喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== JIANGSU UNIVERSITY OF TECHNOLOGY “專接本”畢業(yè)設計（論文） 螺旋彈簧疲勞試驗機設計 學院名稱： 汽車與交通工程學院 專 業(yè)： **** 班 級： （按教務網(wǎng)班級名稱填寫） 姓 名： 指導教師姓名： 張蓉 指導教師職稱： （請準確填寫導師職稱） 2015 年 6 月 VI 螺旋彈簧疲勞試驗機設計 摘 要:整機結構主要由電動機、機架、傳動帶、偏心輪構成。由電動機產(chǎn)生動力通過帶輪減速器將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動V帶，從而帶動整機裝置運動 本論文研究內(nèi)容摘要： (1) 螺旋彈簧疲勞試驗機總體結構設計。 (2) 螺旋彈簧疲勞試驗機工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4)對螺旋彈簧疲勞試驗機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。? ? 關鍵詞：螺旋彈簧疲勞試驗機，結構設計 The design of the spiral spring fatigue testing machine Abstract:The structure is mainly composed of a motor, a frame, a transmission belt, an eccentric wheel. Produced by the motor power through a belt wheel speed reducer will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drives the V belt, so as to drive the movement of the whole device Abstract this thesis research: (1) the overall structure design of helical spring fatigue testing machine. (2) analysis of helical spring fatigue testing machine performance. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution unit and frame design of helical spring fatigue testing machine. (5) the design of parts of design calculation and check. (6) drawing machine assembly drawing and assembly drawing design of important parts and parts drawings. Keywords: helical spring fatigue testing machine, structure design 江蘇理工學院汽車與交通工程學院畢業(yè)論文 目 錄 第1章 緒論 1 1.1課題研究的目的和意義 1 1.2研究內(nèi)容 2 1.3設計方案 2 第2章 螺旋彈簧疲勞試驗機總體參數(shù)的設計 6 2.1 系統(tǒng)總體方案的分析 6 2.2傳動原理圖 6 2.3大彈簧設計計算 7 2.4計算切削功率所需切削速度的確定 12 2.5 由切削功率推算許用工作轉(zhuǎn)速 17 第3章 帶傳動的計算 20 3.1 帶傳動設計 20 3.2選擇帶型 21 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 22 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 23 3.5確定帶的根數(shù)z 24 3.6確定帶輪的結構和尺寸 24 3.7確定帶的張緊裝置 24 第4章 主軸組件要求與設計計算 27 4.1 主軸的基本要求 27 4.1.1 旋轉(zhuǎn)精度 27 4.1.2 剛度 27 4.1.3 抗振性 28 4.1.4 溫升和熱變形 28 4.1.5 耐磨性 29 4.2 主軸組件的布局 29 4.3 主軸結構的初步擬定 32 4.4 主軸的材料與熱處理 32 4.5 主軸的技術要求 33 4.6 主軸直徑的選擇 33 4.7 主軸前后軸承的選擇 34 4.8 軸承的選型及校核 35 4.9 主軸前端懸伸量 37 4.10 主軸支承跨距 38 4.11 主軸結構圖 39 4.12 主軸組件的驗算 39 4.12.1 支承的簡化 39 4.12.2 主軸的撓度 40 4.12.3 主軸傾角 41 第5章 鍵的選擇與校核 49 5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 49 5.1.1鍵的選擇 49 5.1.2 鍵的校核 49 5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 51 5.2.1 鍵的選擇 51 5.2.2 鍵的校核 51 第6章 試驗機其他主要零件的設計與校核 53 6.1 偏心輪尺寸的設計與校核 53 6.1.1 偏心輪尺寸的設計 53 6.1.2 偏心輪的校核 53 6.2 連接軸（一）的設計與校核 55 6.2.1 連接軸的設計 55 6.2.2 連接軸的校核 55 6.3 連接軸（二）的設計與校核 60 6.4 連桿的設計與校核 61 6.4.1 連桿的設計 61 6.4.2 連桿的校核 61 結 論 63 參考文獻 64 致 謝 65 第1章 緒論 1.1課題研究的目的和意義 螺旋彈簧疲勞試驗機是在各種條件、環(huán)境下測定螺旋彈簧等的機械性能、工藝性能、內(nèi)部缺陷和校驗彈簧疲勞的精密測試儀器，可以對材料彈簧疲勞等試驗。在研究探索新材料、新工藝、新技術和新結構的過程中，試驗機是一種不可缺少的重要測試儀器。廣泛應用于機械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通運輸、等工業(yè)部門以及大專院校、科研院所的相關實驗室。對有效使用材料、改進工藝、提高產(chǎn)品質(zhì)量、降低成本、保證產(chǎn)品安全可靠等都具有重要作用。 中國螺旋彈簧疲勞試驗機的現(xiàn)狀驗機制造行業(yè)在舊中國是空白，中華民共和國成立后，黨和政府十分重視我國計量檢測事業(yè)的歷史悠久，但試計量檢測技術的發(fā)展，采取了許多重要措來發(fā)展儀器儀表工業(yè)。經(jīng)過五十多年的努力，我國材料試驗機的制造，從無到有從小到大，從單參數(shù)到多參數(shù)，從靜態(tài)到動態(tài)，逐步發(fā)展成初具規(guī)模，負荷試驗機（如沖擊試驗機和疲勞試驗機等）的能力，有效地促進了國民經(jīng)濟建設和國防建設的發(fā)展。 長期以來，試驗機也一直是歐美對我國尖端科研課題限制出口的產(chǎn)品。我國的國防科技工業(yè)和其它部門的科產(chǎn)業(yè)，就必須走自主創(chuàng)新的道路。在新三思集團研院所不能直接進口某些關鍵材料試驗的儀器設備。所以，要發(fā)展中國的試驗機公司為首的中國試驗機民營企業(yè)的不斷努力下，中國試驗機的技術水平得到了長足的進步，國內(nèi)與國外的試驗機技術水平的差距正在逐步的縮小。 該設計培養(yǎng)了學生綜合運用各學科的基本理論、專業(yè)知識和基本技能，提高分析與解決實際問題的能力，同時還培養(yǎng)學生的獨立工作能力、開發(fā)創(chuàng)造能力，其就是對學生自身綜合素質(zhì)的考驗和提升?！堵菪龔椈善谠囼灆C設計》是在學完了機械制圖、機械制造技術基礎、機械設計、機械工程材料等的基礎下，進行的一個全面的考核。本次設計也要培養(yǎng)自己的自學與創(chuàng)新能力。因此本次設計綜合性和實踐性強、涉及知識面廣。所以在設計中既要注意基本概念、基本理論，又要注意生產(chǎn)實踐的需要，只有將各種理論與生產(chǎn)實踐相結合，才能很好的完成本次設計。 1.2研究內(nèi)容 （1）彈簧疲勞試驗機的需求分析。 （2）彈簧疲勞試驗機的總體結構設計。 （3）確定彈簧疲勞試驗機的結構參數(shù)，設計主要零部件并進行強度計算。 （4）繪制主要零件圖和裝配圖。 （5）整理并組織相關材料，完成設計圖及設計說明書的撰寫。 1.3設計方案 1.方案一 電動機產(chǎn)生動力由渦桿傳到渦輪軸，然后通過蝸輪傳至錐齒輪，再通過錐齒輪傳動系統(tǒng)傳遞到絲杠。與此同時與絲杠配合的絲杠螺母則帶動橫梁上下運動，而下夾具則是固定在試驗臺上，至此完成試驗。如圖1-1所示： 圖1-1方案一示意圖 2方案二 電動機產(chǎn)生動力后輸出到減速器，然后進入渦輪蝸桿傳動系統(tǒng)，進一步減速并改變運動旋轉(zhuǎn)方向后，通過鏈傳動系統(tǒng)傳遞到絲杠。由鏈輪的轉(zhuǎn)動帶動絲杠轉(zhuǎn)動。與此同時與絲杠配合的絲杠螺母則帶動橫梁上下運動，而下夾具則是固定在試驗臺上，至此完成試驗。如圖1-2所示： 圖-2 方案二示意圖 3方案三 電動機產(chǎn)生動力后輸出到減速器，然后由直齒輪帶動絲杠轉(zhuǎn)動。絲杠轉(zhuǎn)動同時兩個絲杠螺母同步背向或相向運動，兩個連桿同時遠離或靠近。這就使下夾具所在試驗臺向上或向下運動。上面橫梁可以固定，也可以在液壓、絲杠等外力驅(qū)動下上下運動，至此完成試驗。如圖1-3所示： 圖1-3方案三示意圖 4方案四 本方案與上述兩種文件有所不同，本方案是由油泵驅(qū)動油缸里的活塞提供外部試驗力。油泵輸出油經(jīng)進油管達到液壓缸，然后經(jīng)回油管路流回回油缸再次利用。此方案要求液壓系統(tǒng)要有較精確的控制閥的配合才能實現(xiàn)試驗目的。而目前液壓控制閥與計算機控制聯(lián)系越來越密切，國外在計算機控制領域取得了較大進展，可惜的是我國控制系統(tǒng)方面還較薄弱。如圖1-4所示： 圖1-4方案四示意圖 5方案五 本機采用傳統(tǒng)的連桿機構。機械部分由電機、偏心裝置、隨動器、直線導軌、夾具等組成。動力由變頻調(diào)速電動機輸出, 通過減速器、軸承座、偏心裝置傳遞至連桿, 帶動壓盤對彈簧進行壓縮 (或拉伸) 往復疲勞試驗。如圖 1 所示。對導向裝置產(chǎn)生較大的側向力 , 設計的壓力角盡量減小, 采用加長連桿的方式; 導向裝置的設計, 導向裝置采用直線導軌。這樣, 不僅簡化了結構, 降低了成本,而且試驗機在運行過程中, 同樣穩(wěn)定、可靠。彈簧預壓力的調(diào)節(jié), 方便、輕捷。對導向裝置產(chǎn)生較大的側向力 , 設計的壓力角盡量減小, 采用加長連桿的方式; 導向裝置的設計, 導向裝置采用直線導軌。這樣, 不僅簡化了結構, 降低了成本,而且試驗機在運行過程中, 同樣穩(wěn)定、可靠。彈簧預壓力的調(diào)節(jié), 方便、輕捷。 圖5 方案5示意圖 由于以上方案都存在操作安裝不方便的問題，均不采用，最終方案見下一章節(jié)所述. 第 65 頁 共 71 頁 第2章 螺旋彈簧疲勞試驗機總體參數(shù)的設計 2.1 系統(tǒng)總體方案的分析 我們螺旋彈簧疲勞試驗機的目的是要將主軸的水平旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為彈簧的上下往復直線運動（壓縮或者伸長）。我們進車間進行實地考察，詢問工人師傅。他們耐心的給我們講解運動，還拆開主軸部位讓我們詳細了解。憑借他們多年的操作經(jīng)驗，首先他們對我們改進的課題給予了肯定，之后我們彼此交流了想法。回來之后我們結合所學專業(yè)知識分析得如下運動簡圖： 圖2-1 總體方案分析 2.2傳動原理圖 我們螺旋彈簧疲勞試驗機的目的是要將主軸的水平旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為彈簧的上下往復直線運動（壓縮或者伸長），這讓我們想到了曲柄滑塊機構，如上圖4-1所示，曲柄1做回轉(zhuǎn)運動，滑塊3在軌道4上作豎直方向往復直線運動，連桿2可將曲柄1和滑塊3連接起來，針對上述原理的分析并結合實際考慮強度、便與主軸配合以及使用壽命等等. 彈簧試驗機的動力由電磁調(diào)速電機輸出，將載荷傳遞到試驗機的主動軸上，主動軸上裝有曲柄滑塊機構，由于曲柄相對很短，在機械設計中一般將其設計成偏心輪機構，偏心輪與驅(qū)動桿之間通過連桿鉸接在一起。當主動軸帶動偏心輪機構轉(zhuǎn)動時，連桿把偏心輪的旋轉(zhuǎn)運動變成為驅(qū)動桿的往復直線運動，從而帶動其頂端的彈簧壓盤做往復運動，壓縮其間的彈簧，使彈簧受到往復的壓力，從而模擬其在工作狀態(tài)下的受力，如圖2-2所示，本實驗的機械構建主要由大帶輪、主軸、偏心連桿機構、機架、彈簧壓盤座等組成，對應著不同的試驗彈簧直徑，有相對應的一組彈簧壓盤與其對應，更換壓盤，即可進行不同直徑的彈簧的檢測。 1-偏心輪、2-連桿、3-驅(qū)動桿滑塊、4-彈簧壓盤、5-驅(qū)動桿、彈簧、7-導軌、8-主軸、9-軸承座、10-軸承、11-機架、12-大帶輪、13-離合器 圖2-2　偏心輪疲勞試驗機機械結構簡圖 2.3大彈簧設計計算 彈簧選擇圓柱螺旋壓縮彈簧[30]，具體設計方法和步驟 1) 工作時，假設彈簧所受最大工作載荷為600N，工作環(huán)境有腐蝕性，故選擇材料為1Cr18Ni9，類彈簧，許用切應力，許用彎曲應力， 彈性模量 ，切變模量 ，此種材料耐腐蝕，耐高溫，有良好的工藝性，適用于小彈簧。 2) 選擇旋繞比 ，暫取 ， 則根據(jù)公式 計算出曲度系數(shù) 3）根據(jù)安裝空間，初定彈簧中徑， 則根據(jù)公式 計算出 4）計算彈簧絲直徑 取 5）對于壓縮彈簧，工作圈數(shù)根據(jù)公式 計算 實際工作中正常情況下 ，為保證檢測時鉆桿過度偏向一邊時的儀器的安全，這里取 彈簧內(nèi)徑 彈簧外徑 彈簧節(jié)距 彈簧自由長度 因在實際安裝中，允許的空間滿足不了所設計的彈簧自由高度值，也即過大，不符合實際應用要求，需重新設計。 重新設計如下: 重選 則 曲度系數(shù)： 彈簧絲直徑： 取 彈簧中徑： 彈簧內(nèi)徑： 彈簧外徑： 彈簧節(jié)距： 彈簧工作圈數(shù)： 取 彈簧自由長度： 取 7）驗算穩(wěn)定性：細長比 符合兩端固定彈簧的選擇標準，故不需要進行穩(wěn)定性驗算。 8）疲勞強度和靜應力強度的驗算 疲勞強度驗算公式 已知： 由 可得 對于變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數(shù)值按公式 計算， 式中： --彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù)，當彈簧的設計計算和材料的力學性能數(shù)據(jù)精確性高時，??； --彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，按變載荷作用次數(shù)N，由下表查取； 表3-1 彈簧參數(shù)表 變載荷作用次數(shù)N 取 故設計合理。 1）選材： 1Cr18Ni9 2）旋繞比：取， 則 3）彈簧中徑： 4）彈簧絲直徑： 取 5）對于壓縮彈簧工作圈數(shù)根據(jù)公式 計算，其中 在實際工作中正常情況下 這里取 則 取 6）計算彈簧內(nèi)徑，外徑，節(jié)距，自由長度： 彈簧內(nèi)徑 彈簧外徑 彈簧節(jié)距 彈簧自由長度 取 7）驗算穩(wěn)定性：細長比 符合兩端固定彈簧的選擇標準，故不需要進行穩(wěn)定性驗算。 8）疲勞強度和靜應力強度的驗算 疲勞強度驗算公式 由 可得 對于變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數(shù)值 按公式 演算 即 故彈簧設計合理。 大彈簧的有關參數(shù)如下表： 表3-2 彈簧參數(shù)表 參數(shù)名稱及代號 計算公式 結果 中徑 30mm 內(nèi)徑 25mm 外徑 35mm 旋繞比 6 長細比 3.67 自由長度 110mm 工作長度 30.15mm 有效圈數(shù) 11.5圈 總圈數(shù) 13.5圈 節(jié)距 9mm 軸向間距 4mm 展開長度 1277.5mm 螺旋角 5.458° 質(zhì)量 0.203Kg 2.4計算切削功率所需切削速度的確定 切削速度（B點的速度）主要由所設計的偏心輪的轉(zhuǎn)速（銑床主軸的輸出轉(zhuǎn)速）、以及轉(zhuǎn)動的位置等決定。經(jīng)過分析，當轉(zhuǎn)速一定為N時，得到一個轉(zhuǎn)速最大的位置，從而分析此位置，并進行計算。 下圖2-3就為機構運動的各個位置圖，我們可以借助它來進行分析。 圖2-3 機構運動位置圖 我們可以按照機械原理課程設計的方法對機構運動的速度進行分析，從而得到一個最大速度的運動點。 經(jīng)過分析，易得運動左右兩部分為對稱結構，速度也相互對稱，所以只需要分析一邊（取右邊）進行。 經(jīng)過分析得到B點的速度可以根據(jù)A點的速度結合作圖的方法求得，公式如下所示 ： VA = 2πRN 式4-5； VB = VA + VBA 式4-6； 方向： 豎直向下 桿1 桿2 大?。? ？ 2πRN ？ 1>、先分析從1點處到4點的位置的運動：（1點VB為0），經(jīng)過分析它的速度由0開始逐漸增大。分析2點得各桿位置圖如下： 圖2-4 2點各桿位置圖 注：60表示偏心輪偏心長度為60mm；100表示桿2 長度為100mm； 根據(jù)2點各桿位置圖，進行速度分析如下： 圖2-5 2點速度多邊形分析圖 注：Pb長度表示VB 的大??；Pa2長60表示VA大小，為一個標定值（下同），所以 只需要比較Pb長度就可以比較VB 的大小 分析上圖4-3的3點得各桿位置圖如下： 圖2-6 3點各桿位置圖 根據(jù)3點各桿位置圖，進行速度分析如下： 圖2-7 3點速度多邊形分析圖 對比以上兩點的Pb長，由于Pb3 > Pb2 所以取3、4點之間的一點再進行分析 對上圖2-3中的3、4中間點進行分析得各連桿的位置圖如下： 圖2-8 3、4點中間點各桿位置圖 根據(jù)3、4中間點各桿位置圖，進行速度分析如下： 圖2-9 3、4點中間點速度多邊形分析圖 得： Pb3.5 < Pb3； 所以在1點到4點的過程中取在第3點，B點有最大速度。 2>、分析上圖4-3所示4點位置的運動 對圖4-3中的4點進行分析得各連桿的位置圖如下： 圖2-10 4點各桿位置圖 注：以上數(shù)字所代表的意義同上； 根據(jù)4點各桿位置圖，進行速度分析如下： 圖2-11 4點速度多邊形分析圖 說明：Pb代表VB大小與Pa代表VA的大小相等、但b a重合代表VBA的大小為0； 所以易得： VB = VA 式6-7； 3>、對如圖4-3中的4點到7點的運動進行分析 據(jù)5點時各桿的位置圖，繪制如下5點的速度分析圖： 圖2-12 5點速度多邊形分析圖 說明：Pb5線段長度代表的是VB的大?。? 根據(jù)6點的各桿的位置圖，繪制如下6點的速度圖： 圖2-13 6點速度多邊形分析圖 分析7點易得VB的值為 0； 對4、5、6、7點的VB對比得：其值在逐漸的減小。 綜上VB的大體變化規(guī)律為由如圖6-1所示1——3點時逐漸增大；3點到4點減小到與VA相等大??；4點到7點的過程為一個逐漸遞減的過程，直到7點減小到0。 所以，據(jù)切削功率的計算公式取最大的切削速度進行計算，故取3點的速度大 進行計算： Pa2長60 ， Pb2 為70 ，R=60mm VA = 2πRN 式4-7 所以: VB = 2.4πRN = 0.12πN 2.5 由切削功率推算許用工作轉(zhuǎn)速 由于帶在傳動過程中，存在著功率的損失，查《機械設計課程設計手冊》可得， 為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。 則電機所需功率為P=6.5160.876=7.436KW 查《機械設計課程設計手冊》得： 選擇，其銘牌如下表2-1： 表2-1 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 Kg 　Y132M-4 　 7.5 同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖2-14 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表2-2 電動機的安裝技術參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 第3章 帶傳動的計算 3.1 帶傳動設計 輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 圖3-1 帶型圖 根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3-2 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，則 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結構類型 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c） 第4章 主軸組件要求與設計計算 主軸組件是特殊磨頭的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動砂輪旋轉(zhuǎn)，完成表面成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅(qū)動力等載荷的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到特殊磨頭的加工質(zhì)量和生產(chǎn)率，因此它是特殊磨頭中的一個關鍵組件。 主軸和一般傳動軸的相同點是，兩者都傳遞運動、扭矩并承受傳動力，都要保證傳動件和支承的正常工件條件，但主軸直接承受切削力，還要帶動工件或刀具，實現(xiàn)表面成形運動，因此對主軸有較高的要求。 4.1 主軸的基本要求 4.1.1 旋轉(zhuǎn)精度 主軸的旋轉(zhuǎn)精度是指主軸在手動或低速、空載時，主軸前端定位面的徑向跳動△r、端面跳動△a和軸向竄動值△o。如圖2-1所示：圖中實線表示理想的旋轉(zhuǎn)軸線，虛線表示實際的旋轉(zhuǎn)軸線。當主軸以工作轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時，主軸回轉(zhuǎn)軸線在空間的漂移量即為運動精度。 主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度取決于部件中各主要件（如主軸、軸承及支承座孔等）的制造精度和裝配、調(diào)整精度；運動精度還取決于主軸的轉(zhuǎn)速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。各類通用特殊磨頭主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度已在特殊磨頭精度標準中作了規(guī)定，專用特殊磨頭主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度則根據(jù)工件精度要求確定。 圖4-1 主軸的旋轉(zhuǎn)誤差 4.1.2 剛度 主軸組件的剛度K是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖2-2所示，即K=F/y（單位為N/m），剛度的倒數(shù)y/F稱為柔度。主軸組件的剛度，是主軸、軸承和支承座的剛度的綜合反映，它直接影響主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。顯然，主軸組件的剛度越高，主軸受力后的變形就越小，如若剛度不足，在加工精度方面，主軸前端彈性變形直接影響著工件的精度；在傳動質(zhì)量方面，主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況，并使軸承產(chǎn)生側邊壓力，從而使這些零件的磨損加劇，壽命縮短；在工件平穩(wěn)性方面，將使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下，產(chǎn)生過大的受迫振動，并容易引起切削自激振動，降低了工件的平穩(wěn)性。 圖4-2 主軸組件靜剛度 主軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結構尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質(zhì)量等。 4.1.3 抗振性 主軸組件的抗振性是指其抵抗受迫振動和自激振動而保持平穩(wěn)運轉(zhuǎn)的能力。在切削過程中，主軸組件不僅受靜載荷的作用，同時也受沖擊載荷和交變載荷的作用，使主軸產(chǎn)生振動。如果主軸組件的抗振性差，工作時容易產(chǎn)生振動，從而影響工件的表面質(zhì)量，降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命，還會產(chǎn)生噪聲影響工作環(huán)境。隨著特殊磨頭向高精度、高效率方向發(fā)展，對抗振性要求越來越高。 評價主軸組件的抗振性，主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小。 4.1.4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉(zhuǎn)一定時間后各部分位置的變化來度量。 主軸組件溫升和熱變形，使特殊磨頭各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度特殊磨頭尤為嚴重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與支承座之間已調(diào)整好的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損，嚴重時甚至會發(fā)生軸承抱軸現(xiàn)象。 影響主軸組件溫升、熱變形的主要因素有：軸承的類型和布置方式，軸承間隙及預緊力的大小，潤滑方式和散熱條件等。 4.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件各個滑動表面，包括主軸端部定位面、錐孔，與滑動軸承配合的軸頸表面，移動式主軸套筒外圓表面等，都必須具有很高的硬度，以保證其耐磨性。 為了提高主軸組件的耐磨性，應該正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方法、潤滑方式，合理調(diào)整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。 4.2 主軸組件的布局 主軸組件的設計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸組件的布局。 特殊磨頭主軸有前、后兩個支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所設計主軸組件在轉(zhuǎn)速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應、經(jīng)濟性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求： （1）適應剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力，比單列的大。同一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承大。一般來說，前支承的剛度，應比后支承的大。因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的大。表2-1所示為滾動軸承和滑動軸承的比較。 表4-1 滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉(zhuǎn)精度 精度一般或較差。可在無隙或預加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難 單油楔軸承一般，多油楔軸承較高 可以很高 剛度 僅與軸承型號有關，與轉(zhuǎn)速、載荷無關，預緊后可提高一些 隨轉(zhuǎn)速和載荷升高而增大 與節(jié)流形式有關，與載荷轉(zhuǎn)速無關 承載能力 一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制 隨轉(zhuǎn)速增加而增加，高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關，不計動壓效應時與速度無關 抗振性能 不好，阻尼系數(shù)D=0.029 較好，阻尼系數(shù)D=0.055 很好，阻尼系數(shù)D=0.4 速度性能 高速受疲勞強度和離心力限制，低中速性能較好 中高速性能較好。低速時形不成油漠，無承載能力 適應于各種轉(zhuǎn)速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調(diào)整不當時則較大f=0.002～0.008 較小f=0.001~0.08 本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.0005～0.001 噪聲 較大 無噪聲 本身無噪聲，泵有噪聲 壽命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時，壽命較長 本身壽命無限，但供油系統(tǒng)的壽命有限 （2）適應轉(zhuǎn)速要求 由于結構和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉(zhuǎn)速是不同的。軸承的規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉(zhuǎn)速越低。在承受徑向載荷的軸承當中，圓柱滾子軸承的極限轉(zhuǎn)速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當中，向心推力軸承的極限轉(zhuǎn)速最高；推力球軸承的次之；圓錐滾子軸承的最低，但承載能力與上述次序相反。因此，應綜合考慮轉(zhuǎn)速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。 （3）適應精度的要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式：前端定位—止推軸承集中布置在前支承；后端定位—集中布置在后支承；兩端定位—分別布置在前、后支承。 采用前端定位時，主軸受熱變形向后延伸，不影響軸向定位精度，但前支承結構復雜，調(diào)整軸承間隙較不便，前支承處發(fā)熱量較大；后端定位的特點與前述的相反；兩端定位時，主軸受熱伸長后，軸承軸向間隙的改變較大，若止推軸承布置在徑向軸承內(nèi)側，主軸可能因熱膨脹而彎曲。 （4）適應結構的要求 當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結構上徑向尺寸要緊湊時，則可在一個支承（尤其是前支承）中配置兩個或兩個以上的軸承。 對于軸間距很小的多主軸特殊磨頭，由于結構限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使兩軸承錯開排列。 （5）適應經(jīng)濟性要求 確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結構方面要求外，還應作經(jīng)濟性分析，使經(jīng)濟效果好。 在中速和大載荷情況下，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合配置型式成本低，因為前者節(jié)省了兩個軸承，而且箱體工藝性較好。 綜合考慮以上因素，本設計的主軸采用前、后支承的兩支承主軸，前支承采用雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合，D級精度；后支承采用圓柱滾子軸承，E級精度。其中前支承的雙列圓柱滾子軸承，滾子直徑小，數(shù)量多（50—60個），具有較高的剛度；兩列滾子交錯布置，減少了剛度的變化量；外圈無擋邊，加工方便；軸承內(nèi)孔為錐孔，錐度為1：12，軸向移動內(nèi)圈使之徑向變形，調(diào)整徑向間隙和預緊；黃銅實體保持架，利于軸承散熱。前支承的總體特點是：主軸靜剛度好，回轉(zhuǎn)精度高，溫升小，徑向間隙可以調(diào)整，易保持主軸精度，但由于前支承結構比較復雜，前、后支承的溫升不同，熱變形較大，此外，裝配、調(diào)整比較麻煩。 4.3 主軸結構的初步擬定 主軸的結構主要決定于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位的方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性，一般在特殊磨頭主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于裝配，常把主軸設計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后依次遞減。主軸是空心的或者是實心的，主要取決于特殊磨頭的類型。此次設計的主軸，也設計成階梯形，同時，在滿足剛度要求的前提下，設計成空心軸，以便通過刀具拉桿。 主軸端部系指主軸前端。它的形狀決定于特殊磨頭的類型、安裝夾具或刀具的形式，并應保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。 4.4 主軸的材料與熱處理 主軸材料主要根據(jù)剛度、載荷特點、耐磨性和熱處理變形大小等因素選擇。 主軸的剛度與材料的彈性模量E值有關，鋼的E值較大（2.1×10N/cm左右），所以，主軸材料首先考慮用鋼料。鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方式無關，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇鋼料時應首先選用價格便宜的中碳鋼（如45鋼），只有在載荷特別重和有較大的沖擊時，或者精密特殊磨頭主軸需要減少熱處理后的變形時，或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時，才考慮選用合金鋼。 當主軸軸承采用滾動軸承時，軸頸可不淬硬，但為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，不少45鋼主軸軸頸仍進行高頻淬火（HRC48～54）.有關45鋼主軸熱處理情況如下表2.2所列： 表4-2 使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù) 工 作 條 件 使 用 機 床 材 料 牌 號 熱 處 理 硬 度 常 用 代 用 輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調(diào)質(zhì) HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負載PV≤40（N·m/cm·s） 車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻淬火 HRC42～50 HRC52～58 此次設計的特殊磨頭主軸，考慮到主軸材料的選擇原則，選用價格便宜的中碳鋼（45鋼）。查表2-2中，因工作中承受輕、中負荷，且要求局部高硬度，故熱處理采用高頻淬火，HRC52～58。 4.5 主軸的技術要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。主軸和軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度，零件接觸表面形狀愈準確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小，亦即接觸剛度愈高。因此，對主軸設計必須提出一定的技術要求。 （1）軸頸 此次設計的主軸，應首先考慮軸頸。支承軸頸是主軸的工作基面、工藝基面和測量基面。主軸工作時，以軸頸作為工作基面進行旋轉(zhuǎn)運動；加工主軸時，為了保證錐孔中心和軸頸中心同軸，一般都以軸頸作為工藝基面來最后精磨錐孔；在檢查主軸精度時，以軸頸作為測量基面來檢查各部分的同軸度和垂直度。采用滾動軸承時，軸頸的精度必須與軸承的精度相適應。軸頸的表面粗糙度和硬度，將影響其與滾動軸承的配合質(zhì)量。 對于普通精度級特殊磨頭的主軸，其支承軸頸的尺寸精度為IT5，軸頸的幾何形狀允差（圓度、圓柱度等）通常應小于直徑公差的1/4～1/2。 （2）內(nèi)錐孔 內(nèi)錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗特殊磨頭精度時，它是代表主軸中心線的基準，用來檢查主軸與其他部件的相互位置精度，如主軸與導軌的平行度等。由于刀具和頂尖要經(jīng)常裝拆，故內(nèi)錐孔必須耐磨。 錐孔與軸承軸頸的同軸度，一般以錐孔端部及其相距100～300毫米處對軸頸的徑向跳動表示；其形狀誤差用標準檢驗錐著色檢查的接觸面積大小來檢驗，此乃綜合指標；還要求一定的表面粗糙度和硬度等。 4.6 主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承變形引起的主軸前端位移越小，即主軸組件的剛度越高。 但主軸前端軸頸直徑D1越大，與之相配的軸承等零件的尺寸越大，要達到相同的公差則制造越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉(zhuǎn)速的限制，甚至為特殊磨頭結構所不允許。 通常，主軸前軸頸直徑D1可根據(jù)傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類特殊磨頭的主軸軸頸尺寸確定。查《金屬切削特殊磨頭設計》第506頁表5-12中，幾種常見的通用特殊磨頭鋼質(zhì)主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表2-3所示： 特殊磨頭，查上表中對應項，初取D1= D2=30。 表4-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇 機床 機床功率 （千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145 140～165 銑床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圓磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100 4.7 主軸前后軸承的選擇 根據(jù)前述關于軸承的選擇原則，查《金屬切削設計簡明手冊》第375頁，選取主軸前支承的36206是舊型號，新型號是7206C，即接觸角為15°的角接觸球軸承。 圖4-6 軸承結構參數(shù)及安裝尺寸 4.8 軸承的選型及校核 滾動軸承的選擇包括軸承類型選擇、軸承精度等級選擇和軸承尺寸選擇。 軸承類型選擇適當與否，直接影響軸承壽命以至機器的工作性能。選擇軸承類型時應當分析比較各類軸承的特性，并參照同類機器中的軸承使用經(jīng)驗。 在選擇軸承類型時，首先要考慮載荷的大小、方向以及軸的轉(zhuǎn)速。一般說來，球軸承便宜，在載荷較小時，宜優(yōu)先選用。滾子軸承的承載能力比球軸承大，而且能承受沖擊載荷，因此在重載荷或受有振動、沖擊載荷時，應考慮選用滾子軸承。但要注意滾子軸承對角偏斜比較敏感。 當主要承受徑向載荷時，應選用向心軸承。當承受軸向載荷而轉(zhuǎn)速不高時，可選用推力軸承；如轉(zhuǎn)速較高，可選用角接觸球軸承。當同時承受徑向裁荷和軸向載荷時，若軸向載荷較小，可選用向心球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承；若軸向載荷較大，而轉(zhuǎn)速不高，可選用推力軸承和向心軸承的組合方式，分別承受軸向載荷和徑向載荷；’當軸向載荷較大，且轉(zhuǎn)速較高時，則應選用接觸角較大的角接觸軸承。 各類軸承適用的轉(zhuǎn)速范圍是不相同的，在機械設計手冊中列出了各類軸承的極限轉(zhuǎn)速。一般應使軸承在低于極限轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)。向心球軸承、角接觸球軸承和短圓柱痞子軸承的極限轉(zhuǎn)速較高。適用于較高轉(zhuǎn)速場合。推力軸承的極限轉(zhuǎn)速較低．只能用于較低轉(zhuǎn)速場合。 其次，在選擇軸承類型時還需考慮安裝尺寸限制、裝拆要求，以及軸承的調(diào)心件能和風度，一般球軸承外形尺寸較大，滾子軸承較小，滾針軸承的徑向尺寸最小而軸向尺寸較大，此外，不同系列的軸承，其外形尺寸也不相同。 選擇軸承一般應根據(jù)機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速n，預先確定一個適當?shù)氖褂脡勖麹b (用工作小時表示)，再進行額定動裁荷和額定靜載荷的計算。 對于轉(zhuǎn)速較高的軸承(n>10r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉(zhuǎn)時，取500h作為額定壽命的基準，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進行簡化計算。 C——基本額定動載荷計算值，N； P——當量動載荷，N； fh——壽命因數(shù)；1 fn——速度因數(shù)；0.822 fm——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2； fd——沖擊載荷因數(shù)；1.5 fT——溫度因數(shù)；1 CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 查文獻[3]中的表6-2-8至6-2-12，得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 本輸送機中的軸承承受的載荷多為徑向載荷，所以選取深溝球軸承，查文獻[6]的附表6-1，并考慮軸的外徑，選取軸承6305-RZ，其具體參數(shù)為：內(nèi)徑d=25mm，外徑D=62mm，基本額定載荷，基本額定靜載荷，極限速度為10000r/min，質(zhì)量為0.219kg。 然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計算公式為： 式中： ——基本額定靜載荷計算值，N; ——當量靜載荷，N； ——安全因數(shù) ——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。 查文獻[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等于徑向載荷。 查文獻[3]的表6-2-14知，安全系數(shù) 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求。 4.9 主軸前端懸伸量 主軸前端懸伸量a指的是主軸前支承支反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，它對主軸組件剛度的影響較大。懸伸量越小，主軸組件剛度越好。 主軸前端懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀及尺寸，一般應按標準選取，有時為了提高主軸剛度或定心精度，也可不按標準取。 另外，主軸前端懸伸量a還與前支承中軸承的類型及組合型式、工件或夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。 因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減小懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。 初算時，可查《金屬切削特殊磨頭設計》第158頁，如下表2-4所示： 表4-4 主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機 床 和 主 軸 的 類 型 a/ D1 Ⅰ 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸量不太長（不是細長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工特殊磨頭，專用加工細長深孔的特殊磨頭，由加工技術決定需要有長的懸伸刀桿或