6. 计算带的概数z
单根V带传递的功率?P0?
d1?110mmd2?135mm n1?1500r/min
查表可得 P0?1.67KW 单根胶带传递功率的增量：
?P0?0.12KW
计算V带的根数z
查表得Kα?0.98，KL?1.06
?P0???P0??P?0KαLK1.?88K W 胶带根数：z?P?cP?2.25 0? 可以合理的取z?3根。
7. 计算单根V带的初始拉力的最小值?F0?min :
α?Pd ?F?500??2.5-K?qv20?minKαzv ?139.28N应使带的实际初拉力F0??F0?min 8. 作用在轴上的力
FQ?2z?F?0?minsin2?837N
3-7） （3-8）（3-9） （
4 主轴部件设计
4.1 主轴主要参数的计算
主轴的主要参数是主轴前端直径，轴的直径。主轴和主轴轴承跨度悬。 4.1.1车削时切削力的计算
表4-1（根据主轴电机功率）（mm）：
主电机功率（千瓦）
1.5～2.6 2.1～3.7 3.1～5.6 5.1～7.4 7.5～12
卧式类型车床 65～85 75～95 75～115 98～135 115～150
铣床和加工中心 55～95 65～95 65～98 78～108 97～107
加工外圆磨床 —— 55～65 58～78 75～85 78～95
车床，铣床，镗床，组装加工中心机床，主轴直径是由前向后逐渐降低。前轴颈直径大于后轴直径。这辆车，铣床，从表中，100以毫米。因此可知由式子D2?(0.7~0.9)D1
取后端直径D2?100?0.8?80mm 合理得圆整后D2?80mm 4.1.2主轴内径
机床主轴直径和类型，主要应用在棒料，止动杆，或拉杆。保证内孔直径的规定是为了降低主轴的重量，在确保对空心主轴内孔径设计和最小壁厚需求下，尽可能的取最大值。
一般可取其比值为0.5左右。
主轴刚度K是惯性和抗弯截面弯矩比例
K空K实I空I实?d1??1???D??
?1?4?由式子可以确定取孔径的直径极限d1max为
d1max?0.7D1
此时若孔径再大，刚度急剧下降 根据推荐值
d1?0.5~0.65 D1d1?0.5 D1 取
d1?50 mm
主轴的内径为50 mm 4.1.3主轴跨距的确定
确定了主轴系统的刚度取决于影响主轴跨度的运动是一个主要因素，如在切削力的条件下，主轴前端的灵活性最优跨、度跨度指最低有效小。实验结果表明，动态最优跨度的作用下非常接近最优值，以达到最优值的设计。
对主轴组件变形主轴端的刚度和应力。分析主轴端部的受力情况后，主轴与主轴之间的相互作用会产生一定的弹性变形，导致主轴的端部出现位移误差，依据叠加位移原则，主轴端部实际的位移量y由两个组成部分 y?y1?y2
式中 y1——刚性支撑的类型（支持保持弹性变形）的主轴端部位移。。
y2——要求的弹素性上钢性力主轴（主轴假设手里固定）端整体的移距。 1. 刚性支承上弹性主轴端部的位移y1
根据支撑梁和悬臂梁的两个点的挠度公式，可以：
12?Pa?L?a??3??PaLPa3EI y1== a +
Pa3?L?3EI3EI???1?mm3EI?a?式中 E——主轴材料的弹性模量；
I = I——转动惯量的平均主轴截面。当平均直径，孔的直径，
??D4?d4?64；
当无孔时，I??D464；
2. 弹性支承上刚性主轴端部的位移y2
第一，轴承刚度分别设置好之后，在与轴承刚度的弹性变形后分为?1,?2
?1?RAR,?2?B KAKB?a?式中 RA——前支承的支反力，RA?P?1??
l?? RB——后支承的支反力，RB?P?a l 因此， ?1?P?a??1??， KA?l?Pa? KBl ?2? 用相似三角形定理可求得：
a?a?y2??1?1????2?l?l??P?a?P?a?1??????KA?l?KB?l?22
整理后可得：
Py2?KA??KA??a?22a????1?K???l??l?1?
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