数控导轨磨床设计

摘要
磨床可以加工各种表面，如内、外圆柱面和圆锥面、平面、渐开线齿廓面、螺旋面以及各种成形表面。

磨床可进行荒加工、粗加工、精加工和超精加工，可以进行各种高硬、超硬材料的加工，还可以刃磨刀具和进行切断等，工艺范围十分广泛。

磨床可以加工各种表面，如内、外圆柱面和圆锥面、平面、渐开线齿廓面、螺旋面以及各种成形表面。

磨床的种类很多，按其工作性质可分为：外围磨床、内圆磨床、平面磨床，工具磨床以及一些专用磨床。

如螺纹磨床、球面磨床、花键磨床、导轨磨床与无心磨床等。

导轨磨床就是一种按照工作性质划分出来的磨床。

本文主要是对导轨磨床进行设计与研究。

关键词：导轨磨床，磨床，磨床设计
Abstract
The grinder can process a variety of surfaces, such as inner, outer cylindrical surface and a conical surface, plane, tooth profile of involute spiral surface and various surface, forming surface. The grinder can be hogging machining, rough machining, finish machining and ultra precision machining, can be a variety of high hard, superhard materials processing, can also be grinding tool and cutting process, a very wide range of.
The grinder can process a variety of surfaces, such as inner, outer cylindrical surface and a conical surface, plane, tooth profile of involute spiral surface and various surface, forming surface. Grinder of many types, according to the nature of their work can be divided into: external grinder, internal grinder, surface grinder, grinding machine tools and some special grinding machine. Thread grinder, grinding machine, such as spherical spline grinding machine, grinder and centerless grinder. Rail grinding machine is a kind of according to the nature of the work out of the grinder.
This paper is mainly about the design and research of guideway grinder.
Key Words:Rail grinding machine, grinding machine, grinding machine design
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
目录 (III)
第1章绪论 (1)
1.1 国内外研究现状 (1)
1.2 磨床的现状及其发展趋势 (2)
1.3论文研究的主要内容 (2)
第2章数控龙门导轨磨床总体方案设计 (4)
2.1 机床的设计要求 (4)
2.2 设计方案 (4)
2.2.1 机械部分设计 (4)
2.2.2 数控系统选型 (5)
2.3 本章小节 (6)
第3章机床主轴箱的设计 (7)
3.1 主轴箱的设计要求 (7)
3.2主传动系统的设计 (7)
3.2.1 主传动功率 (7)
3.2.2 驱动源的选择 (8)
3.2.3 转速图的拟定 (8)
3.2.4传动轴的估算 (10)
3.2.5齿轮模数的估算 (11)
3.3主轴箱展开图的设计 (12)
3.3.1设计的内容和步骤 (12)
3.3.2 有关零部件结构和尺寸的确定 (12)
3.3.3 各轴结构的设计 (15)
3.3.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算 (16)
3.4 零件的校核 (17)
3.4.1齿轮强度校核 (17)
3.4.2传动轴挠度的验算 (18)
3.5 本章小节 (19)
第4章主轴系统设计及计算 (26)
4.1 主轴系统结构设计的原则 (26)
4.2主轴部件精度 (26)
4.3主轴部件结构 (27)
4.4传动方案设计 (27)
4.5主轴材料的选择 (28)
4.6 主轴参数设计 (31)
4.7 主轴组件的刚度计算 (33)
4.7 主轴强度计算 (36)
4.8 带传动设计 (38)
4.9 联轴器设计 (38)
4.10 伺服电动机的选择 (39)
第5章周边磨头的动力参数进行设计计算 (41)
5.1 砂轮架设计的基本要求 (41)
5.2 主轴旋转精度及其提高措施 (41)
5.3 主轴轴承系统的刚性 (41)
5.4 砂轮架主轴初步设计 (41)
5.5 主轴刚度校核 (42)
5.6 动静压轴承 (43)
5.7 传动装置设计 (44)
第6章磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式设计 (50)
6.1 对磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式的基本要求 (50)
6.2 磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式系统的设计要求 (51)
6.3滚珠丝杠的选择 (52)
P (52)
6.3.1 滚珠丝杠副的导程h
6.3.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠 (52)
6.4同步齿形带的选择 (54)
6.5伺服电机的选择 (54)
6.6 滚珠丝杠副的安全使用 (55)
6.6.1 润滑 (55)
6.6.2 防尘 (56)
6.6.3使用 (56)
6.6.4 安装 (56)
6.8 本章小节 (57)
第7章床身、横梁导轨和工作台 (58)
7.1 床身结构 (58)
7.1.1 对床身结构的基本要求 (58)
7.1.2 床身的结构 (59)
7.2 导轨 (61)
7.2.1 导轨的润滑与防护 (61)
7.2.2 导轨的安装调整 (61)
7.3 工作台 (62)
7.4 本章小节 (62)
第8章控制系统大体设计数控系统设计 (63)
8.1 概述 (63)
8.2 确定硬件电路总体方案 (63)
8.3 接口，即I/O 输入/输出接口电路 (64)
8.4 数控系统硬件框图 (64)
8.4.1 主控制器CPU的选择 (64)
8.4.2 程序存储器扩展 (65)
8.4.3 数据存储器的扩展 (65)
8.4.4 I/O口扩展电路设计 (65)
8.4.5 键盘，显示接口电路 (68)
8.4.6 8031与控制电机与电液阀8255A的联接其它辅助电路设计 (69)
8.4.7 步进电机驱动电路 (69)
参考文献 (71)
致谢 (72)
附录：
第1章绪论
1.1 国内外研究现状
20世纪人类社会最伟大的科技成果是计算机的发明与应用，计算机及控制技术在机械制造设备中的应用是世纪内制造业发展的最重大的技术进步。

自从1952年美国第１台数控铣床问世至今已经历了50个年头。

数控设备包括：车、铣、加工中心、镗、磨、冲压、电加工以及各类专机，形成庞大的数控制造设备家族，每年全世界的产量有10～20万台，产值上百亿美元。

世界制造业在20世纪末的十几年中经历了几次反复，曾一度几乎快成为夕阳工业，所以美国人首先提出了要振兴现代制造业。

90年代的全世界数控机床制造业都经过重大改组。

如美国、德国等几大制造商都经过较大变动，从90年代初开始已出现明显的回升，在全世界制造业形成新的技术更新浪潮。

如德国机床行业从2000年至今已接受３个月以后的订货合同，生产任务饱满。

我国数控机床制造业在80年代曾有过高速发展的阶段，许多机床厂从传统产品实现向数控化产品的转型。

但总的来说，技术水平不高，质量不佳，所以在90年代初期面临国家经济由计划性经济向市场经济转移调整，经历了几年最困难的萧条时期，那时生产能力降到50％，库存超过４个月。

从1995年“九五”以后国家从扩大内需启动机床市场，加强限制进口数控设备的审批，投资重点支持关键数控系统、设备、技术攻关，对数控设备生产起到了很大的促进作用，尤其是在1999年以后，国家向国防工业及关键民用工业部门投入大量技改资金，使数控设备制造市场一派繁荣。

从2000年８月份的上海数控机床展览会和2001年４月北京国际机床展览会上，也可以看到多品种产品的繁荣景象。

数控技术经过50年的２个阶段和６代的发展：第１阶段：硬件数控（NC）第１代：1952年的电子管第２代：1959年晶体管分离元件第３代：1965年的小规模集成电路。

第２阶段：软件数控（CNC）第４代：1970年的小型计算机第５代：1974年的微处理器第６代：1990年基于个人PC机（PC-BASEO）第６代的系统优点主要有：（１）元器件集成度高，可靠性好，性能高，可靠性已可达到５万小时以上；
（2）提供了开放式基础，可供利用的软、硬件资源丰富，使数控功能扩展到很宽的领域（如CAD、CAM、CAPP，连接网卡、声卡、打印机、摄影机等）；
（3）对数控系统生产厂来说，提供了优良的开发环境，简化了硬件。

目前，国际上最大的数控系统生产厂是日本FANUC公司，１年生产５万套以上系统，占世界市场约40％左右，其次是德国的西门子公司约占15％以上，再次是德海德汉尔，西班牙发格，意大利菲亚，法国的ＮＵＭ，日本的三菱、安川。

1.2 磨床的现状及其发展趋势
随着机械产品精度、可靠性和寿命的要求不断提高以及新型材料的应用增多，磨削加工技术正朝着超硬度磨料磨具、开发精密及超精密磨削（从微米、亚微米磨削向纳米磨削发展）和研制高精度、高刚度、多轴的自动化磨床等方向发展[4]，如用于超精密磨削的树脂结合剂砂轮的金刚石磨粒平均半径可小至4μm、磨削精度高达0.025μm；使用电主轴单元可使砂轮线速度高达400m/s，但这样的线速度一般仅用于实验室，实际生产中常用的砂轮线速度为40－60m/s；从精度上看，定位精度＜2μm，重复定位精度≤±1μm的机床已越来越多；从主轴转速来看，8.2kw主轴达60000r/min，13kw达42000r/min，高速已不是小功率主轴的专有特征；从刚性上看，已出现可加工60HRC硬度材料的加工中心。

北京第二机床厂引进日本丰田工机公司先进技术并与之合作生产的GA（P）62－63数控外圆/数控端面外圆磨床，砂轮架采用原装进口，砂轮线速度可达60m/s，砂轮架主轴采用高刚性动静压轴承提高旋转精度，采用日本丰田工机公司GC32－ECNC磨床专用数控系统可实现二轴（X和Z）到四轴（X、Z、U和W）控制。

此外，对磨床的环保要求越来越高，绝大部分的机床产品都采用全封闭的罩壳，绝对没有切屑或切削液外溅的现象。

大量的工业清洗机和切削液处理机系统反映现代制造业对环保越来越高的要求。

1.3论文研究的主要内容
论文主要的章节和内容：
1.第一章综述了导轨磨床的发展状况，阐述课题提出的目的和意义，明确了本文研究的主要内容。

2.第二章对导轨磨床的总体进行研究，进行总体布局设计。

3.第三章对导轨磨床主轴系统进行整体的设计，进行关键部件的设计与计算。

4.第四章对周边磨头的动力参数进行设计计算。

5.第五章对床身工作台导轨的设计。

6.第六章控制系统大体设计。

第2章数控龙门导轨磨床总体方案设计
数控机床的总体设计方案由以下三部分组成：
1.技术参数设计：主要尺寸规格、运动参数（转速和进给范围)、动力参数（电机功率，最大拉力）。

2.总体布局设计：相互位置关系、运动分析、运动仿真（干涉检查）、外观造型。

3.结构优化设计：整机静刚度、整机的运动性能、整机的热特性。

总布局与使用要求：
1.便于同时操作和观察。

2.刀具、工件，装卸、夹紧方便。

3.排屑和冷却。

2.1 机床的设计要求
本机床的设计，符合国家机床标准。

已定设计参数：
工作台：3000×1200mm
工作台最大荷重2t
高速高效，结构简单可靠，功能强大，性能稳定，精度较高，可用于铣削板材以及多种工件等。

2.2 设计方案
我设计的主要内容是工作台移动数控龙门导轨磨床。

工作台数控龙门导轨磨床是指工作台作纵向移动的龙门导轨磨床。

工作台移动龙门导轨磨床的最大特点是：（1）造价便宜,容易制造生产。

工作台移动式龙门导轨磨床，整机长度必须两倍于纵向行程长度，而移动式龙门导轨磨床的整机长度只需纵向行程加上龙门架侧面宽度即可。

（2）机床的动态响应好。

工作台移动式龙门导轨磨床采用的是固定龙门架,工作台移动可以铣刀做切削运动时更加稳定，从而保证了加工精度和机床的响应性能。

2.2.1 机械部分设计
整机分为床身、龙门架、滑台、主轴箱、三轴进给驱动机构机械部分及相关数控伺服部分。

现把设计过程中的重点阐述如下：
床身是本次设计工作的基础，床身的尺寸设计影响着对整机的设计，而且设计的合理性直接影响到整机的刚度。

床身的上平面即工作台面设计有K 条T形槽，为方便床身工作台面和T形槽的精刨加工，槽完全贯通。

床身的左、右两下脚各设计有一个狭长平面，用来安放滚动直线导轨副。

我把导轨面设计在床身的两下侧，主要是考虑力的传递方向与卸荷问题。

因床身会受到龙门框架的重力、切削力和工件的重力，这样的设计可使龙门框架的重力直接传入到机床的基础上，而床身只受到工件的重力。

龙门框架采用的是整体龙门架的设计概念，即把横梁与左右立柱设计成一体，虽然使铸造和装配调整时的难度加大，但整体龙门框架的刚性更好，更重要的是使主轴箱、滑台等部件有了装配基准。

滑台的设计是在龙门架和主轴箱的几何尺寸确定后，按照主轴的中心尽量贴近横梁上的导轨面为原则，并把Z轴驱动安装位置设计在滑台上，有效地减轻滑台的重量。

设计进给驱动机构的构思如下：X 轴的进给驱动机构采用双边齿轮齿条副加重预压滚动直线导轨副，Y 轴与X 轴采用大直径预压滚珠丝杠副加硬导轨副，且导轨滑动部分贴有工程塑料，避免低速时产生爬行现象，而且导轨部分设计有斜镶条可调装置。

这样设计使机床的整体进给性能得以协调，各轴的进给速度和进给力得到了最佳匹配。

主轴箱的上下垂直运动Z轴采用滚珠丝杠副传动。

由于本机床不是高速导轨磨床，Z轴的进给系统为伺服电动机通过传动比为4的平行轴定比齿轮箱带动滚珠丝杠旋转。

Z 轴的安全问题。

首先选用带电磁刹车的伺服电动机，其次在滚珠丝杠上装有一双向超越离合器，防止滚珠螺母自转引起主轴箱机械式下垂。

当然，为了保护Z轴进给机构的精度，还在滑台上装有两个平衡油缸。

平衡力Q等于主轴箱部件质量的85﹪。

主轴箱的左右移动为Y轴，为了保证Y轴的传动精度，并使丝杠只受水平轴向力，故采用伺服电动机与滚珠丝杠直联方式。

笔者选用的联轴器带有过载保护装置，在过载时联轴器会自动脱开。

2.2.2 数控系统选型
数控系统采用的是西门子4-05，因为此系统提供了龙门轴的同步功能。

使用此功能，本机床可以对龙门框架进给轴（X1，X2）实现无机械偏差的位移。

运动的实际值可进行连续比较，即使最小的偏差也可以得到纠正，因此提高了轴的运动精度。

图1-1 数控龙门导轨磨床总装图（主视图）
2.3 本章小节
本章主要讲解了数控龙门导轨磨床的总理方案设计，其主要内容有机械部分的设计
和数控部分设计，根据所给要求制定出总体设计方案。

第3章 机床主轴箱的设计
3.1 主轴箱的设计要求
1. 具有更大的调速范围，并实现无级调速。

2. 具有较高的精度和刚度，传动平稳，噪声低。

3. 良好的抗震性和热稳定性。

3.2主传动系统的设计 3.2.1 主传动功率
机床主传动的功率P 可由下式来确定：
c
P P η=
式中 P －机床主传动的功率 c P －切削功率 η－主传动链的总效率
数控机床的加工范围一般都比较大，c p 可根据有代表性的加工情况，由下式确定：
)(65500/60000/KW n M v F P z c ∙== 式中 z F －主切削力的切向力（N ） v －切削速度（m/min ） M －切削扭矩 （N/cm ） n －主轴转速 （r/min ）
主传动的总效率一般可取为η＝0.70～0.85，数控机床的主传动多用调速电机和有限的机械变速来实现，传动链比较短，因此，效率可以取较大值。

主传动中各传动件的尺寸都是根据其传动的功率确定的，如果传动效率定的过大，将使传动件的尺寸笨重而造成浪费，电动机常在低负荷下工作，功率因数太小从而浪费能源。

如果功率定的过小，将限制机床的切削加工能力而降低生产率。

因此，要较准确合适的选用传动功率。

3.2.2 驱动源的选择
机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd 向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd 向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。

由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。

根据主轴要求的最高转速4500r/min，最大切削功率5.5KW,选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是4500 r/min。

3.2.3 转速图的拟定
根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围
Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）而主轴要求的恒功率转速范围Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。

设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比Фf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp，即Фf=Rdp=3，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。

变速箱的变速级数:
Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)
取Z=3
确定各齿轮副的齿数：
取S=114
由u=2 得Z1=38 Z1′=76
由u=0.67 得Z2=68 Z2′=46
由u=0.22 得Z3=94 Z3′=20
如取总效率η=0.75，则电动机功率P=5.5/0.75=7.3kw。

可选用北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，连续额定输出功率为7.5kw。

由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图3-1、图3-2、图3-3。

图3-1 主传动系统图
图3-2转速图图3-3主轴功率特性
3.2.4传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。

强度要求保证轴在反复载荷和扭转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，不允许有较大的变形。

因此疲劳强度一般不是主要矛盾。

除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。

如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。

因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。

计算转速nj 是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表3-1所示:
表3-1
各轴的计算
转速
各轴功率和扭矩计算：
已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），则： Ⅰ轴：P1=Pd ×0.99=7.5×0.99=7.42 KW Ⅱ轴：P2=P1×0.97=7.42×0.97=7.20 KW III 轴：P3=P2×0.97=7.20×0.97=6.98 KW
Ⅰ轴扭矩：T1=9550P1/n1 =9550×7.42/1500=47.24 N.m Ⅱ轴扭矩：T2=9550P2/n2 =9550×7.20/750=91.68N.m III 轴扭矩：T3=9550P3/n3 =9550×6.98/173=385.31N.m
[υ]是每米长度上允许的扭转角（deg/m ），可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表3-2所示:
表3-2 许用扭转角选取原则
根据表2-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示: 表3-3 许用扭转角的确定
把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW 、计算转速nj （如表2-1）、允许扭转角[υ]（如表2-3）代入扭转刚度的估算公式
d = (3-3)
可得各个传动轴的估算直径：
Ⅰ轴： d1=28.8mm 取d1=30mm Ⅱ轴： d2=34.0mm 取d1=35mm 主轴轴径尺寸的确定：
已知导轨磨床最大加工直径为Dmax=400mm, 则：
主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax ±15=85～115mm 取D1=95mm 主轴后轴颈直径 D2=(0.7～0.85)D1=67～81mm 取D2=75mm 主轴内孔直径 d=0.1Dmax ±10=35～55mm 取d=40mm 3.2.5齿轮模数的估算
按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。

在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。

齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。

根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮
的齿数不小于17。

而由于Z3,Z3’这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3’。

取Z3’=20,S=114，则Z3=94。

从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是750r/min。

根据齿轮弯曲疲劳估算公式m
ω
≥
(3-4)
根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.84
由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m =3mm，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为m=3mm。

现将各齿轮齿数和模数列表如下：
表3-4 齿轮的估算齿数和模数列表
3.3主轴箱展开图的设计
主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。

因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。

3.3.1设计的内容和步骤
这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。

3.3.2 有关零部件结构和尺寸的确定
传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。

所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。

1）传动轴的估算
这一步在前面已经做了计算。

2）齿轮相关尺寸的计算
为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。

而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数Φm =(6-10)m。

这里取齿宽系数Φm=10, 则齿宽B=Φm×m=10×3=30mm.现将各个齿轮的齿厚确定如表3-5所示: 表3-5 各齿轮的齿厚
须算出。

现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-6所示:
表3-6 各齿轮的直径
由表
表3-7 各轴的中心距
为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-2mm，所以首先设计滑移齿轮。

Ⅱ轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm,当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm，且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为d1= 45mm,d2=8mm。

由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。

现取齿轮之间的间距为82mm和45mm。

图3-4 齿轮的轴向间距
4）轴承的选择及其配置
主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。

轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。

同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低；多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。

为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。

通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。

高速轻载采用成
组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25°或15°的接触角。

轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。

该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。

主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个。

3.3.3 各轴结构的设计
I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图4—2所示
图3—5
II轴安装滑移齿轮，其结构如草图3—2所示
图3-6
III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图4—4所示
图4-4
3.3.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算
最佳跨距的确定
取弹性模量E=2.1X 11
10Pa ，D=（95+75）/2=85；
主轴截面惯距
64
(44)
2.48102D d I m --=∏
=⨯
截面面积：A=4415.632
mm 主轴最大输出转矩：
9550477.5n p
M N m
n ==∙
床身上最大回转直径约为最大加工直径的60%，即240mm 。

故半径为0.12m
3979.20.12n
z M F N =
=
Fy=0.5Fz=1989.6N 故总切削力为：
估算时，暂取L0/a=3,即取3x120=360mm.
前支承支反力
00360120
4448.94931.9360A l a R F N l ++=⨯
=⨯=
后支承支反力
01204448.91483.0360B a R F N l =⨯
=⨯=
取
2
13.97610/a K N m =⨯ 22.6710/b K N m =⨯ 5.23a
b
K K =
3
0.216
a EI
K a η=
=⨯
则0/ 2.96L a = 则0281L mm =
因在上式计算中，忽略了ys 的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm 计算刚度损失：
取L=385mm,χ=4.61因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm
计算刚度损失：
取L=385mm,χ=4.61
表3-8
及支承形式都能满足刚度要求。

3.4 零件的校核
3.4.1齿轮强度校核
校核II轴齿轮校核齿数为20的即可，确定各项参数
P=7.2KW, n=750r/min。