机床主轴传动系统结构设计

摘 要普通车床主轴箱设计，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；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，；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。【关键词】车床;主轴箱;变速系统;主轴组件。AbstractOrdinarylathespindleboxdesign,mainlyincludesthreeaspects,namely:accordingtothedesigntopicgivenmachineusage,specifications,spindlespeed,speedratioorseriestoidentifyotherrelatedmovementparametersandselectspindlealllevelsvelocityvalue;throughanalysisandcomparisontoselecttransmissionscheme;drawstructuresorstructuralnetwork,definespeeddiagram;determinetoothnumberofgearandbeltwheeldiameteranddrawtransmissionsystemdiagram.Secondly,accordingtothetypeofmachineandelectricmotorpower,identifycalculationspeedoftheprincipalaxisandthetransmissionparts,initiallydecidethediameterofthetransmissionshaft,thegearmodulus,confirmthetransmissionbelttypeanditsnumber;AfterassemblySketchesfinishneedtochecktransmissionparts(transmissionshaft,chiefshaft,gear,rollingbearing)stiffness,intensityorlifespan.Finally,aftercompletionofthekinematicdesignanddynamicdesignstillneedtomakemaindrivesystembestructuredanddesignspindlegearboxassemblydrawingandpartsdrawing,emphasizesonthetransmissionshaftcomponent,maincomponents,transmissionmechanism,box,lubricationandseal,transmissionshaftandtheslipgearpartsdesign.Key wordslathe;spindlebox;transmissionsystem;spindleassembly. 桂林电子科技大学信息科技学院毕业设计（论文）说明书 第 46 页 共 49 页引言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、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，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范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内外同类机床的对比，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。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。1 绪论1.1 设计的目的及其研究意义本课题是以普通车床为研究目标，从其主轴箱及主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析的几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越。我国车床进入市场到现在，通过各大机床厂家的不懈努力，通过采取与国外著名机床厂家的合作、合资、技术引进、样机消化吸收等措施，使得我国的机床制造水平有了很大的提高，其产量在金属切削机床中占有较大的比例。目前，国产车床的品种、规格较为齐全，质量基本稳定可靠，已进入实用和全面发展阶段。但是在这些机床中，大都处于单机运行状态，并且相当一部分处于效率不高，加工不精密的状态。本项目的研究，有利于改善机床的性能，使得产品的加工更加高效，更加精密。1.2 国内外的研究现状近年来我国企业的机床占有率逐年上升，在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也普遍开始使用。在这些机床中相当部分处于使用效率不高，管理方式落后的状态。与国外的机床相比，我国机床还存在以下几方面的问题：产品质量、可靠性及服务等能力不强。国产机床在质量、交货期和服务等方面与国外著名品牌相比存在较大的差距。国产车床的技术含量与生产水平与国际上先进水平也有较大差距。在交货期方面，绝大多数企业由于任务重拖期交货。服务体系不健全，在市场开拓、成套技术服务、快速反应能力等方面不能满足市场快节奏和个性化的要求。自主创新能力不足。 长期以来，我国机床制造业的基础、共性技术研究工作主要在行业性的研究院所进行。能力薄弱，技术创新投入不足，引进消化吸收能力差，低水平生产能力过剩，自主创新能力不高，缺乏优秀技术人才。虽然国产机床制造商通过技术引进、海内外并购重组以及国外采购等获得了一些先进技术，但缺乏对基础共性技术的研究，忽视了自主开发能力的培育，企业的市场响应速度慢。 功能部件发展滞后。机床是由各种功能部件（主轴单元及主轴头、滚珠丝杠副、回转工作台等）在床身、立柱等基础机架上集装而成的，功能部件是机床的重要组成部分。虽不可否认我国其中个别产品的制造水平接近国际先进水平。但整体上，我国机床功能部件发展缓慢、品种少、产业化程度低，精度指标和性能指标的综合情况还不过硬。目前，许多功能部件仅能满足中低档机床的配套需要，但是很大一部分还是还依赖进口。因此，我们应该尽快研究机床行业的核心技术。1.3 设计方案本课题主要通过数据分析，校核计算，设计出机床主轴传动系统及分级变速系统等各单元部件的布置结构。（1）设定普通机床主轴箱的整体尺寸；（2）通过给定的技术参数来初步设定主分轴、齿轮数等的结构尺寸；（2）对传动系统进行理论力学分析，精确计算选定尺寸及材料；（3）由电机转速传动至进给系统的参数反馈，校核所选定主轴和转动轴尺寸的合理性；（4）完成整体结构设计，绘制装配图及零件图。2 机床总体设计2.1 设计参数本次设计的车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如表2.1所示工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z3202000427.51.4112表2.12.2 主轴箱展开图图展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。主轴箱分布图如图2.1所示图2.12.3 电动机的确定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4mm，f取0.6。 确定切削速度，参，取V=1.7。 机床功率的计算，主切削力的计算 公式：F=9.81 =9.8127040.920.95 =3242（N）切削功率的计算 =32421.7=5.5（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=6.86(kW)查机械设计课程设计指导书P142可得，选择电动机型号为Y132M-4，满载时，其转速为1440r/min。因此初选电动机合格。3 主运动参数的拟定3.1 确定传动比根据机械制造装备设计知 ， Z=+1=1.42根据机械制造装备设计表2-4 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.根据机械制造装备设计表2-5标准数列。给定的最低转速为45r/min，在标准数列中，可以选择最低转速为45，因此可以得到公比为1.41的数列：45,64,90,127,180,254,358,505,715,1004,1415,1955.3.2 主传动系统方案确定3.2.1传动布局选择有变速要求的主传动，可分为集中传动式和分离式传动式两种布局方式把主轴组件和主传动的全部变速机构集中于一个箱体内，被称为集中传动式布局，一般将该部件成为主轴变速箱；而把主轴组件和主传动的大部分变速机构分离装于两个箱体内，被称为分离传动式布局。由于集中传动式布局结构简单，偏于实现集中操纵，箱体数少，在机床上安装、调整方便。大多机床采用这种布局，因此，本设计也将采用此种布局。3.2.2变速方式选择机床主传动的变速方式可分为无级变速和有级变速两种。无级变速是指在一定速度（或转速）范围内能连续、任意的变速。有级（或分级）变速是指在若干固定速度（或转速）级内不连续地变速。而变次的设计采用的是滑移齿轮变速机构，因此使用的是有级变速。3.2.3开停及正反转方式选择控制主轴启动和停止分电动机开停和机械开停两种，而换向同样如此。本次设计采用电动机开停，机械方式中的片式摩擦离合器来实现正反转。4 变速结构的设计4.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目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： ，可以有三种方案：2.2.2变速式的拟定 12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。综上所述，变速式为12=232，12=322。4.2 变速式的拟定 12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速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，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=232方案为好。4.3 结构式的拟定对于12=232传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床传动轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。在拟定结构式时，要采用前多后少的安排变速组的传动顺序，要前密后疏的安排其扩大顺序，因此采用主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：检查变速组的变速范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范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 其中， ，符合要求4.4 结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图4.1所下图4.14.5 转速图的拟定、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 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。、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：45,64,90,127,180,254,358,505,715,1004,1415,1955、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 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：180,254,358,505,712,1004r/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 ，轴的转速确定为：712,1004r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ， 确定轴转速为1415r/min。因此转速图如图4.2所示图4.24.6 确定齿轮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。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表2-8中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。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。根据机械制造装备设计,查表可得各种常用变速比的使用齿数。、变速组a:，； 时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77可取84,于是可得轴齿轮齿数分别为：28、35。于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：56、49。、变速组b:根据机械制造装备设计,查表2-8各种常用变速比的使用齿数, ，,时：87、89、90、91、92时：87、89、90、91时：86、88、90、91可取 90，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：18、30、45。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：72，60、45。、变速组c:同理可得；,时：、85、89、90、94、95、108时： 84、87、89、90、108可取 108.为降速变速，取轴齿轮齿数为22；为升速变速，取轴齿轮齿数为36。于是得,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。4.7 绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件绘制系统图，如图4.3所示：5 传动件的设计5.1 传动带的设计三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)、选择三角带的型号由机械设计查表可得工作情况系数查的共况系数=1.2。有公式 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、由机械设计图8-11普通V带轮型图选用A型。(2)、确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-6、表8-8初选小带轮基准直径=125。由公式 有表8-8可得 (3)、验算带速度V， ，故带速合适。(4)、初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式（8-20）取，取=600mm.(5)、三角带的计算基准长度由公式（8-22）计算带轮的基准长度 由表8-2，圆整到标准的计算长度(6)、验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)、确定实际中心距按公式（8-23）计算实际中心距(8)、验算小带轮包角根据公式（8-25），故主动轮上包角合适。(9)、确定三角带根数查表8-4a由和得= 1.92KW 查表8-4b由 i=1.8和得= 0.15KW,查表8-5，=0.98；查表8-2，长度系数=1.0取 根(10)、计算单根V带的初拉力的最小值查表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m= 5 （11）计算作用在轴上的压轴力 5.2 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5.2.1计算各轴转速、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，主轴的计算转速为、各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴71r/min按72/18的变速副找上去，轴的计算转速为180r/min；轴的计算转速为712r/min；轴的计算转速为1415r/min。、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，22/86只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为505r/min； 变速组b计算z = 18的齿轮，计算转速为712r/min； 变速组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为1415r/min。5.2.2确定传动轴最小直径根据公式， 取=1.轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取 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（）。5.2.3花键轴的选用因为轴上要安装滑移齿轮，因此我采用花键轴。其基本尺寸据GB/T1144-1987选取：轴：轴：前段后段轴：5.2.4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1表3-12许用挠度； 。 轴的校核最大挠度：查表得许用挠度； 。 轴的校核同上。5.3 摩擦离合器摩擦离合器是靠主从动不分的结合元件采用摩擦副以传递转矩，可在运转中结合，结合平稳，过载时离合可打滑起安全保护作用。片式摩擦离合器结构紧凑，调节简单可靠，因此本设计采用片式摩擦离合器。计算转矩，取摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径摩擦盘工作面的内直径摩擦盘宽度b摩擦面对数m，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落7.1 主轴组件的作用与基本要求7.1.1主轴组件的组成、功用及基本要求主轴组件由主轴、主轴轴承和安装在主轴上的传动件、密封件等组成。主轴组件是机床的执行元件，它的功用是支撑并带动工件或刀具完成表面形成运动，同时氦气传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用。主轴和一般的传动轴的相同点是：两者都传递运动、扭矩并承受传动力，都要保证传动件和支撑件的正常工作条件。但主轴直接承受切削力，还要带动工件或刀具，实现表面成形运动，因此对主轴组件有高的要求。7.1.2主轴组件的基本要求对主轴组件总的要求是,保证在一定的载荷与转速下，带动工件或刀具精确而稳定地绕其轴心线旋转，并长期地保持这种性能，对此，对主轴组件提出以下几方面要求。旋转精度主轴组件的旋转精度是指机床处于空载手动或机动低速旋转情况下，在主轴前段安装工件或刀具的基准面上所测得的径向跳动、端面跳动和轴向窜动的大小。主轴的旋转精度，直接受轴承和间隙的影响，同时也和其他ing级按（箱体、主轴本身等）的精度有关。刚度主轴组件的刚度是指其在外加载荷作用下抵抗变形的能力，通常以主轴前端部产生一个小单位的弹性变形时，在变形方向上所加的作用力的大小来表示。抗振性 主轴组件的抗振性是指其抵抗受迫振动和自激振动而保持平稳的运转能力。温升和热变形主轴组件工作时因各相对运动处的摩擦和搅油等而发热，产生了温升，温升使主轴组件的形状和外置发生畸变，成为热变形。精度保持性主轴组件的精度保持性是指长期地保持其原始制造精度的能力。为此，主轴组件中的各滑动表面，包括主轴轴颈和滑动轴承的配合必须具有一定的硬度和耐磨性。其他主轴组件应保证上述基本要求外，还应满足一下要求a.主轴的定位可靠。主轴在切削力和传动力的作用下，应有可靠的径向和轴向定位，使主轴在工作时所受到的切削力和传动力通过轴承可靠地传至箱体等基础零件上去。 b.主轴前端结构应保证工件或大局装卡可靠，并有足够的定位精度c.结构工艺好，在保证好用的基础上，尽可能地做到好造、好装、好拆及好修，并尽可能降低主轴组件的成本。7.2 主轴基本尺寸的确定7.2.1 主轴外径尺寸的确定主轴的外径尺寸，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=7.5KW查金属切削机床设计表5-12，前轴颈应,初选,后轴颈取,7.2.2主轴孔径的确定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：式中：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，如图7.1可见， 图7.1主轴内孔直径对刚度的影响当时，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。7.2.3主轴悬伸量确定主轴悬伸量a是指主轴前支撑反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，其决于主轴前端的结构形状及尺寸；另外，其还与前支撑中轴承的类型及组合形式、工件或工夹具方式以及前支撑的润滑及密封装置的结构尺寸等相关。初选a值，通用车床按金属切削机床设计查a/=0.61.5，故初选a=120mm。7.2.4主轴支承跨距主轴支承跨距L是指主轴前后或前一中支承反力作用点只之间的距离，它是决定主轴组件刚度的主要因素之一。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。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。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。查机械设计简明手册前轴承刚度 则初算时可取平均值作为惯性距的计算直径，即故惯性转矩T= 查金属切削机床设计得：故初算mm7.2.5主轴最佳跨距的的确定1、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,.3、主轴当量直径；4、主轴惯性矩；5、计算最佳跨距查金属切削机床设计7.3 主轴刚度的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。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。主轴组件如7.2所示7.3.1主轴端部挠度计算主轴端部挠度直接影响加工精度和表面粗糙度，因此必须加以限制。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如7.3图所示 图7.3在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则：当量切削力的计算：主轴惯性矩；式中：主轴前支撑转角满足要求。7.3.2主轴前端位移的验算；计算C点挠度、当量切削力F的计算,见上文。、驱动力Q的计算其中：所以 、轴承刚度的计算 、确定弹性模量E、惯性距I、和长度a、b、s。 轴的材产选用40Cr， 主轴的惯性距I为： 主轴C段的惯性距Ic可近似地算： 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=54mm、只考虑F力作用在主轴前端时轴端的位移， 、只考虑驱动力Q作用在主轴两支撑间时，轴端的位移；、求主轴前端C点的终合挠度综合挠度；又；因为，所以此轴满足要求。7.4 主轴组件的密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：（1）堵加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。（2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱结论本次设计的课题是机床主轴传动系统结构设计，是在修完大学所有课程之后径向的一次综合性设计，