無絲杠車床主傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì).

1、五邑大學(xué)機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)專 業(yè)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化姓 名：學(xué) 號(hào)：指導(dǎo)老師：2014年6月目錄、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 31 確定公比 32 求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) 33 確定極限轉(zhuǎn)速 34 確定結(jié)構(gòu)式 35 繪制轉(zhuǎn)速圖 46 確定齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)及帶輪直徑 87 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 118 校核主軸轉(zhuǎn)速誤差 11二、動(dòng)力設(shè)計(jì) 121 傳動(dòng)軸的直徑確定122 齒輪模數(shù)的初步計(jì)算133 確定機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)尺寸 174 確定皮帶類型及根數(shù) 18參考文獻(xiàn)19設(shè)計(jì)題目：無絲杠車床主傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)要求：題目公比申最低轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z功率N (K0車床最大加工直徑 ©400mm 無絲杠車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)1.263

2、5.5124（三相4極異步電機(jī)，同步轉(zhuǎn)速1500rpm）一、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)1、確定公比根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，公比=1.26。2、求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z=12。3、確定極限轉(zhuǎn)速根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，主軸最低轉(zhuǎn)速為35.5r/min，級(jí)數(shù)為12,且公比 =1.26。則變速范圍：尺二皿八"=1.2612 12.7080nmin根據(jù)機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-5標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列知：首先找到最小極限轉(zhuǎn)速35.5,再每跳過3個(gè)數(shù)（1.26二1.064）取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列：35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450.4、確定結(jié)構(gòu)式 按照傳動(dòng)副前多

3、后少原則（應(yīng)盡可能將傳動(dòng)副較多的變帶組安排在前面，傳動(dòng)副較少的變速組放在后面，使得主變速傳動(dòng)系中更多的傳動(dòng)件在高速范圍內(nèi)3-工作，尺寸小一些，以便節(jié)省變速箱的造價(jià)，減小變速箱的外形尺寸）選用12=3 2 2的傳動(dòng)方案。 由前密后疏原則（傳動(dòng)順序與擴(kuò)大順序相一致），由設(shè)計(jì)時(shí)要使主軸的轉(zhuǎn) 速為連續(xù)的等比數(shù)列，貝U必有一個(gè)變速組的級(jí)數(shù)比為1,則基本組X°=1，第一擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)一般為Xi = =3 ,第二擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)一般是 X2 = RP。= 3x2 = 6其中最后擴(kuò)大組的變速范圍 R2 =X2尺=1.266（2= 4c 8 （主 傳動(dòng)各變速組的最大變速范圍810）符合要求。因?yàn)樽詈?/p>

4、擴(kuò)大組的變速范圍滿足 要求，則其它變速組的變速范圍也一定符合要求。即最終結(jié)構(gòu)式為： 12=3 22 265、繪制轉(zhuǎn)速圖（1）選定電動(dòng)機(jī)根據(jù)設(shè)計(jì)要求，選擇的電機(jī)型號(hào)：丫112葉4,鼠籠式三相4極異步電機(jī)，同步 轉(zhuǎn)速 1500rpm,轉(zhuǎn)速為 1440rpm。理 號(hào)1璽kWAnrrm in%COSO?倍倍居imn/sY112M43 9144034.50.322.27.02.3741 SA?（2）分配總降速傳動(dòng)比U總降速傳動(dòng)比為U =山皿二空，若每個(gè)變速組的最小傳動(dòng)比均取Nd 144040.56四分之一（為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增大箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小 （1、3 1傳動(dòng)比u主蘭1/4 ），

5、則三個(gè)變速組總的降速比可達(dá)I1=丄，看來似乎無須增加14 丿 64降速定比傳動(dòng)，但是為了中間兩個(gè)變速組做到降速緩慢以利于減少變速箱的徑向 尺寸，可大電機(jī)軸與I軸之間增加一降速比傳動(dòng)，用齒輪和皮帶均可，為了便于 安裝，維護(hù)方便，在此選用的是皮帶。（3）合理分配傳動(dòng)比，擬定轉(zhuǎn)速圖由所確定的結(jié)構(gòu)式知：共有三個(gè)傳動(dòng)組，變速機(jī)構(gòu)共需要4根軸，加上電機(jī)軸共5根軸。故轉(zhuǎn)速圖需要5條豎線。主軸共有12級(jí)轉(zhuǎn)速，注明主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，電動(dòng)機(jī)軸轉(zhuǎn)速也應(yīng)在電動(dòng)機(jī)軸上注明，如下圖，轉(zhuǎn)速圖中的小圓圈表示該軸具有的轉(zhuǎn)速，即時(shí)轉(zhuǎn)速點(diǎn)般，降速傳動(dòng)遵循“前慢后快”原則電 I II III IV轉(zhuǎn)速圖的擬走因?yàn)榇_定中間各軸轉(zhuǎn)速時(shí)，通常

6、往前推比較方便，所以首先定III軸的轉(zhuǎn)速。 為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增大箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動(dòng)比 u主一1/ 4，又為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少振動(dòng)噪聲，限制最大升速比Umax豈 2。確定III軸的轉(zhuǎn)速由于第二擴(kuò)大組的變速范圍為4,級(jí)比指數(shù)是6,故這兩對(duì)傳動(dòng)副的降速傳動(dòng)1比可以初步確定為Xci 5，升速傳動(dòng)比Xc2 =1.261。1.26于是可以確定III軸的六級(jí)轉(zhuǎn)速是：112，140，180，224，280，355r/min， 可見III 軸的最低轉(zhuǎn)速為112r/min 。 如下圖所示：IIIIV?J SXb人月FTJbAih占/s144(>r/miri450 r min35

7、5280224ISO1401129071564535.5轉(zhuǎn)速圖的擬定確定II軸轉(zhuǎn)速第一擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)X3。于是，II軸的最低轉(zhuǎn)速可能是140r/min1 1（Umax'2，Umin =石）、180"mi n （ Umax 出1，Umin =樣）、224伽鬥（Umax"，1 1 1Umin =頁）、280r/min （ Umax=$， Umin =頁），為使II軸轉(zhuǎn)速不至于過低，造成1 1II軸的轉(zhuǎn)矩較大，又避免了升速，取Umax = 1，Umin二一7，這樣，II軸的最低轉(zhuǎn)速為280r/min ，三級(jí)轉(zhuǎn)速分別為280,355,450r/min 。如下圖所示：電 I

8、 II III rv450 r/min35528022418014011290715645轉(zhuǎn)速圖的擬定 確定I軸轉(zhuǎn)速I軸級(jí)比指數(shù)為X。"，又因?yàn)閹鲃?dòng)的傳動(dòng)比為u二斗，帶傳動(dòng)比可能1.265比較大，因?yàn)樵O(shè)計(jì)參數(shù)給出的電機(jī)轉(zhuǎn)速和和主軸的轉(zhuǎn)速相差很大， 如果在不換電 機(jī)的情況下，適當(dāng)?shù)脑黾咏邓俦染涂梢詽M足條件。最終確定I軸的轉(zhuǎn)速為450r/mi n。其結(jié)構(gòu)式：12 = 3, 22 26其降速比分配：111 1 1 11440 - 1.2616 - 1.265 1.262 1.264 1.26535.5其中：傳送帶的降速比：，一級(jí)齒輪降速比：，二級(jí)齒輪降速比：1.2651.2621.264

9、三級(jí)齒輪降速比：51.265根據(jù)以上計(jì)算，繪制轉(zhuǎn)速圖如下:9-IIIII1440r/min224180140112)9071轉(zhuǎn)速圖110901301f£450 r rain280566、確定變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)變速組a：變速組a有三個(gè)傳動(dòng)副，傳動(dòng)比分別是宀從2斗盤蟲彳2任2后兩個(gè)傳動(dòng)比小于1,取其倒數(shù)，即按u=1,1.26(1.25),和1.58 (1.60 )查表。由機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-8查得:在合適的齒數(shù)和Sz范圍內(nèi)，查出存在上述三個(gè)傳動(dòng)比的分別有:由Zmin -(1820),為了方便表達(dá)只列出5070之間的Sz41 =1 時(shí)：Sz =50、52、54 56、58、60、62

10、、64、66、6 8 7011-Ua2 二一11.26時(shí):Sz 二50、52、54、56、59、61、6365、6668、70Ua21.262 時(shí):52、54、57、59、60 62、5、7、7012-#-如變速組內(nèi)所有齒輪的模數(shù)相同，并是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，則三對(duì)傳動(dòng)副的齒數(shù)和Sz 應(yīng)該是相同的。符合上述條件的是，Sz = 54或70 ,方案1:選取S為54查表可得軸I主動(dòng)齒輪齒數(shù)分別為：27, 24, 21。則可算出三個(gè)傳動(dòng)副的齒輪齒數(shù)為：ua1 =27/27, ua2 =24/30因?yàn)樽兯俳Ma要采用三聯(lián)滑移齒輪，(三聯(lián)滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的 齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4)經(jīng)檢驗(yàn)：最大和次大齒輪之間

11、的齒數(shù)差 33-30= 3,故方案1無法實(shí)現(xiàn)變速。 方案2:選取Sz為70同理，查表可得軸I主動(dòng)齒輪齒數(shù)分別為：35, 31, 27。則可算出三個(gè)傳動(dòng)副的齒輪齒數(shù)為：ua1 =35/35 , ua2 =31/39 ua3 =27/43經(jīng)檢驗(yàn)：最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差 43-39 = 4,滿足變速要求。變速組b：變速組b有兩個(gè)傳動(dòng)副，傳動(dòng)比分別是ub1 =丄 ,ub24 °®1.26鏟 1.264兩個(gè)傳動(dòng)均比小于1,取其倒數(shù)，即按u=1.26 (1.25 ),和2.52 (2.51 ) 同理，查表得：1 1ub1時(shí)，Sz 二50、52、54、5659、61、6365、6、6

12、8 70 1.261 1ub244 時(shí)， Sz =5356、9、606366、67、70"：甲 1.26符合上述條件的是，Sz = 56或70方案1:選取S.為56于是可得軸II上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別是：25、16。由Zmin _（1820）,齒數(shù)過小的齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)性差。方案2：選取S為70于是可得軸II上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別是：31, 20。則可算出三個(gè)傳動(dòng)副的齒輪齒數(shù)分別為：39, 50。 變速組c：變速組c有兩個(gè)傳動(dòng)副，傳動(dòng)比分別是uc1 = =1.26， uC2=A。c1c2 <P51.265一個(gè)傳動(dòng)均比小于1,取其倒數(shù)，即按u=1.26 （ 1.25）,和3.17（ 3.

13、16） 查表得：uc1 = =1.26 時(shí)： Sz 二6668、7072、74、7577、7981、82、83、841 1uc2 =冇=5Sz=6 6 6、7 7 0、7 1 7、5 7 9、80一83一85 1.265可取Sz為83。11.265為降速傳動(dòng)，取軸III齒輪齒數(shù)為20； U1二=1.26為升速傳14-動(dòng)，取軸IV齒輪齒數(shù)為37。由對(duì)應(yīng)傳動(dòng)比，得軸III上兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別是 20,46 ;軸IV兩齒輪的齒數(shù)分別是63,37。 確定帶輪直徑1） 確定計(jì)算功率，由機(jī)械設(shè)計(jì)附表6-6查得工作情況系數(shù) 巳=1.2巳*卩=1.2 4=4.8KW2）選取帶型。根據(jù) 巳及n，由圖6 8選用

14、A型帶3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)表6 1推薦的最小基準(zhǔn)直徑，由附表6 7可選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 100mm，則大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 = idd1=100 3.2=320mm根據(jù)附表6 7，取dd2 = 315mm4）驗(yàn)證帶速，即二 ddE60 1000二 100 144060 1000=7.54m / s#-5m/s<v<25m/s,故符合要求。15-7、繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖8校核主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，要求不超過(n' - n) /n -10(1 )%1 0( 1。下表為主軸轉(zhuǎn)速誤差與規(guī)定%值之間的比較：表1主軸轉(zhuǎn)速誤差與規(guī)定值之間的比較標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速

15、r/mi n實(shí)際轉(zhuǎn)速r/min主軸轉(zhuǎn)速誤差在標(biāo)準(zhǔn)值范圍之內(nèi)35.535.680.51%V4544.96-0.09%V5656.651.16%V7171.370.52%V9089.93-0.08%V112113.311.16%V140142.781.98%V180179.90-0.05%V224226.671.19%V280285.612.0%V355359.861.37%V450453.430.76%V1、動(dòng)力設(shè)計(jì)1、傳動(dòng)軸的直徑的確定由機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)按抗扭剛度估算軸的直徑：d _ KM P式中 d傳動(dòng)軸直徑P電動(dòng)機(jī)的額定功率nj傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速從電機(jī)到所計(jì)算軸的傳動(dòng)效率因?yàn)橐话銈鲃?dòng)軸的每米

16、長允許扭轉(zhuǎn)角卜(0.51.0),則這里不妨取 =1.0 ,由表2- 10可知，A = 92, K = 1.041.05,則 AK = 95.6896.6,這里取 AK =96,則有：d -96(1) 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速因?yàn)樵O(shè)計(jì)的是等公比傳動(dòng)，由機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-9中所述，nj 二 nmin 3 =35.5 1.263 =71.01 ： 71(2) 各個(gè)傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖知軸川有6級(jí)轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速為112r/min,通過雙聯(lián)齒輪使主軸獲得兩極轉(zhuǎn)速：140, 35.5。140比主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速高，需傳遞全部功率，故軸 川的 140r/min轉(zhuǎn)速也能傳遞全部功率，則軸 川計(jì)算轉(zhuǎn)速為140r/m

17、in。同理，根據(jù)轉(zhuǎn)速 圖和主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以確定軸II、軸I的計(jì)算轉(zhuǎn)速分別為：280, 450。(3) 各傳動(dòng)軸直徑經(jīng)過網(wǎng)上查閱資料，知一般情況下，V帶傳動(dòng)效率 0.97，滾動(dòng)軸承的效率2 =0.98，齒輪畐寸的效率 3 =0.95。貝I軸:di _ 964 4969山4 4 0.97 0.98450:29.1120-#-.“莎“4 漢 0.97 漢 0.982 漢 0.95“ “n 軸：d2 _96496 4： 32.19Y rij、280廠"4 4 0.97 0.983 0.952川軸：d3 -96496 4： 37.60"軸:4 4 0.97 0.984 0.953斗

18、71,V140:43.77綜上，可取 4 =30，d2 =35，d 40，d 452、齒輪模數(shù)的初步計(jì)算(1) 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速的確定只需計(jì)算變速組內(nèi)最小的也是強(qiáng)度最弱的齒輪即可。a變速組內(nèi)最小齒輪齒數(shù)是z=27,使n軸獲得3級(jí)轉(zhuǎn)速，n軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為280, 故z=27在r/min傳遞全部功率，450r/min是計(jì)算轉(zhuǎn)速。b變速組內(nèi)最小齒輪齒數(shù)是z=20,使川軸獲得6級(jí)轉(zhuǎn)速，140r/min是川軸的計(jì) 算轉(zhuǎn)速，所以該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為355r/min。c變速組內(nèi)的最小齒輪齒數(shù)是z=20,使主軸獲得12級(jí)轉(zhuǎn)速，71r/min是主軸的 計(jì)算轉(zhuǎn)速，所以該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為224r/min。(2) 模數(shù)的計(jì)算原

19、則：要求每個(gè)變速組的模數(shù)相同變速組a:21-1）由機(jī)械設(shè)計(jì)中設(shè)計(jì)計(jì)算公式（8-7）進(jìn)行齒輪尺寸的初步確定，即:22-#- 試選荷載系數(shù)Kt =2.0。 I軸上小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T,:=9550比= 9550ni4 0.97 0.98450-80.69N#-#- 齒寬系數(shù)'d由表8-3選??；=1 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：N60n1jL60 450 1 2 8 250 10 =1.08 109N1 1.08X1098N2126.8 10u 1.26 接觸疲勞壽命系數(shù)Khn，由N1、N2查附圖8-6,得：Khn1 =0.92,Khn2 =0.94 接觸疲勞強(qiáng)度極限-Hlim，由附圖8-7,分別按合金M

20、Q線和調(diào)質(zhì)碳鋼MQ線的延長線及齒面硬度查得：小齒輪二H iim1 =720N / mm2 ;大齒輪二Hlim2 =580N/mm2 接觸疲勞許用應(yīng)力 kH丨，由表8-4,取安全系數(shù)SH =1.00 （一般可靠度）貝HN C H lim1SH0.92 7201.002= 662N / mmKHN2H Iim2Sh0.94 5801.002二 545N / mm2）試算d1，取許用接觸疲勞強(qiáng)度 A 2 =545N/mm2，為計(jì)算許用應(yīng)力,則:a _7663KT1u 12.0 80.691.2611（545）21.262=44.88mm在此選d1 = 50mm 3）計(jì)算齒輪模數(shù)m,則:-1.85根據(jù)

21、附表8- 8,確定變速級(jí)a齒輪模數(shù)為m = 2 變速組b: 試選荷載系數(shù)Kt = 2.0。 II軸上小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2:355T2 =9550蟲=95504 0.97 0.98 0.95 = 95.23N m 齒寬系數(shù)；由表8-3選??；=1 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：汕=60n2jLh =60 355 12 8 250 10 =8.52 108N18.52 1081.2648= 3.38 10 接觸疲勞壽命系數(shù)Khn，由N1、N2查附圖8-6,得：Khn1 =0.93,Khn2 =0.95 接觸疲勞強(qiáng)度極限二Hlim，由附圖8-7,分別按合金MQ線和調(diào)質(zhì)碳鋼MQ線的延長線及齒面硬度查得：小齒輪二 H

22、lim1 二 720N / mm2 ;大齒輪二屮呢二 580N / mm223- 接觸疲勞許用應(yīng)力I.Ch 1,由表8-4,取安全系數(shù)Sh =1.00 （一般可靠度）則:I'-" H 1 口KHN 1；H limlSH0.93 72°=670N/mm21.00hK HN2；- H lim2Sh0.95 580 =55仆/口口21.0024-#-2）試算4，取許用接觸疲勞強(qiáng)度I；-h 2 =551N/mm2，為計(jì)算許用應(yīng)力,則：d1 _ 7663KT1u _1=12 u76632.0 95.231.261仆（551$1.262=50.85mm#-#-在此選d1 = 5

23、5mm3）計(jì)算齒輪模數(shù)m,則:m =蟲二55 =2.75z220根據(jù)附表8- 8第二系列，確定變速級(jí)b齒輪模數(shù)為m=2.75變速組c 試選荷載系數(shù)Kt =2.0。 III軸上小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T3:pHT3 =9550丄=955032=140.51N m4 0.97 0.980.95224 齒寬系數(shù)d由表8 3選取d =1 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：N60n3jL60 224 12 8 250 10產(chǎn)5.38 1088KlN15.38x10仆° “8N?51.69 10u1.265接觸疲勞壽命系數(shù)Khn，由 N1、N2 查附圖 8 6,得：Khn1 =0.95,Khn2 =0.97 接觸疲勞強(qiáng)度

24、極限二Hlim，由附圖8-7,分別按合金MQ線和調(diào)質(zhì)碳鋼MQ線的 延長線及齒面硬度查得：小齒輪匚H limi二720N / mm2 ;大齒輪二屮呢二580N / mm2 接觸疲勞許用應(yīng)力l<H丨，由表8-4,取安全系數(shù)Sh =1.00 （一般可靠度）貝!>hKHN 1- H limiSH0.95 7201.00=684 N / mm2KhN2 H Iim2SH0.97 5801.002=563N / mm26-#-2）試算d1，取許用接觸疲勞強(qiáng)度 =卜H 2 = 563N /mm2，為計(jì)算許用應(yīng)力,則：KT1u -122.0 140.511.26 -1d 766J2=7663，2沁

25、（S】）u仆（556）1.262=53.27mm在此選d1 = 58mm 3）計(jì)算齒輪模數(shù)m,則:m=2.9Z320根據(jù)附表8 8，確定變速級(jí)c齒輪模數(shù)為m = 3 綜上：變帶組a,b, c的模數(shù)分別是2, 2.75，3.3、確定機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)尺寸主軸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有：主軸前、后軸頸D1和D2，主軸內(nèi)孔直徑d,主軸前端 懸伸量a和主軸主要支撐間的跨距L。這些參數(shù)直接影響主軸旋轉(zhuǎn)精度和主軸的剛度 主軸前軸頸直徑U的選取Di 一般按機(jī)床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，由表3- 1選?。河晒β史秶?.7 5.5，貝U本車床的前軸頸直徑 D70105，在此選為D 80。則車床后軸頸的直徑D2 =0

26、.70.85 Di，考慮到主軸最小軸頸為 45,要保 證軸的強(qiáng)度滿足要求(因?yàn)橹鬏S是空心的)，在此選后軸頸的直徑為D2=65。 主軸內(nèi)孔直徑的確定因?yàn)檐嚧矁?nèi)孔用來通過棒料或安裝夾緊機(jī)構(gòu)，臥式機(jī)床的內(nèi)孔d通常不小于主軸平均直徑的55% 60%，則知d =33 36，于是選取d =35 主軸前端懸伸量a的確定軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點(diǎn) (或前徑向支承 中點(diǎn))的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構(gòu)、前支承軸承和密封裝置的形式和尺 寸，由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定。由于前端懸伸量對(duì)主軸部件的剛度、抗振性影響很大，因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量縮短該懸伸量。綜上：初選a =100mm 主軸主要支承間跨距L的確定合理確定主軸主要支承間的跨距L,是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的 位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小 了，但主軸的彎