《卧式铣床设计说明书》

主传动系统的运动设计是运用转速图的基本原理，以拟定满足给定的转速数列的经济合理的传动系统方案，其主要内容包括选择变速组数及传动副数，确定各变速组中的传动比，以及计算齿轮齿数和皮带轮直径等。如运动参数的确定，运动参数是指机床执行件如主轴、工件安装部件（工作台、刀架）的运动速度。

4.电机的选择

现以确定粗铣时的切削用量为例设计

1）确定背吃刀量p a 和进给量f ，根据《切削加工简明实用手册》表8-94和表8-95，取p a =4mm f a =0.35mm/z

2）确定切削速度，查表8-99取min /9.0m v c =

3）计算机床功率

N n zd a a F p f

z 56.786660208010435.06082581.96082581.92.03.10.175.01.12.02.03.100.175.0=???????=???=------

铣削力z c F F )9.06.0(-= 则N F c 94.707956.78669.0=?=

切削功率的计算 kw V F P c c z 37.6109.094.70791033=??=??=--

主传动总效率一般为0.70—0.85，取较大值85.0=η kw P P z

z 49.785

.037.6'===η 电动机

型号额定功率 /kW 满载转速 /(r/min) 堵转转矩最大转矩质量 /kg

额定转矩额定转矩同步转速1500r/min ，4级

Y132M-4

7.5 1440 2.2 2.3 81

3.1 转速图

分析研究传动系统，仅有机床的传动系统图是不够的，因为他不能直观的表明主轴每一种转速是通过哪些齿轮传动的，以及各对齿轮的传动比之间的内在联系，只有算出机床的每一种转速，按转速大小排成次序，画出传动路线的转速图，才能将其表示清楚。

1.转速图的概念

图3-1是主传动系统的转速图。主轴转速范围为31.5—1600转/分，公比26.1=?

图3-1 主传动系统的转速图

转速级数Z=18，电动机转速n 0的1440转/分，从转速图上可以看出：

（1）第一变速组（a ）有三对齿轮传动副，其传动比为

331126.11215226?

==≈=a i 2

22126.115.114830?==≈=a i 443126.115622?

=≈=a i 则： 223321::11:1:1::???

??==a a a i i i 由此可见，在变速组a 中的三个传动比连线之间相差均为一格，即相邻转速相差?

倍的关系，就是说通过三个传动比使Ⅲ轴得到三种转速，也是以?为公比的等比数列，这说明变速组a 是基本组。

通常将变速组的相邻传动比之比称为级比，而组内相邻两传动比相距的格数称为级比指数，用x 来表示，则变速组a 的相邻传动比关系为：x x a a a i i i 2321::1::??= ；式中的10=x ，称为变速组的级比指数为1。

（2）第二变速组（变速组b ）也有三对齿轮传动副，其传动比为：

441126.114.06526?

==≈=b i ?

126.118.051402==≈=b i 22326.16.13556?==≈=

b i 则： 6324321::1:1:1

::?????==b b b i i i

由此可见，在变速组b 中的三个传动比之间相差四格，通过这三个传动比使Ⅳ轴得到9种连续的等比数列的转速，这个变速组起了在基本组的基础上第一次扩大的作用，称为第一扩大组，其级比指数13x =。如转速图所示，基本组中三个传动副最上和最下的两个传动比连线相差为三格，使Ⅲ轴上得到三种转速，若再扩大转速范围，就要通过一扩组的三个传动副，使Ⅳ轴上得到9种转速，这时第一扩大组相邻两个传动比必须拉开三格，即相差?3倍，也就是说其级比指数31=x ，而这个数值同基本组的传动副数有关，即等于基本组的传动副数，若基本组的传动副数为p 0，则一扩组?的指数x 1应为p 0，即相邻传动比之间相差?p0倍，这就是一扩组传动比的内在规律。

（3）第三变速组（变速组c ）有两对齿轮传动副，其传动比为

33126.1233

66?====c i 6

62126.11417920?====c i 936

21:1:1:???==c c i i

这说明该变速组两个传动比之间相距为9格，即相差为9?倍，因此通过它变速后，在V 轴(主轴)上可以得到3×3×2=18种连续的等比数列的转速，即从IV 轴上的9种转速，再扩大为V 轴上的18种转速。这个在基本组和第一扩大组基础上，进—步扩大转速范围的变速组称为第二扩大组，同样，从转速图上可以看出：在第一扩大组(变速组b)中最上与最下两个传动比连线相距为6格，若进一步扩大转速范围，使V 轴得到18种连续的等比级数的转速，则第二扩大组(变速组c)的两个传动比必须拉开6格，即相差?9倍，其级比指数92=x ，而这个数值同基本组和第一扩大组的传动副有关，即等于基本组与一扩组传动副数的相乘积(3×3=9)。若基本组的传动副数为p 0，第一扩大组的

传动副数为p 1，则第二扩大组?的指数201x p p = ，即相邻传动比之间相差01p p ?倍，这是第二扩大组中传动比的内在规律。

综上所述，可以得出下面结论：机床的传动系统，通常是由几个变速组串联所组成的，其中以基本组为基础，然后通过第一、第二、……扩大组把各轴的转速级数和变速范围逐步扩大，若各变速组中相邻传动比之间遵守该基本原理，则机床主轴得到的转速数列是连续而不重复的等比数列，这样的传动系统一般称为常规传动系统。

3.2 结构网与结构式

结构网或结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案。结构网与转速图的主要差别是，结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线呈对称分布。结构网也可写成结构式来表示：18=931233?? ，式中，l8表示变速级数；3、3、2分别表示各变速组的传动副数；脚标中1、3、9则分别表示各变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数。

显然，变速组内的相邻传动比关系可以表述于结构式或结构网上。一个结构式对应一个结构网，一个结构式可以画出不同的转速图(如改变中间轴的转速)，但一个转速图只能表示出一个结构式。从上述的结构式可以表示出：传动系统的组成情况，即主轴得到Z=3*3*2=18种公比为?的等比数列的转速，各变速组的传动副数，即p 0=3，p 1=3，p 2=2，可见结构网或结构式与转速图具有一致的变速特性。

3.3 转速图的拟定

1．拟定转速图的一般原则通过对铣床主传动系统的分析可知，拟定转速图是设

计传动系统的重要内容，它对整个机床设计质量有较大影响。

(1)变速组及其传动副数的确定实现一定的主轴转速级数的传动系统，可由不同的变速组来组成。例如，主轴为18级转速的传动系统有下列几种可能实现的方案；

1)18=3×3×2 2)18=3×2×3

3)18=2×3×3 4)18=3×6

6)18=6×3 6)18=2×9

2.拟定转速图的步骤

下面具体说明转速图的设计步骤。大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为满足结构设计和操纵方便的要求，通常都采用双联或三联齿轮，因此，18级转速需要三个变速组。

（1）卧式铣床的主轴转速范围为31.5～1600转／分，转速级数Z=18，公比 1.26?=，电动机的转速n=1440转／分。大致的步骤如下：

根据?往往是1lg lg +=?

n R z ，18=z 确定12?，12???≤≤ 取2121,????==，515.311600≈=

n R ，则：21211.26, 1.58???=== 写出基型的结构式93123318??=

(2)定公比26.11=?

转速数列为：31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。

3.4 带轮及V 带设计

已知电机额定功率P=7.5kw ，转速n=1440转/分，传动比111.26

i ?=

≈，机床按每天工作10—16小时计。

1．确定计算功率c P 选取V 带类型

查机械设计手册，得工作情况系数KA=1.2

则有： 1.27.59C A P K P kw ==?=

根据9C P kw =，n=1440r/min ，悬崖B 型普通V 带。

2．确定带轮基准直径

由机械设计手册及上述已知条件，查得主动轮最小直径1min 125d d mm =，根据带轮基准直径系列，取1130d d mm =。则从动轮基准直径2249.5d d mm =，根据基准直径系列取2250d d mm =。

3．验算带的速度

11301440

9.79/601000601000d d n V m s ππ??===??

速度在5/~25/.m s m s 之间，所以速度合适。

4．确定普通V 带的基准长度和传动中心距

由 0(0.7~2)(130250)266~760a mm =+=，

初步确定中心距： 0500a mm =，

计算带的初选长度：

21001202

()2()24(250130) =2500(130250)24500

=1603.8d d d d d d L a d d a mm π

-≈+++-?+++? 由基准长度选： 1610d L mm =

则实际中心距： 001610160350050322

d L L a a mm --=+=+= 则： min 0.0155040.0151610480d a a L mm =-=-?=

max 0.035030.031610552d a a L mm =+=-?=

即中心距的可调整范围为： 480552mm a mm <<

5．验算主动轮上的包角1α

211()1610160318057.318057.3166.4503

d d d d a α?--=-?=-?= 所以，主动轮上包角大于120o ，合适。

6．计算V 带根数z

00[]()C C L

P P z P P P K K α==+?

由B 型普通V 带，n=1440 r/min ，1160d d mm =，

通过查机械设计手册可得0 3.6P kw =；由11.26

i =查出00.31P kw ?=；由1176.2α= ，查出0.92L K =。则： 009 2.55()(3.60.31)0.980.92

C L P z P P K K α=

==+?+?? 取： 3z =根

7．计算拉力F 0 20 2.5500(1)C P F qv vz K α

=-+ 由已知数据查得：0.17/q kg m =

所以有： 209 2.5500(1)0.179.7920812.0630.98

F N =-+?≈? 8．计算作用在轴上的压力F Q

0166.42sin 23218sin 1302.622

Q F zF N α==???= 3.5 齿轮齿数的确定

（1）第一变速组内的三对齿轮其传动比为： 331126.115.215226?==≈=a i ；222126.11214830?

==≈=a i ； 443126.115622?=≈=a i ；最小齿轮一定在最大降速比1a i 的这对齿轮副中，即5min Z Z =，根据具体结构情况取225=Z ，则566=Z ，齿数和78=z S 。然后，由式3-2确定其他两对齿轮副的齿数。

传动比为2a i 的齿轮副：

483=Z

304=Z

传动比为1a i 的齿轮副：

262=Z

521=Z

（2）第二变速组内的三对齿轮其传动比为：

441126.114.06526?==≈=b i ；?

126.118.051402==≈=b i ；22326.16.13556?==≈=b i 最小齿轮一定在最大降速比1b i 的这对齿轮副中，即10min Z Z =，根据具体结构情况取2610=Z ，则659=Z ，齿数和91=z S 。然后，由式3-2确定另一对齿轮副的齿数。

传动比为2b i 的齿轮副：

3511=Z

5612=Z

3．变速组内模数不同时齿轮齿数的确定设一个变速组内有两对齿轮副1'1

Z Z 和2'2Z Z ，分别采用两种不同模数m 1和m 2，其齿数和为1Z S 和2Z S ，如果不采用变位齿轮，因各齿轮副的中心距A 必须相等，可写出：

'1111111()22

Z A m Z Z m S =

+= '2222211()22Z A m Z Z m S =+= 所以： 1122Z Z m S m S = (3-4)

由式3-4可得： 122211

Z Z S m e S m e == (3-5) 设

1221Z Z S S K e e == 可得： 12

21Z Z S Ke S Ke == (3-6)

式中： 1e 、2e ——无公因数的整致；

K ——整数。

按式3-6计算不同模数的齿轮齿数，往往需要几次试算才能确定。首先定出变速组不同的模数值1m 和2m ；根据式3-5计算出1e 、2e ；选择K 值，由式3-6计算各齿轮副的齿数和1Z S 和2Z S (应考虑齿数和不致过大或过小)；按各齿轮副的传动比分配齿数。如果不能满足转速图上的传动比要求，须调整齿数和重新分配齿数，因此经常采用变位

齿轮的方法，改变两对齿轮副的齿数和，以获得所要求的传动比。

在本次设计的铣床主传动中Ⅳ-Ⅴ轴间(第三变速组)的两对齿轮，其传动比为1=c i 和4

12=

c i ，考虑实际受力情况相差较大，齿轮副的模数分别选择为31=m 和42=m 由式3-5可得： 3

4121221===e e m m S S z z 为了使齿数和较小并满足最小齿轮齿数的要求，选取K=30，则

12043012=?==e Z K S

根据齿轮副的传动比齿数分配如下：

33126.123366?====c i ；6

62126.11417920?====c i 3.6 齿轮各项参数的确定

由上述条件可知个齿轮齿数如下：483=Z ，304=Z ，225=Z ，566=Z ，407=Z ，518=Z ，659=Z ，2610=Z ，3511=Z ，5612=Z ，3313=Z ，6614=Z ，7915=Z ，2016=Z

1．齿轮参数计算

Z 3：分度圆直径：1444833=?==mz d ；

齿顶圆直径：150350)2(23=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：13635.45)5.2(23=?=-=-=m z h d d f f ；

Z 4：分度圆直径：903034=?==mz d ；

齿顶圆直径：96332)2(24=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：84328)5.2(24=?=-=-=m z h d d f f ；

Z 5：分度圆直径：662235=?==mz d ；

齿顶圆直径：72324)2(25=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：5.5835.19)5.2(25=?=-=-=m z h d d f f ；

6齿顶圆直径：174358)2(26=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：5.16035.53)5.2(26=?=-=-=m z h d d f f ；

Z 7：分度圆直径：1204037=?==mz d ；

齿顶圆直径：126342)2(27=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：5.11835.39)5.2(27=?=-=-=m z h d d f f ；

Z 8：分度圆直径：1535138=?==mz d ；

齿顶圆直径：159353)2(28=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：5.14535.48)5.2(28=?=-=-=m z h d d f f ；

Z 9：分度圆直径： 1956539=?==mz d

齿顶圆直径：201367)2(29=?=+=+=m z h d d a a

齿根圆直径：5.18735.62)5.2(29=?=-=-=m z h d d f f

Z 10：分度圆直径：7826310=?==mz d ；

齿顶圆直径：112328)2(210=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：5.7035.23)5.2(210=?=-=-=m z h d d f f ；

Z 11：分度圆直径：10535311=?==mz d ；

齿顶圆直径：111337)2(211=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：5.9735.32)5.2(211=?=-=-=m z h d d f f

Z 12和Z 6各参数相同

Z 13：分度圆直径：13233413=?==mz d ；

齿顶圆直径：140435)2(213=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：12245.30)5.2(213=?=-=-=m z h d d f f ；

14齿顶圆直径：272468)2(214=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：25445.63)5.2(214=?=-=-=m z h d d f f

Z 15：分度圆直径：31679415=?==mz d ；

齿顶圆直径：324481)2(215=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：31045.77)5.2(215=?=-=-=m z h d d f f

Z 16：分度圆直径：8020416=?==mz d ；

齿顶圆直径：88422)2(216=?=+=+=m z h d d a a ；

齿根圆直径：7045.17)5.2(216=?=-=-=m z h d d f f

2．两齿轮相互啮合是中心距（轴间距）的计算

由同一变速组内两相互啮合的齿轮的中心距相等，可知在同一个变速组内任意两个相互啮合齿轮的中心距即为该变速组两轴的轴间距。所以有以下计算：

Ⅱ-Ⅲ轴之间：mm d d a 1142

90144243=+=+=

Ⅲ-Ⅳ轴之间： mm d d a 1372

781952109

=+=+= Ⅳ-Ⅴ轴之间：mm d d a 19828031621615

=+=+=

4 主传动系统的结构设计

4.3 轴的空间布置

轴系布置的一般是先确定主轴在变速箱中的位置，再确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，再确定电动机轴或输入轴的位置，最后确定其他各传动轴的位置。

1.主轴

1）垂直方向（高度） 12

H D = 2)水平方向

a b ≤----主轴中心在尾架导轨中间，也有稍

偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为了降低床身导

轨的变形，切削力的方向尽可能在前，后导轨之间，

主轴中心越往后越好，但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后，这样，即便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上，如图4-5所示。

2.Ⅰ轴的位置

1）Ⅰ轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排应便于调整。

2）摩擦离合器工作时，考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要远一些，以减少摩擦发热对主轴部件热变形的影响。

3）Ⅰ轴的轴端装有皮带轮，而主轴尾架端外伸，布置Ⅰ轴位置时，必须保证两者不会相互碰撞。

综合上述，卧式铣床Ⅰ轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。

3中间各传动轴的位置

1)装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。

图4-5 主轴的空间位置

2）装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或箱壁处。

3）与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。

4.4 计算转速

为了使传动件工作可靠，结构紧凑，对传动件进行动力计算。主传动系统中主轴及传动件的尺寸，主要是根据它所传递的扭矩大小来决定，扭矩大，结构尺寸就大；扭矩小，则结构尺寸就可缩小。传动件传递扭矩大小与它所传递的功率N 和转速n 两个因素有关。按传递全部功率时的转速中的最低转速进行计算，即可得出该传动件需要传递的最大扭矩。传递全部功率时的最低转速，则称为该传动间的计算转速。

1．主轴计算转速的确定

主轴计算转速j n 是主轴传递全功率(此时电动机为满载)时的最低转速，从这一转

速起至主轴最高转速间所有转速都能够传递全部功率，而扭矩则随转速的增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的扭矩与计算转速下的扭矩相等，它是该机床的最大传递扭矩(功率则随转速的降低而减少)，此为恒扭矩工作范围(图4-5)。

本铣床的主轴转速级数Z=18，其转速图见图3-1，则主轴的计算转速：10013min ==-z j n n ?转/分。在转速图上以黑点表示。

2．传动轴计算转速的确定

主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率，传动轴的计算转速就是其传递全功率时的最低转速。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定传动轴的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后面(靠近主轴)的传动轴的计算转速，再顺次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动轴共有几级实际工作转速，再找出其中能够传递全功率时的那几级转速，最后确定能够传递全功率时的最低转速，即为该传动轴的计算转速。

1)Ⅳ轴的计算转速：从转速图上可以看出，Ⅳ轴共有四级转速为125，160，200、250转／分。主轴在100转／分(计算转速)至1600转／分(最高转速)之间的所有转速都

传递全功率，此时，Ⅳ轴若经齿轮副16

15Z Z 传动主轴，它只有在125—1000转／分3级转速时才能传递全功率；若经齿轮副15

14Z Z 传动主轴，160～1250转／分的6级转速都传递全功率，因此，其最低转速160转／分即为Ⅳ轴的计算转速。

2) Ⅲ轴的计算转速：同理，Ⅲ轴上共有3级转速为315，400，500。此时，经齿轮副(87Z Z 、109Z Z 、12

11Z Z )传动Ⅳ轴，所得到3级转速都能够传递全功率。因此，Ⅲ轴上的这3级转速也都能传递全功率，其最低转速315转/分即为Ⅲ轴的计算转速。

其余依此类推，各轴的计算转速如下：轴序号

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 计算转速j n （转/分） 1440 800 315 160 100

3．传动轴轴径设计

通过查机械设计手册，可知带的平均传动效率为10.96η=，齿轮的平均传动效率为

20.99η=，

由各轴的计算转速800=jII n ，315=jIII n ，160=jIV n ，根据轴的抗扭强度公式：3d P A n

≥ ；设轴的材质为45钢，根据机械设计手册：118~107A =取A=110。可得：mm d II 2380096.05.71103

=??≥ mm d III 31315

99.096.05.71103=???≥ mm d IV 3916099.099.096.05.71103

=????≥

4.5 主轴轴径设计

1．主要参数的确定

（1）主轴前轴颈直径1D 的选取一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直

径，由参数表选取。铣床当功率为7.5KW 时，主轴前轴颈直径1D 约为90—105mm ，选为

90mm 。主轴后轴颈直径2D =0.91D =81mm ，取2D =81mm 。

（2）主轴内孔直径d 的确定很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。铣床主轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径d 可比刀具拉杆直径大5—10mm 。根据经验公式可知：d=(50%～60%)2D =(35～42)mm,此处取 d=35mm, 1d D =0.4. 当1d D 小于0.3时，空心主轴的刚度几乎等于实心主轴的刚度，

等于0.4时，空心主轴的刚度为实心主轴的90%，小于0.7时，空心主轴的刚度急剧下降，所以d=35mm 是合适的。

（3）主轴前端悬伸量a 的确定主轴前端悬伸量a 是指主轴前端面到前轴承径向反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。此处我们选a 为100mm.

（4）主轴主要支承间跨距L 的确定合理确定主轴主要支承间的跨距L ，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距0L ，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L 往往大于上述最佳跨距0L ，此处选L=3a=300mm.

2．主轴的构造

主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。

主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸

已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配，框架式数控铣床主轴简图如图4-6所示

轴上主要尺寸已在前面介绍，在确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。

图4-6框架式铣床主轴简图

3．轴上零件的定位

（1）零件的轴向定位

轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩，轴肩处易产生应力集中，而且轴肩过多也不利于装配，因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合，

套筒定位因为不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。若两零件的间距较大或转速较高时，都不宜采用套筒定位。

轴端挡圈适用于固定轴端零件，可以承受较大的轴向力。为了防止轴端挡圈转动造成螺钉松脱，可加圆柱销锁定轴端挡圈。

圆螺母定位可承受大的轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，故一般用于固定轴端的零件，当轴上零件间距离较大不宜使用套筒定位时，也常采用圆螺母定位。

（2）零件的周向定位

周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等，其中紧定螺钉只用在传力不大之处。

4．主轴的校核

1．主轴按扭转强度校核

这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度条件为：

T T

T W τ= []T τ≤ (4.1) 9550

P T n = (4.2) 316T D W π=

(4.3)

[]T τ—需用扭转切应力，单位为a MP 。

因为P =7.5 kw ，min 1600r

n =，90D =mm ，查表得40 Cr 的[]T τ值为：35—55a MP ，则Ngmm r kw T 625.44765min

16005.79550000== 3

3.1490143066.251616T D W π?===3mm T T

T W τ=≈0.31 a MP ≤[]T τ成立，所以此主轴满足扭转强度要求。

2．主轴的扭转刚度校核。

轴的扭转变形用每米长的扭转角?表示。阶梯轴的扭转角?[单位为（?）/m]的计算公式为：

115.7310z i i i pi Tl LG I ?==?∑ (4.4) 对圆轴： P I =432d π (4.5) 轴的扭转刚度的条件为： []??≤

[]?的取值为 0.5≤[]?≥1（?）/m

计算得阶梯轴的扭转角?为： ?≈0.04[]?<,则轴满足扭转刚度要求。