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燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书
选i2=0.27的齿轮副为26/95 2.3.3 主轴箱传动机构简图
2.3.4 转速图拟定
2.4 传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还满足刚度要求，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，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者
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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。
计算转速nj是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。
主轴： nj2=163r/min
中间轴：nj1=595r/min 电机轴：nj0=893r/min
各轴功率和扭矩计算：
已知一级齿轮传动效率为0.98，则有： 电机轴功率：p0=nj0×p额/n额=893×18.5/1500=11kw
中间轴功率：p1=p0×0.98=11×0.98=10.8kw 主轴功率： p2=p1×0.98=10.8×0.98=10.6kw 电机轴扭矩：T0=9550p0/nj0=9550×11/893=1.18×10 N·mm
5
5
中间轴扭矩：T1=9550p1/nj1=9550×10.8/595=1.73×10 N·mm 主轴扭矩； T2=9550p2/nj2=9550×10.6/163=6.21×10 N·mm
5
表2-1 各轴计算转速、功率、扭矩
轴 电机轴 中间轴 主轴 计算转速（r/min） 893 595 163 功率(kw) 11 10.8 10.6 扭矩(N·m) 118 173 621 按扭转刚度估算轴的直径
4d?1.64式中 d——传动轴直径（mm）
???Tn （mm）
Tn——该轴传递的额定扭矩（N·mm）
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，一般传动轴取???——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m）
???=0.5°~1°。
电机轴：取???=0.8deg/m
51.18?10mm d?1.64?1.64?32.1?0.8??4Tn4查阅电机轴轴颈为d=48mm，满足要求。 中间轴：取???=0.8deg/m
51.73?10mm d?1.64?1.64?35.4?0.8??4Tn4圆整取d1=40mm
2.5 主轴轴颈的确定
为了保证机床工作的精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求决定的。
故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定。查阅相关资料：主轴前轴颈D1
=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为D1的0.7-0.85倍，取D2=0.8 D1=0.8×150=120mm。
表2-2 各轴估算直径
轴 电机轴 中间轴 主轴前轴颈 主轴后轴颈 主轴内孔 直径（mm） 48 40 100 80 32
2.6 主轴最佳跨距的选择
①、由前轴颈取=100mm，后轴颈取=80mm，选前轴承为NN3022K型和234422型，后轴承为NN3018K型。选主轴锥度号为45的轴头，根据结构，定悬伸长度a=120mm。 ②、求轴承刚度：
电机输出额定功率18.5kw时，主轴转速为260r/min，则主轴最大输出转矩
P18.5T?9550?9550??1083.9N?m
n163床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240mm，故半径为0.12m。
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1083.9切削力 F ??9032.5Nc0.12背向力 F ?0.5F?4516.2Npc22故总作用力为 F ?FF10098.6Nc?p?该力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=5049.3N。
在估算时，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力和分别为：
=
=2700х
=3600N =900N
==2700х
轴向力==2755N
根据《金属切削机床》式（10—5）、（10—6）可求出前、后轴承刚度 轴承NN3022K径向刚度：=2070N/μm 轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/μm 轴承234422轴向刚度：=833N/μm ③、求最佳跨距：
=
=1.35
=
初步计算时，可假设主轴的当量外径为前、后轴承颈的平均值，（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为
I=0.05х（-）=497.3х
η=
=
=0.184
查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，/a=1.7。可根
据/a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为l=300mm。
2.7 齿轮模数的估算
一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算：
3m16338j?1?u??Nd?zu??j?j??n2m12 （mm）
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