普通车床的主动传动系统设计
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20~50mm，主轴尾端最薄处的直径不要小于
10~15mm。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，
KdId?(D4?d4)64d4即：???1?() 4KID0?D64Kd、K?空心、实心截面主轴刚度；Id、I?空心、实心截面惯性矩：D0?主轴平均外径：d?主轴孔径：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的
，有图可见
当dD0?0.5时，KdK?0.94，说明空心主轴的刚度降低较小。当dD0?0.7时，
KdK?0.76，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dD0?0.7。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。
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8.1.3主轴悬伸量a 主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度a1?120mm。
8.1.4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L0一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。要比前后支距L地影响大得多，因此，需要合理确定L1。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距L1可按两支撑主轴的最佳只距L0来选取。
由于三支撑的前后支距L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L可适当加大，如取
L?(5~6.5)D1。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。
P?0.85?672.32N?m. 125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,
8.1.5主轴最佳跨距L0的确定
⑴考虑机械效率，主轴最大输出转距T?9550则半径为0.08m.
[2]计算切削力
672.32N?m?8404N F?0.08mm
前后支撑力分别设为FA,FB.
a?l120?360?8404??11205.3N l360a120?2801.3N FB?F??8404?l360 FA?F?第 32 页 共 40 页
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⑶轴承刚度的计算
根据式《结构设计》（方键主编）（6-1）有：
Kr?dFr0..8 ?3.39Fr0.1la(iz)0.9cos1.9?Numd?r 查《结构设计》（方键主编）表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数： iAzA?2?26?52,iBzB?2?30?60 laA?12.8mm,laB?10,,
再带入刚度公式：
.30.1?100.8??2?30?0.9cos1.90??2164.96N KA?3.39?11205um
.30.1?12.80.8??2?26?0.9cos1.90??2008.09N KB?3.39?2801um
KA2164.96??1.078； KB2008.09⑷主轴当量直径
D?d de?
2110?88?99mm； de?2 ⑸主轴惯性矩I?0.05(de?d4)
I?0.05?994?604?4.15?106mm4； ⑹计算最佳跨距
6EI6?2.1?107?4152 设：A? ??201.27cm4KAa2164.96?10?126EIKA6?2.1?107?4153 B? (?1)?(1.078?1)?5018.97cm4KAKB2164.96?104?? 查《金属切削机床设计》（3-14）L0?m(1.63t?5.46?1.34)； 式中 m?3B,t?m
a(1?KAKB)m17.12??0.687;
a(1?KAKB)12(1?1.078).97?17.12cm;t? ∴m?3B?35018 ∴L0?m(1.63t?5.46?1.34)?17.12?(1.63?0.687?5.46?1.34)?32.08cm
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式中：
E?弹性模量，钢的弹性模量E?2.1?107,MPa;I?主轴的截面惯性矩，mm4;I?0.05(D4?d4);d,di?主轴的外径和孔径，mm;NKA?前轴承的刚度，NKB?后轴承的刚度，a?前悬伸量，mm;umum;;
8.2主轴刚度验算
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L1当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。
8.3主轴刚度验算
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
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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L1当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。
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图
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；
???1?c?FaL?0.5Qbc(1?)?ML?MLA?3EI?L??1?c?FaL(1??)?0.5Qbc(1?)?ML(1??)?3EI?L??
切削力F'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：S?120?0.4?200?200mm
a?W'120?80F??8404?14006.7N 当量切削力的计算：F?a120 主轴惯性矩I?0.05(de?d4) 式中：
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