洛阳理工学院毕业设计（论文） 支承的双列向心短圆柱滚子轴承型号为3182116。其中，d=80，D=125，B=34，D1=91，D2=117，D3=117，r=1。具体结构参数如图2-4所示：
图2-4 双列向心短圆柱滚子轴承（GB285-87）结构参数及安装尺寸
再查参考文献［11］第365页，选取主轴前支承的推力球轴
轴承型号为8215。其中，d=75，d1=75.2， D=110，H=27, D1=86, D2=99，rg=1。具体结构参数如图2-5所示：
图2-5 推力球轴承（GB301-84）结构参数及安装尺寸
2． 主轴后支承轴承的选择
查参考文献［11］第368页，选取主轴后支承的圆柱滚子轴承型号为2213。其中：d=65，D=120，B=23，D1=77，D2=110，rg=1.5。具体结构参数如图2-6所示:
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图2-6 圆柱滚子轴承（GB283-87）结构参数及安装尺寸
2.6.3 主轴内孔直径
该组合机床用于铣削加工，其主轴需有一通过铣刀拉杆的孔，该主轴内孔直径应取在一定范围内，才不致影响主轴刚度。一般，主轴内孔直径受到主轴后轴颈的直径所限制。
由材料力学可知，刚度K正比于截面惯性矩I，它与直径之间有下列关系：
K空I空?(D4?d4)/64d===1-（）4=1-?4 4D?D/64K实I实根据此式可得：当?<0.3时，空心与实心截面主轴的刚度很接近；当?=0.5时，空心主轴的刚度为实心主轴刚度的90%，对刚度影响不大；?≥0.7时，则主轴刚度急剧下降，故一般应使?<0.7，即d<0.7D。
由以上分析可得：
d<0.7 D2=0.7×65=45.5
考虑到此组合机床主轴为铣削主轴，铣刀拉杆的直径比较小，故可将?取小些，即取?=0.5，即：
d<0.5 D2=0.5×65=32.5
将其圆整，d最后取为?30。
2.6.4 主轴前端悬伸量
主轴前端悬伸量a指的是主轴前支承支反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，它对主轴组件刚度的影响较大。悬伸量越小，主轴组件刚度越好。
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洛阳理工学院毕业设计（论文） 主轴前端悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取，有时为了提高主轴刚度或定心精度，也可不按标准取。
另外，主轴前端悬伸量a还与前支承中轴承的类型及组合型式、工件或夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。
因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减小悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。
初算时，可查参考文献［8］第158页表5-14，如下表2-4所示：
表2-4 主轴的悬伸量与直径之比
类 型 Ⅰ 用于高精度和普通精度要求 中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）Ⅱ 的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求 孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定需要有长Ⅲ 的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的机床 >2.5 1.25～2.5 机 床 和 主 轴 的 类 型 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适0.6～1.5 a/ D1
根据上表所列，所设计的组合机床属于Ⅱ型，所以取a/ D1为1.25～2.5，即：
a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×80=100～200
初取a=120。
2.6.5 主轴支承跨距
主轴支承跨距L是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。 合理确定主轴支承跨距，可提高主轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，主轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的主轴前端的位移量将增大；支承跨距大，支承的变形引起的主轴前端的位移量较小，但主轴本身的弯曲变形将增大。可见，支承跨距过大或过小都会降低主轴部件的刚度。
有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考： （1） L合理=（4～5）D1；
（2） L合理=（3～5）a，用于悬伸长度较小时；
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洛阳理工学院毕业设计（论文） （3） L合理=（1～2）a，用于悬伸长度较大时。
根据此次设计的组合机床刚性主轴的悬伸量较大，取L合理≤2.5a为宜。即此次设计的主轴两支承的合理跨距
L合理≤2.5a=2.5×120=300
初取L=280。
2.7 主轴结构图
根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图2-7所示：
锥度7:24图2-7主轴结构图
2.8 主轴组件的验算
主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。
刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。
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