直径为31.02mm，考虑到砂轮架的刚度等因素，取主轴的最小直径为60mm。砂轮架主轴的尺寸如图4－1所示。
轴的扭转强度条件为
切应力（单位为MP） T—— 轴所受扭矩（单位为
（4－1）
——扭转
） TW—— 轴的扭转截面系数（单位为
3mm） p—— 轴传递的功率（单位为KW） n—— 轴的转速（单位为r/mm） d—— 计算界面处的直径（单位为mm）
—— 许用扭转应力（单位为r/mm） 由上式可得轴的直径为
由上述计算可以得知砂轮架最小直
6339.55100.2[]TPdn 633 9.551015 0.24060
径为31.02mm，考虑到砂轮架的刚度等因素，取主轴的最小直径为60mm。砂轮架主轴的尺寸如图4－1所示。图4－1 砂轮架主轴尺寸示意图 4.5 主轴刚度校核
1.当量直径 因为是阶梯轴，所以用当量直径法作近似计算当量直径为：
（4－3）
允许挠度 允许挠度[y]=0.0002L < 0.0002*660=0.132mm 3、计算主轴前端挠度值 2()
主轴 [1] （4－4） P——载荷（单位为公斤）
（150/9.8） l—— 轴两端的跨距（单位为厘米）（66.00） a—— 悬伸长度（单位为厘米） （13.2） E—— 材料的弹性模数（单位为公斤/平方厘米）（
） I—— 截面惯性矩（平方厘米） 主轴 = 0.001cm = 0.01mm 又因为
[y]=0.135，0.01<0.135，即Y主轴< [y]，由上述校核可以得知，主轴刚度符合要求。 一般存在一个使主轴前端挠度最小，即刚性最好的支承跨距L。由经验得知，L为（3~~6）D时，主轴前端挠度最小，D=120mm，L为360~~720mm，取L为640mm。
4.6 动静压轴承
静压轴承是利用外部油源产生承载能力的油膜轴承，动静压混合轴承是一种既综合了液体动压和静压轴承的优点，又克服了两着缺点的新型多油楔油膜轴承。它利用静压轴承的节流原理，使压力油腔中产生足够大的静压轴承载力，从而克服了液体动压轴承启动和停止时出现的干摩擦造成主轴与轴承磨损现象，提高了主轴和轴承的使用寿命及精度保持性；轴承油腔大多采用浅腔结构，在主轴启动后，依靠浅腔阶梯
效应形成的动压承载力和静压承载力叠加，大大地提高了主轴承载能力，而多腔对置结构又极大地增加了主轴刚度；高压油膜的均化作用和良好的抗振性能，保证了主轴具有很高旋转精度和运转平稳性。 它的优点如下： 1.速度和载荷范围广，应用范围广。动静压轴承在零件转速到很高的范围内的 各种相对速度下都能承载，而且载荷范围大，其承载能力取决于供油压力，轴承轴颈结构和相对大小； 2.油膜刚度高，阻尼大，抗振性好; 3.摩擦阻力，磨损小.由于总有一层油膜将相对运动表面隔开，因此摩擦阻力小，磨损小，能长期保持很高的运动精度，寿命长.且对轴承轴颈材料要求也较低; 4.主轴回转精度高.动静压轴承中静压油膜具有良好的纠正轴和轴向跳动; 5.安全性好.在万一供油受阻或切断时，可利用轴承中动压效应来承载; 6.承载能力高.由于动压效应，使轴承转速越高承载能力越大，同时轴承还能承受方向不断变化的动载及瞬时过载; 7.稳定性好. 8.使用较经济.由于动静压轴承高速下主要靠动压承载，故这时供油压力可相对较小，轴承可设计成较小轴颈，轴承结构简单，制造精度和材料要求不高。 动静压轴承需要一套供油系统，润滑油要经过严格过滤以保持清洁。目前广泛应用的是定压供油系统。一定压力的压力油，经节流器流入两相对运动体间的油腔，通过油腔压力来平衡外载荷。在定压供油系统中，节流器是关键部分，它起着限制流入油腔流量的阻尼作用，使油腔压力仅随外载荷的变化而变化。静压轴承常用的固定节流器有毛细管和小孔节流器两种。本次设计选用毛细管节流器。 动静压轴承广泛用于高速精密设备中.目前，在改造旧精密磨削设备方面，用得较多的是北京中航设备改造厂的WMB型表面节流液体动静压混合轴承。 砂轮架主轴的轴向定位采用轴向止推静压轴承。轴向止推轴承由两个相对的环形油腔构成。轴上具有台肩以形成承载面。轴承的间隙通过修磨调整垫圈的厚度来保证。 4.7 传动装置设计
为了提高主轴的旋转精度，皮带轮不直接装在主轴上，而是装在单独的支架上，并用花键套带动主轴旋转，即采用卸荷皮带轮的方案，如图4－2所示。这个方案的优点是，减少了主轴的变形，同时还提高了承载能力。
1.电动机的选择
切电空
砂 = （2.35~~8.82）+3.8 = 12.62kw 通过以上计算，取N电=15kw，选择
Y100L—4型电动机 2.皮带设计 因为多楔带兼有V带和平带的优点，外轮廓尺寸小，比V型带传动平稳，所以皮带采用多楔带[5] 。多楔带以平带为基体，内表面有等距离纵向楔型的环形带传动。工作面为楔侧面，有橡胶和聚氨酯两种[5]。 1）皮带材料的选用 皮带材料选用聚氨酯。 2）设计计算 已知小带轮转速，即 n1=1500r/min，传动比i=2.5； （1）计算功率 由《机械设计》表8.7查得，工作情况系数KA为1.1，故
（4－5） （2）由Pca和n1选择带型 由于Pca=16.5kw，n1=1500r/min，查表后可知，取带型为L型。 （3）确定带轮基准直径 由《金属切削机床设计简明手册》表4—43，取主动轮基准直径D1=80mm。
，由此得
。 （4）验算带速 11 801500 6.28/601000 601000
（4－6） V= 6.28 m/s < 30 m/s，所以
带速合格。 （5）初定轴向间距 由公式（4－5） 0.7（1D+2D）< 0a < 2（1D+2D）， （4－7） 可知196< 0a< 560，取0a=400。 （6）所需基准带长
2 (20080)2400(80200)2440
（4－8） 由《金属切削机床设计简明手册》表4—5，取相近
的基准带长dL= 1250 mm[6] 。 （7）实际轴向间距
（4－9）
所以皮带的实际轴向间距取a＝401mm。 （8）多楔带每楔的基本额定功率1P 由《金属切削机床设计简明手册》表4—40，可以查得1P＝0.34kw。 （9）小带轮的包角
（4－10） ＝162.85° （10）多楔带楔数1()Adl
（4－11）
其中
＝0.849kw。 又已知
） 查表得
，
，代入
的计算公式中，得
＝0.955，lK＝1.00，得：
由此可以确定，取Z＝15。 3.带轮设计 1）
带轮设计的要求： （1）质量小，结构工艺性好，无过大的铸造应力； （2）质量分布均匀，转速高时要经过动平衡校证； （3）槽轮工作面要经过精细加工，以减少带的磨损； （4）轮槽的尺寸和角度应有一定的精度，以使载荷分布均匀。 2）带轮的材料选用 带轮的材料选用HT200。 3）带轮的结构 （1）小带轮直径 （2）大带轮
（d为轴的直径），所以采用实心式。
，所以采用腹板式结构。 4）小带轮的结构尺寸
（2）大带轮 图
4
－
3
，所以采用腹板式结构。 4）小带轮的结构尺寸 小
带
轮
的
结
构
尺
寸
（4－12） 其中ad——带轮的外径， d——轴的直径， h——基准线上槽深。 2802386addhm
，圆整后得bd＝
（4－14）
中Z——多楔带的楔数，
P——多楔带的槽间距， g——第一槽对称面到端面的距离。
）大带轮的结构尺寸
， （4－15） 其
（4－13）
P——多楔带的槽间距， g——第一槽对称面到端面的距离。
）大带轮的结构尺寸
图
4－4 大带轮的结构尺寸
花键套的选用 由轴
端直径Φ60选用内花键套：8×62H7×78H10×12H11GB1144-87，如图