機(jī)床主軸箱的設(shè)計(定稿).

1、、八刖摘要 3第1章運動設(shè)計 51.1已知條件 51.2結(jié)構(gòu)分析式 51.3繪制轉(zhuǎn)速圖 61.4繪制傳動系統(tǒng)圖 9第2章動力設(shè)計 102.1確定各軸轉(zhuǎn)速 102.2帶傳動設(shè)計 102.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 12第3章齒輪強(qiáng)度校核 153.1校核a傳動組齒輪 153.2校核b傳動組齒輪 163.3校核c傳動組齒輪 17第4章主軸撓度的校核 194.1確定各軸最小直徑 194.2軸的校核 19第5章主軸最佳跨距的確定 215.1選擇軸頸直徑，軸承型號和最佳跨距 215.2求軸承剛度 21第6章各傳動軸支撐處軸承的選擇 23第7章 主軸剛度的校核 247.1主軸圖： 247.2計算跨距 2

2、4結(jié)束語 26致謝 27參考文獻(xiàn) 28我國研究數(shù)控技術(shù)源于1958年，幾十年來經(jīng)過了發(fā)展、停滯、引進(jìn)技術(shù)等幾個 階段。1985年以后，我國的數(shù)控機(jī)床在引進(jìn)、消化國外技術(shù)的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了大量 的開發(fā)工作。到1989年底，我國數(shù)控機(jī)床的可供品種已超過 300種，一些較高檔次 的數(shù)控系統(tǒng)，如五軸聯(lián)動的數(shù)控系統(tǒng)、分辨率為0.O2um的高精度車床用數(shù)控系統(tǒng)、數(shù)字仿真的數(shù)控系統(tǒng)、為柔性制造單元配套的數(shù)控系統(tǒng)，也陸續(xù)開發(fā)出來，并制造出 了樣機(jī)。我國數(shù)控系統(tǒng)在技術(shù)上已趨于成熟，在重大關(guān)鍵技術(shù)上（包括核心技術(shù)），已達(dá)到國外先進(jìn)水平。目前，已新開發(fā)出數(shù)控系統(tǒng)80種。自“七五”以來，國家一直把數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展作為重中

3、之重來支持，現(xiàn)已開發(fā)出具有中國版權(quán)的數(shù)控系統(tǒng)， 掌握了國外一直對我國封鎖的一些關(guān)鍵技術(shù)。 例如，曾長期困擾我國、并受到西方國家封 鎖的多坐標(biāo)聯(lián)動技術(shù)對我們已不再是難題，0.1卩m當(dāng)量的超精密數(shù)控系統(tǒng)、數(shù)控仿形系統(tǒng)、非圓齒輪加工系統(tǒng)、高速進(jìn)給數(shù)控系統(tǒng)、實時多任務(wù)操作系統(tǒng)都已研制成功。 尤其是基于PC機(jī)的開放式智能化數(shù)控系統(tǒng)，可實施多軸控制，具備聯(lián)網(wǎng)進(jìn)線等功能， 既可作為獨立產(chǎn)品，又是一代開放式的開發(fā)平臺，為機(jī)床廠及軟件開發(fā)商二次開發(fā)創(chuàng) 造了條件。我國數(shù)控機(jī)床市場廣闊，自2003年開始，中國就成了全球最大的機(jī)床消費國，也 是世界上最大的數(shù)控機(jī)床進(jìn)口國，雖然我們已經(jīng)取得不可否認(rèn)的成就，但我國數(shù)控機(jī)

4、床核心技術(shù)90%仍需進(jìn)口，我們只有緊跟先進(jìn)技術(shù)進(jìn)步的大方向，并不斷創(chuàng)新，才能 趕超世界先進(jìn)水平。摘 要我國是機(jī)床消費大國，機(jī)床的核心設(shè)計關(guān)系的整個國家的機(jī)械制造水平。本論文依據(jù)工廠車間常見普通機(jī)床的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)， 根據(jù)設(shè)計要求，依次對機(jī)械主軸 箱做了運動設(shè)計、動力設(shè)計，對主軸箱涉及的齒輪齒數(shù)以及相應(yīng)軸的轉(zhuǎn)速做了合理的 確定；通過最優(yōu)化運算，確定了主軸箱各個齒輪的強(qiáng)度；通過對主軸撓度、跨度、剛 度的運算，對各傳動軸處的軸承進(jìn)行了合理的選擇。關(guān)鍵詞：機(jī)床主軸箱齒輪Our country is machi ne con sumers, the core desig n mach ine tools of

5、 the relati on ship betwee n the mecha ni cal manu facturi ng level of the whole coun try.This paper based on the conven ti onal machi ne tools factory workshop com mon basic data, accord ing to the desig n requireme nts, which in turn to mecha ni cal spin dle box do sports desig n, dyn amic desig n

6、 of spin dle box invo Ives gear and corresp onding the speed of the shaft gear the determ in ati on of reas on able; Through the optimizati on calculati on, the determ ined the spin dle box all the stre ngth of the gear; Through to the main shaft deflection, the span, and stiffness of the operation,

7、 the drive shaft bearings in the reas on able choice.Keywords: spi ndle ,box ,gear第1章運動設(shè)計1.1已知條件1確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速n min = 31.5r/min2確定公比：= 1.413轉(zhuǎn)速級數(shù)：z =121.2結(jié)構(gòu)分析式 12 =3 2 2 12 =2 2 3 12=2 3 2從電動機(jī)到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機(jī)處 可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原 則，因此取12二2 2 3方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限

8、imin制最小傳動比 4 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比為空2。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍Rmax = Imax.Sin纟810。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小,根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下:圖1-1傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴(kuò)大組：R2漢 X?漢(P2 1) 甘巾® =1.41 X?=6 P2=2:其中，所以R2二1.41 6仁8.46乞810，合適。1.3繪制轉(zhuǎn)速圖(1) 選擇電動機(jī)一般車床若無特殊要求，多采用 丫系列封閉式三相異步電動機(jī)，根據(jù)原則條件 選擇Y-132M-4型丫系列

9、籠式三相異步電動機(jī)。(2) 分配總降速傳動比總降速傳動比 i =n min / nd =31.5/1440.02又電動機(jī)轉(zhuǎn)速nd =1440r/m'n不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動副。(3) 確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+ 1 = 3 + 1 + 1 = 5。(4) 確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖由門伽=31.5r /min =1.41Z = 12確定各級轉(zhuǎn)速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為I、U、M、W°I與n>n與川、

10、川與W軸之間的傳動組分別設(shè)為a b、c。現(xiàn)由W (主軸)開始，確定I、u、川軸的轉(zhuǎn)速： 先來確定川軸的轉(zhuǎn)速,6 6傳動組c的變速范圍為1.41二8二Rmal 8,10，結(jié)合結(jié)構(gòu)式，川軸的轉(zhuǎn)速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 確定軸U的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳 動比太小，可取% =1/®3 =1/2.8bi2 =1/1軸U的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。 確定軸I的轉(zhuǎn)速對于軸I,其級比指數(shù)為1,可取=1/2 =1/2 ai2 =1/® =1/1.41 ai3 =1/1確定

11、軸I轉(zhuǎn)速為 710r/min。面畫由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定傳動比i = 1440/710 =144/71 出轉(zhuǎn)速圖（電動機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。（5）確定各變速組傳動副齒數(shù)電動機(jī)1H皿Wr rir圖1-2傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖傳動組a杳表 8-1 ai1 =1 1/2ai2 二1/ 1/1 .41 ai 1/1ai1 刊/=1/2時：Sz =57、60、63、66、69、72、75、7877ai2=1/1.41 時：Sz二58、60、63、65、67、68、70、72、73、ai3 =1/1 時：Sz二58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取Sz =72,于是可

12、得軸I齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是 ia1 =24/48 ia2 =30/42 ia3 =36/36可得軸U上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為:48、 42、 36。傳動組b查表 8-1, 5 =1/酹=1/2.8，b2 =1/1bi1" =1/2.8 時：§ =69、72、73、76、77、80、81、84、87bi2 "門時：Sz =70、72、74、76、78、80、82、84、86可取Sz =84,于是可得軸U上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。于是 £ =22/62 b很一 42/42，得軸川上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。傳動組c查表 8-1

13、,q =1/4 ©=2Ci1 = 1 / 4 時.Sz =.84、85、89、90、94、95ic2 = 2 時：Sz 二72、75、78、81、84、87、89、90可取Sz "90.5 =1/4為降速傳動，取軸川齒輪齒數(shù)為18;ic2 *為升速傳動，取軸w齒輪齒數(shù)為 30于是得 5 =18/72 ic2 =60/30得軸川兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18, 60;得軸W兩齒輪齒數(shù)分別為72, 30。1.4繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖:第2章動力設(shè)計2.1確定各軸轉(zhuǎn)速(1) 確定主軸計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速為：n IV=n miQ331.5 1.

14、413=90r/ min(2) 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速軸川可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸川的計算轉(zhuǎn)速125r/min；軸U的計算轉(zhuǎn)速為355r/min ;軸1的計算轉(zhuǎn)速為 710r/min。(3) 各齒輪的計算轉(zhuǎn)速傳動組c中，18/72只需計算z = 18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min; 60/30只需 計算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為250r/min;傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/min;傳動組a應(yīng)計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 710r/min。(4) 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差n實=1440126/ 256 36/36 42/42 60/30 =

15、 1417.5r/minn 標(biāo)=1400r/min(n實- n標(biāo))100% =(1417.5-1400)1400100% =1.25% : 5%所以合適。2.2帶傳動設(shè)計電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16.1小時，工作年數(shù)10年。(1) 確定計算功率取 Ka =1.1，貝y Pea =KaP =1.1 漢 7.5 = 8.25KW(2) 選取V帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選 B型帶。(3) 確定帶輪直徑和驗算帶速查表小帶輪基準(zhǔn)直徑d 125mm d? = 125匯i = 125匯2.03= 254mm:d1 n1v =驗算帶速成

16、 60 1000其中ni-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min ； dl-小帶輪直徑，mm ；3.14 125 144060 1000= 9.42m/s 5,25，合適。(4) 確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度設(shè)中心距為a0,則0. 55 ( d1 d2)< a乞2 ( d1 d2)于是208.45乞a乞758，初取中心距為a° = 400mm兀(d24)2L0=2a。(d1 d2)21 -帶長24a0二 2 400(125254)2(254 -125)4 400=1405mm查表取相近的基準(zhǔn)長度Ld , Ld =1400mma =a0 +=397.5mm帶傳動實際中心距2(5)驗算小帶輪的

17、包角d 2- d 1匕° c(1 俺180 漢 57.3 =161.4 一般小帶輪的包角不應(yīng)小于120 ,a合適。(6)確定帶的根數(shù)120其中:ZPca(p。祁0)匕.燈人P0-i以時傳遞功率的增量;°-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；kL-長度系數(shù)；為避免V型帶工作時各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于108.25(2.19 0.46) 0.95 0.90=4(7) 計算帶的張緊力&Fo =5。餐嚴(yán) _")qv2vZk：其中：Pca -帶的傳動功率，KW ；v-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m ；取q=0.17kg/m。v = 1440r/min =

18、 9.42m/s。8 252 509F° =500()0.17 9.422 = 193.7N9.42 漢 40.95(8) 計算作用在軸上的壓軸力一”161.4FQ ：2ZF°si門” 2 4 193.7 sin1530N2 22.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核(1) 模數(shù)的確定：a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù)先計算24齒齒輪的模數(shù)：m =163383（1）Ndmz2t2 nj其中：=公比；= 2；N d -電動機(jī)功率；Nd = 7.5KW ；m-齒寬系數(shù)；卜-齒輪傳動許允應(yīng)力；nj-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。K N lim取"im = 600MPa,安全系數(shù)S = 1。由

19、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取Kn =°.9°9 60°=54MPa= 0.90，取S=1KnK n H lim 1S0.90 6001MPa =540MPam1 -163383 (2 1) 7.5= 3.72mm8 242 2 5402 710取 m = 4mm。按齒數(shù)30的計算，m2 " 3.13mm，可取m = 4mm；按齒數(shù)36的計算，m3 =3.39mm,可取m = 4mm于是傳動組a的齒輪模數(shù)取 m = 4mm，b = 32mm軸I上齒輪的直徑：da1 =4 36 = 144mm； da2 =4 30 = 120mm； da3 = 4 24 = 96mm。

20、 軸U上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：da1 =4 36 = 144mm； da2 =4 42 = 168mm； da3 = 4 48 = 192mm b傳動組：確定軸U上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。m=1 6 3 3 8（；吧 gmz2 咿2 nj按22齒數(shù)的齒輪計算：2.8，nj = 3 5r5/ m i n可得 m = 4.8mm；取 m = 5mm。按42齒數(shù)的齒輪計算：可得 m = 3.55mm；于是軸U兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為 m = 5mm。于是軸U兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：db1 =5 22 = 110mm； db2 =5 42 = 210mm軸川上與軸U兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：db1 = 5

21、 62 = 310mm； d = 5 42 = 210mmc傳動組：取 m = 5mm。軸川上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為：dc1 = 5 18= 90mm； dc2 =5 60 = 300mm軸四上兩齒輪的直徑分別為：dc1 = 5 72 = 360mm； dc2 = 5 30 = 150mm第3章齒輪強(qiáng)度校核2KTMaYsaC F =計算公式bm3.1校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)(1) P=8.25KW, n=710r/mi n,T =9.55 106 P/n =9.55 106 8.25/710 = 1.1 105 N mm(2) 確定動載系數(shù)=3.57m/ s兀dn兀

22、x 96x710v =60 1000 60 1000齒輪精度為7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù) Kv二1。5(3) b 仝 m m = 8 4 二 32mm(P - A(4) 確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)d _1非對稱 © I =1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10%= 1.12 0.18(1 0.6) 0.23 10； 32=1.42b/h =32/(4 2)=4查機(jī)械設(shè)計得，心1.27(5) 確定齒間載荷分配系數(shù)52T 2 1.1 10Ft2290 Nd961.0 229032= 71.56100N /m由機(jī)械設(shè)計查得，©'KF：, g(6

23、) 確定動載系數(shù)K=KaKvKf：.Kh =1.0 1.05 1.2 1.27 =1.6查表10-5YFa =2.65Fsa =1.58(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 "E二540MPa。圖 10-18 查得 Kn =0.9,S = 1.30.9 疋 540“374Mpa1.3374YFaYsa2.65 1.58 "89.3bm 32 4如6 2290.28.6 <89.3故合適。3.2校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù)(1) P=8.25KW, n=355r/mi n.66cT -9.55 10 P/n 755 108.2

24、5/355 =2.22 10 N mmdn二 110 355(2)確定動載系數(shù):v 二二0 1000 60 1000二 2.04m /s齒輪精度為7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù) Kv =1.0 b = m m=8 5二 40mmr -1(4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)d _1非對稱 K- =1.12 0.18 1 0.6；2 d20.23 10b= 1.12 0.18(1 0.6) 0.23 10” 40 = 1.42b/h =40/(5 2.8) =2.9查機(jī)械設(shè)計得，Kf，1.27(5) 確定齒間載荷分配系數(shù)：r =2T22.22104040N込 3=101 一100N/m40由機(jī)械設(shè)

25、計查得，Kf二5九1確定動載系數(shù)：K = KaKvKf：Kh：. =1.0 1.0 1.1 1.2 1.397查表10-5YFa =2.2Fsa =1.57(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 "E二540Mpa。圖 10-18 查得 Kn =0.9,s = 1.3" = OS 挈 ®4Mpa1.3黑二器丁87.5KFt J.397 4040 =2887.5bm 40 5故合適。3.3校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù)(1) P=8.25KW, n=355r/mi n,665dnT =9.55 10 P/n =9.55 108

26、.25/355 = 2.22 10 N mm八= -935=1.67m/s確定動載系數(shù)：60 100060 1000齒輪精度為7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù) Kv =°.9©)b = m m=8 5二40mm(4)確定齒向載荷分配系數(shù)取齒寬系數(shù)：d二1非對稱心，1.12 W 0.6 d2 d2。23 1°= 1.12 0.18(1 0.6) 0.23 10 40=1.42b/h =40/(5 4)=2查機(jī)械設(shè)計得心1.27(5)確定齒間載荷分配系數(shù)2T 2x2.22x105Ft4930 Nd90KaBb1.0 493040= 123 -100N/m由機(jī)械設(shè)計查得Kf

27、：. = Kh：. ".1(6) 確定動載系數(shù)K =KaKvKf-.Kh ."0 0.9 1.1 1.27=1.2573查表10-5YFa =2.91Fsa = 1.53(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 6e二540MPa圖 10-18 查得 Kn =0.9,S = 1.3J0.9 5401.3= 374MpaYFaYSa3742.91 1.53=84二 30.99 : 84故合適。KFt _ 1.2573 4930bm40 5第4章主軸撓度的校核4.1確定各軸最小直徑(1) I軸的直徑:1 =0.96, n1 =710r/mind 一 914 7

28、.5V n4=917.5 4.96V 710=29mmd 王 91j：7.54 ；一 f 7.5 匯 0.922 =91 <i355=34mmU軸的直徑：2 二 1 0.98 0.99 0.99 =0.922, n2 = 355r/min川軸的直徑:7.5 0.891253 二 2 0.98 0.99 =0.89, n3 =125r/min主軸的直徑：40.99 0.98 0.98 = 0.85,n4 =31.5r/min=44mm4 ,如75：d 3 91（：=91 J=61mm1 n31.54.2軸的校核I軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對I 軸中點處

29、的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核T =9.55 106 P/n =9.55 1067.5 0.96/710 = 96.8N mFt =2 T/d=2 96.8/(96 10)=2017NP = F = . Ft2 Ft2 二 2852N已知：d 二 36mm, E= 200 109 Pax =330mgb =228mm,y 亠 0.03 4 = 0.12mm2 2 27F Xb xxQ x -b )Yb :6 x E x I x 丨(2852 卜228 x330 x(6852 2282 3302 卜(10)49 Tt X 36 j 3 436 200 1010685 1064=

30、 0.98 10mmYby,所以合格。u軸、川軸的校核同上。第5章主軸最佳跨距的確定400mm 車床，P=7.5KW.5.1選擇軸頸直徑，軸承型號和最佳跨距前軸頸應(yīng)為 75-100mm初選 d1=100mm,后軸頸 d2 = (0.7 - 0.9)d1 取 d? = 7°mm，前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度= 75mm5.2求軸承剛度考慮機(jī)械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距：T=9550譽(yù)=676N床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%,取50%即200 mm,故半徑為0.1 mFC =空=6760N切削力：0.1背向力:FP =0.5FC =0.5

31、6760 = 3380N故總的作用力：FF訂FC =7558N次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半故主軸軸端受力為 F / 2 =3779N先假設(shè) I / a = 3,1 = 3 75 = 225 mm前后支撐RaRb分別為Ra，=3779 = 5039N2 I225R = a =3779 互1260 N2 I225、, dr 小 ” l 0.1, 0.8,.、0.91.9 _Kv - =3.39Fr la (iz) cos根據(jù)小rFvA =5039N, FvB -1260NlaA = 8.8mm,laB =10.8,Zb =17b =1a = 2, Za = 300 10 80.9

32、1 9 。Ka =3.39x5039 . <8.8 . x (2 x 30 ) cos . 0 =1809NKb =3.39 12600.1 10.80.82 17 0.9 cos19 0 =1107NKa/Kb18091.631107de 二 10070 /2 二 85mm1=0.050.0854 -0.0464 = 2.39 10*m4口 El 2.1X1011 x2.39x10(“3 36 -0.658318090.075106第6章各傳動軸支撐處軸承的選擇參考金屬切削機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書表 2,取通用機(jī)床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑D1 = 80mm,后軸頸直徑 D2 =（0.70.85）

33、D1 ,取D2 = 65 mm,主軸內(nèi)孔直徑d =0.1 Dmax ± 10 mm，其中Dmax為最大加工直徑估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失）取 d = 40mm。按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑:91 4 d=-nj式中d傳動軸直徑;該軸傳遞功率（KW）；n該軸計算轉(zhuǎn)速（r/min）；該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角 這些軸都是一般傳動軸，取'=10/m。代入以上計算轉(zhuǎn)速的值，計算各傳動軸的直徑:I軸：d1 =26mm；II軸：d2 =31mm；m軸:d3 =40mm；第7章主軸剛度的校核7.1主軸圖:圖7-1主軸圖7.2計算跨距前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承I =332 374 12.5 -31.5 = 687mm = 0.687m當(dāng)量外徑de二 80.56mm4 684 22 724 54 804 756 1004 35 1044 8 X887主軸剛度.由于di / de = 45/8°56 = °5586 0.5故根據(jù)式（10-8