的轴承。
第10章 主轴组件
机械制造装备设计 7
• 工艺上：便于制造、装配、调整和维修。
• 在使用上：有与机床相匹配的旋转精度、 刚度、动态和热态特性、耐磨性等要求。
机械制造装备设计 8
第一节 主轴组件的基本要求
机械制造装备设计 9
一、总 要 求
各类机床的主轴组件都要保证主轴在一 定的载荷与转速下能带动工件或刀具精确 而可靠地绕其旋转中心线旋转并能在其额 定寿命期内稳定地保持这种性能。
• 影响被加工零件的几何精度和表面粗糙 度 • 取决于部件中各主要件如主轴、轴承等 的制造精度和装配、调整精度。 • 运动精度：当主轴以工作速度旋转时， 主轴回转轴线的漂移 • 运动精度还取决于主轴的转速、轴承的 设计和性能以及主轴组件的动态特性。
机械制造装备设计 13
三、静刚度
• 主轴组件静刚度——主轴刚度。 • 指主轴抵抗外力引起变形的能力。 • 在主轴工作前端施加一个作用力下时，F 与主轴在F作用方向上所产生的变形Y之 比，即： K= F/Y(单位为 N/μm)。
机械制造装备设计 24
六、耐磨性
• 指其长期保持原始精度的能力，即精度 的保持性
• 磨损后对精度有影响的部位首先是轴承。
• 其次是安装夹具、刀具或工件的定位面 和锥孔, 还有如钻、镗床的移动式主轴的 内、外导向表面等。
机械制造装备设计 25
• 为了提高耐磨性，要正确地选择主轴和 滑动轴承的材料及其热处理方法。 • 一般机床上的上述部位都必须经过热处 理，使之具有一定的硬度。 • 要合理调整轴承间隙，保证良好的润滑 和可靠的密封。
机械制造装备设计 32
• 转动调整螺母4，推动内隔套3和内圈(修 磨量出厂时已配好)，可以预紧前轴承， 用锁紧螺母5及柱销防止调整螺母4回松， 不影响主轴的精度。 • V形带轮在主轴尾部悬伸端，后支承的径 向载荷较大，故采用双列圆柱滚子轴承 (SP级精度)。
第10章-主轴组件教学内容
金属切削机床
双列圆柱滚子轴承
特轻型；常用； 滚道环槽开在内圈上；滚动 体、保持架、内圈为一体。 外圈可分离； 内圈锥度1:12。
金属切削机床
金属切削机床
金属切削机床
圆柱滚子轴承 深沟球轴承 滚针轴承
角接触球轴承
接触角α=15° 转速高、 轴向刚度低， 多用于轴向载荷小，转速
较高的地方（磨床主轴） 或不受轴向载荷的车、镗、 铣床的主轴后轴承
金属切削机床 接触角α=25°
轴向刚度高； 径向刚度和允许的转速略低； 多用于轴向载荷大的地方； 如车、镗、铣床和加工中心主轴。
1）旋转精度 无载荷、手动或低速转动条件下，主轴前端安装
刀具或工件的基准面的径向跳动、端面跳动
取决于主轴、轴承、箱体孔的制造精度和装配、 调整精度。
金属切削机床 2）静刚度
主轴抵抗外力引起变形的能力
3）抗振性 抵抗受迫振动和自激振动而保持平稳地运转的能力 影响因素：主轴组件的静刚度；固有频率；阻尼特性。
特点
滚子数多（50～60个），两列滚子交错排列，与其 它轴承相比在大小相同时，这类轴承刚度较高、承载能 力大、允许转速较高。
内圈有1:12的锥孔与主轴的锥形轴颈相配轴向移动， 内圈胀大以消除间隙并预紧。
轴承内外圈可分离，只能承受径向载荷。 适用于载荷和刚度较高、中等转速的场合。
16
金属切削机床
双向推力角接触球轴承
结构上： 解决工件或刀具在主轴上的定位和装夹； 主轴与轴承以及轴承与支承座孔的定位和装夹； 主轴轴承的润滑与密封以及轴承间隙的调整等问题。
机床主轴组件设计介绍
主轴组件基本要求
■ 旋转精度 ■ 刚度 ■ 抗振性 ■ 热稳定性 ■ 耐磨性
主轴组件基本要求
■ 旋转精度 ■ 刚度 ■ 抗振性 ■ 热稳定性 ■ 耐磨性
径向跳动 轴向跳动
冲击力，交变力 硬度不均匀 加工余量变化 静刚度、质量分布 、阻尼 评价指标 低阶固有频率与振型
主轴组件基本要求
■ 旋转精度 ■ 刚度 ■ 抗振性 ■ 热稳定性 ■ 耐磨性
· 外径—D0 ·孔径— d ·悬伸量— a ·支撑跨距— L
重点掌握
■ 主轴组件的组成及功能 ■ 主轴滚动轴承配置 ■ 主轴滚动轴承精度及选配 ■ 主轴滚动轴承间隙调整 ■ 主轴结构尺寸计算
需要主轴具有分度运动功能
C轴功能示意
C轴传动系统
机床主轴组件设计
主要内容
■ 主轴组件的组成及功能 ■ 主轴组件基本要求 ■ 主轴传动件 ■ 主轴滚动支撑 ■ 主轴组件结构尺寸
主轴组件的组成及功能
■ 主轴组件由主轴、主轴轴承、传动件和定 位件等部分组成。
■ 主轴组件的功用是：缩小主运动的传动误 差并将运动传递给工件或刀具进行切削； 同时承受切削力和传动力等载荷。
构要求
■ 传动件布置
数控铣床主轴箱
主轴滚动支撑
■ 主轴常用滚动轴承的结构特点
· 角接触球轴承 · 双列短圆柱滚子轴承 · 圆锥滚子轴承 · 推力轴承 · 双向推力角接触轴承 · 陶瓷滚动轴承 · 磁浮轴承
角接触球轴承
双列圆柱滚子轴承
双向推力角接触球轴承
■ 主轴滚动轴承选择 ■ 主轴滚动轴承配置
· 径向轴承配置 · 推力轴承配置
■ 前端定位 ■ 后端定位 ■ 两端定位
· 三支撑配置
前端定位
■ 主轴滚动轴承精度及选配
主轴组件设计
目录摘要 (Ⅰ)ABSTRACT(英文摘要) (Ⅱ)目录 (Ⅲ)第一章绪论 (1)1.1数控车床主传动系统的要求 (1)1.2数控车床主传动系统方式 (1)1.3国内外数控车床主传动系统的发展 (2)1.3.1 设数控车床发展总趋势 (2)1.3.2 确中国数控车床发展的主要问题 .............. . (4)第二章主传动系统主要技术 (6)2.1主传动技术指标的制定 (7)2.1.1 动力参数的确定计的数 (7)2.1.2 主运动调速范围的确定 (8)2.1.3 主轴计算转速的确定 (9)2.2 变速主传动系统的设计 (10)2.2.1 确定传动方案...........................................10 2.2.2 转速图的拟定 (11)2.2.3 拟定传动变速系统图 (12)第三章传动系统零部件设计 (15)3.1 传动皮带的设计与选定 (15)3.1.1 V带传动设计 (15)3.1.2 带结构的设计 (16)3.2齿轮的设计与校核 (17)3.2.1各传动轴传递动力计算 (17)3.2.2齿轮副32/76齿轮的设计与校核 (19)3.2.3齿轮副30/54齿轮的设计与校核 (23)3.2.4齿轮副54/54齿轮的设计与校核 (26)3.3 传动轴的设计与校核 (30)3.3.1 传动轴I的设计与校核 (30)3.3.2 轴II的设计与校核 (33)第四章主轴组件的设计与校核 (35)4.1主轴的要求 (35)4.2 主轴轴承选择 (36)4.3 主轴的设计与校核 (36)第五章主轴驱动与控制 (39)5.1 主轴转速的自动变换 (39)5.2 齿轮有级变速变挡装置 (40)5.3 主轴旋转与轴向进给的同步控制 (40)5.3 主轴旋转与径向进给的同步控制 (40)第六章总结与展望 (41)参考文献 (43)致谢 (45)第二章：主传动系统主要技术指标的确定：该数控装置属于小型数控加工装置，床身最大回转直径￠250mm，最大工件长度600mm；主轴通孔直径32mm，主传动系统的主要参数有动力参数和运动参数。
10 主轴组件
3 滚动轴承比滑动轴承优点：
(2) 能在无间隙，甚至预紧(有一定过盈量)条件下工作。 (1) 能在转速和载荷变化幅度很大的条件下稳定地工作。 (3) 摩擦系数小，有利于减少发热。
3 滚动轴承比滑动轴承优点：
(4) 滚动轴承润滑容易。
用脂润滑，一次装填一直用到修理时才换脂。 用油润滑，单位时间所需的油量也远比滑动轴承小。
二、主轴的材料和热处理
1、主轴的材料，主要应根据耐磨性、热处理方法、热处理后的 变形选择。 2、主轴常用材料
① 普通机床的主轴，主要为提高强度和韧性。采用45钢，调 质T235到220-250HBS左右；主轴头部的锥孔、定心锥面、 轴颈等部位高频淬硬至50-55HRC。
② ③ 精密机床的主轴，要求精度高、精度保持性好，热处理后 残余应力小。采用40Cr、20Cr等渗碳、淬硬至HRC≥60。 要求耐磨性很高的主轴，采用渗碳钢如38CrMoAlA渗碳处 理。
4、温升和热变形
热变形： 指机床工作时，各相对运动处的摩擦和搅油，其损 耗的能量转化为热，造成温升，使主轴组件在形状和位 置上产生的畸变。 造成影响： 温升使润滑油的粘度下降，使润滑脂熔化流失，影 响轴承的工作性能；温升产生热变形，使主轴伸长，轴 承间隙变化；主轴箱的热膨胀使主轴偏离正确位置；如 果前后轴承温度不同，还将使主轴倾斜。 影响因素 轴承的类型、配置及间隙的调整方式;润滑和密封 方式;散热条件。轴承的温升与转速有关。国标规定了 轴承允许的置时，除选择轴承的类型不同外， 推力轴承的配置是主要差别，布局方式主要有： 1) 前端定位：承受轴向力的轴承装在前支承。 主轴受热后，向前伸长最小，结构复杂。 设计精密卧式车床的两支承主轴组件常采用。 承受轴向力轴承配置简图
前端定位：
主轴组件的计算资料重点
1.25-2.5 ＞2.5
4．主轴合理跨距的选择
➢图4-30所示
➢主轴轴端受力下作用后，其轴端的弹性变 形y由y1 、y2 两部分组成。
（1）刚性支承上弹性主轴端部的位移y1
➢假设支承为刚体，主轴弹性变形引起的主
轴轴端位移y1 ,按两支点梁的挠度公式计算
：
y1
Fa 3 3EI
L a
1
➢当主轴平均直径为D，内孔直径d时，主轴 截面的平均惯性矩 I=π（D4 -d4)／64；E 为弹性模量, E=2.1×105N／mm2左右
a
2
L
2a L
1
式中RA
F 1
a L
，RB
F
a L
因将LaFya此1式（A33FK5FE）aA I代31入La式La，（3B14）KF得BaL
）Ky得2B L
F KA
1
a L
2
F KB
a L
2
F KA
1
KA KB
a L
2
2a L
1
F KA
区域I: 中等转速、中等以上载荷
区域II: 中等以上转速、中等以下载荷及 三支承主轴
D1根据机床主电动机功率确定
区域I: 中等转速、中等以上载荷
区域II: 中等以上转速、中等以下载荷及 三支承主轴
D1根据机床主参数确定
➢表 所示为普通车床主轴前轴颈直径D1和主 参数最大加工直径Dmax的关系。
Dmax 200～250 315～400
冷却管等
2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量
➢确定d的原则：在满足对空心主轴孔径的要 求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的 要求下尽量取大些。
第一节 主轴系统的重力计算
第一节 主轴系统的重力计算主轴系统主要由两部分组成：主轴安装座、活动支架。
根据图纸分别计算主轴安装座、活动支架体积V 及其重力G 。
取灰铸铁的密度)/g (100.733250m k HT ⨯=ρ 主轴安装座的体积V 1及重力G 1计算：V 1=（π×1302×150-π×1002×150+200×50×150）×910-≈4.75×310-m 3 G 1=m 1g=ρHT250V 1g=7.0×310×4.75×310-×9.8≈326N活动支架的体积V 2及重力G 2计算：V 2=（500×200×300-π×802×200×2-π×602×300）×10-9≈1.86×210-m 3 G 2=m 2g=ρHT250V 2g=1.86×210-×7.0×310×9.8≈1276N主轴系统的重力计算值见表4-1。
表4.1主轴系统的重力计算值主轴安装座 326N 活动支架1276N第二节 主轴铣削力计算雕铣机加工方式与数控铣床相似，因此按计算铣床的铣削公式计算其铣削力。
主铣削力Fc 计算：见式（4.1）雕铣机属于立铣加工，刀具选用材料为硬质合金钢，加工材料为钢材。
p f e F F CZ d a a K C F a 86.0072.086.0-= 式（4.1） 式中 C F ——表示切削系数。
取C F =669； K F ——表示修正系数。
取C F =1.08； a e ——表示铣削宽度。
取a e =1.5mm ； a f ——表示每齿进给量。
取a f =0.4mm ； d 0——表示铣刀直径。
取d 0 =6mm ； Z ——表示铣刀齿数。
取Z =6； a p ——表示铣削深度。
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a a y2 A 1 B L L
设前、后支承的刚度为KA、KB，支承反力为
RA、RB，则δ
A
=RA／KA，δ
B
=RB／KB
a a 式中RA F 1 ，RB F L L F a Fa 因此 A 1 ， B KA L KBL 将式（3 5）代入式（ 3 4）得
当主轴平均直径为 D，内孔直径 d 时，主轴
截面的平均惯性矩 I=π （D4 -d4)／64；E 为弹性模量, E=2.1×105N／mm2左右
（2）弹性支承上刚性主轴端部的位移y2
假设主轴为刚体时，设前后支承的刚度分
别为 KA、KB，前后支承的弹性变形分别为 δ A、δ B，引起的主轴轴端位移 y2可根据图 示几何关系求出：
一般应使d/D＜0.7
还应考虑主轴后轴颈处壁厚是否足够
推荐值
普通车床d/D（或d/ D1) ＝0.55～0.6
d1为前轴颈处内孔直径； 转塔车床和自动半自动车床，d/D = 0.6～ 0.65； 铣床: d＝拉杆直径 +（5～10）mm
3．主轴前端悬伸量的选择
主轴悬伸量:指主轴前支承径向反力作用点
成密封装置 4) 成对安装的圆锥滚子轴承，应采取滚锥 小端相对形式 成对安装的角接触球轴承，应采取类似 的背对背型安装
表3-13主轴悬伸量与前轴颈直径之比
机 床 和 主 轴 的 类 型 a/D1 0.6-1.5 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用 滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求 中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸不太 长（不是细长） ．的精密镗床和内圆磨床，用滚 动轴承和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生 产的要求 孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工 技术决定，需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动， 因切削较重而不适用于有高精度要求的机床
L0（对应于曲线c 的最低点）
当所设计的主轴支承跨距L=L0时
可使主轴组件的刚度K＝Kmax
L0称为“最佳跨距”
在具体设计时，常由于结构上的限制，实
际跨距L≠L0，这样就造成主轴组件的刚度 损失
由图可知当L/L0=0.75～1.5时，刚度损失不
大（5％左右），应认为在合理范围之内， 称为合理跨距 合理跨距L合理=（0.75～1.5）L0是一个区间 最佳跨距L0只是一个点
区域I: 中等转速、中等以上载荷
区域II: 中等以上转速、中等以下载荷及 三支承主轴
D1根据机床主电动机功率确定
区域I: 中等转速、中等以上载荷
区域II: 中等以上转速、中等以下载荷及 三支承主轴
D1根据机床主参数确定
表 所示为普通车床主轴前轴颈直径 D1和主
参数最大加工直径Dmax的关系。
Dmax 200～250 315～400 500 630～1000
D1 0.27Dmax±10 0.25Dmax±15 0.22Dmax±15 0.2Dmax±15
外圆磨床砂轮架主轴前轴颈直径D1和 主参数最大磨削直径Dmax的关系
大型专 大型曲 500 用外圆 轴磨床 万能 普通 磨床 65 80 100 120 150 320
Dmax
200
D1 50～65
后轴颈的直径 D2
轴的刚度 K 与抗弯截面惯性矩 I 成正比，与
直径之间有下列关系：
K空 I 空 d 4 1 （ ） K实 I 实 D
K空 I 空 d 4 1 （ ） K实 I 实 D
当d/D≤0.5～0.6时，K空与K实相差小，即内
孔d对主轴的刚度降低的响很小
当d/D=0.7时，刚度降低约25％ 因此，为了不致于过分地削弱主轴刚度，
1.25-2.5
＞2.5
4．主轴合理跨距的选择
图4-30所示
主轴轴端受力下作用后，其轴端的弹性变
形y由y1 、y2 两部分组成。
（1）刚性支承上弹性主轴端部的位移y1
假设支承为刚体，主轴弹性变形引起的主
轴轴端位移y1 ,按两支点梁的挠度公式计算 ： 3
Fa L y1 1 3EI a
迭代法
6 EI 6 EI L L0 K Aa KA
3 0
KA 1 K B
0 L
1 3
LOPT
1 1 6 EJ K K B A
6 EJ aK A
上式为最佳支承距LOPT的计算公式,选取
3
a a 式中RA F 1 ，RB F L L F a Fa 31 ， B 因此 a A Fa L K B L KA L
2 KBL F a F a F K A a 2a y2 1 1 1 KA L ）得 K A L K B L K B L 2 2
2 F K A a 2a 1 1 KA L K B L
1 将式（3 3 5 ）代入式（ 3 4 ）得 EI a Fa y1 L
前已述及主轴组件的刚度K=F/y，其倒数
y/F称为柔度。
第七节 主轴组件的设计计算
2014-6-8
1
设计内容
结构设计 主要尺寸的计算
设计步骤
l）搜集和分析资料：国内外同类机床
主轴组件的图纸，有关轴承资料等。
2）初选结构参数：主轴直径D、内径d
悬伸量a和支承跨距L等。
3）初步确定主轴组件的布局：轴承配
置型式、传动件的布置等。
4）绘制结构草图，并根据结构上的要
车床和铣床主轴后轴颈的直径D2可根据前轴
颈直径D，按下列经验公式来定：
D2 ≈（0.7～0.8）D1
也可按下式计算
D1 ≈（1.1～1.15）D
D2 ≈（0.85+0.9）D
D为平均直径
2．主轴内孔直径的选择
主轴内孔作用：
1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、 冷却管等 2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量 确定d的原则：在满足对空心主轴孔径的要 求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的 要求下尽量取大些。
1 y a L 1 K A a 2a 1 1 1 K F 3EI a K A K B L L
3 2
2 dy Fa 1 F KA 2 a 2a 1 3 0 3 dL 3EI a K A K B L0 L0 整理后得： 3
到主轴前端受力作用点之间的距离。
主轴悬伸量a值愈小愈能提高主轴组件刚度 确定a的原则：在满足结
构要求的前提下，尽可能
取小值。
主轴悬伸量a取决于
主轴端部的结构形状和尺寸
工件或刀具的安装方式 前轴承的类型及组合方式
润滑与密封装置的结构等
减小a值的措施：
l）采用短锥法兰式的主轴端部结构 2）推力轴承在径向轴承内侧 3）尽量利用主轴端部的法兰盘和轴肩等构
6）分析是否要增设中间支承。现主轴实际
跨距为L=640mm。L/L0=640/290.4 =2.2。由 图3-35，主轴组件刚度损失约超过20％（ 即K／Kmax＜80％），拟增设中间支承。
7）结论：本例由于实际跨距远大于最佳跨
距，至使主轴组件刚度损失超过20％，为 提高刚度可考虑增设中间支承，如用前、 中支承为主支承的三支承主轴结构，前、 中支承跨距在合理跨距范围内，则主轴组 件的刚度可提高20％左右。
求对布局和参数进行修改。
5）必要的验算：刚度和抗振性验算。 6）根据验算结果修改草图并绘制装配
图和零件图等。
一、主轴结构参数的选择
主轴的结构参数主要包括：
主轴的平均直径D(或前轴颈直径D1 ) 内孔直径d（对空心主轴） 前端的悬伸量a
主轴的支承跨距L
步 骤
确定前轴颈直径D1
确定内径d和主轴前端的悬伸量a 根据D、a 和主轴前支承的刚度确定支
A
5）确定最佳跨距L0
可由图4-31，在横坐标上找出η =0.3376之
点，向上作垂直线与KA/KB =1.4的斜直线相 交，由点向左作水平线与纵坐标轴相交， 得L0/a =2.2
所以L0=290.4mm
合理跨距的范围为 L 合 理 = （ 0.75 ～ 1.5 ）
L0=218～436mm 之间。主轴实际跨距已超过 合理跨距范围
L=(45)a为初始值,可以进行反复迭代求解 ,当 LOPT 与 L的差值小于某一规定误差时, 则可求得最佳支承距LOPT
例 题
某卧式车床
最大加工直径为400mm 主电机功率为7.5kW 主轴孔径为 65mm，主轴前、后支承均选用 NN3000K（3182100）系列轴承 采用前端定位式 限于结构原因，前、后支承跨距约为640mm 试初选主轴直径，并分析主轴是否需要采 用三支承结构
承跨距L
1．主轴直径D（或D1）的选择
D（或D1）
主轴的刚度
孔径
主轴上的传动件和轴承的径向尺寸 传动件：使整个变速箱结构庞大 轴承：增加轴承的发热量
结论:D（或D1)应在合理的范围内选大些
区域I: 中等转速、中等以上载荷
区域II: 中等以上转速、中等以下载荷及 三支承主轴
升降台铣床P-D1统计曲线
1) 根据图 4-27 和表 4-10 ，考虑到 NN3000K
(3182100)轴承的孔径系列，初选前轴颈直 径 D1 为 120mm，后轴颈直径 D2 为 95mm ，主轴 平均直径D=(D1+D2)=107.5mm 校核壁厚d/D=65/107.5 =0.60，合格
2)参考同类型机床和表4-12，选a/D1=1.1，
2 F a F a F K A a 2a y2 1 1 1 K A L KB L KA L K B L 2 2