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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流设计说明.精品文档. 毕 业 设 计说 明 书我这次毕业设计的题目是：M224半自动内圆磨床的主轴箱改进。技术要求是要使主轴回转精度为0.002mm,以保证整体机床可以由普通级内圆磨床升级为精密级内圆磨床。(一)关于主轴部件的设计机床主轴是机床在加工时直接带动刀具或工件进行切削和表面形成运动的旋转轴。主轴部件包括主轴及其直接有关的轴承、传动件和密封件等。1 、轴回转精度：主轴做回转运动时线速度为零的点的连线，称为主轴的回转中心线。主轴回转中心线相对于某一固定参考系统的空间位置，在理想情况下是不应随时间变化的，但实际上由于种种原因，主轴回转中心

2、线的空间位置在每一瞬间都是变化的。这些瞬时回转中心线的平均空间位置，成为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间的位置偏高，就是回转主轴的瞬时误差（回转误差）。这些瞬时误差的范围就是主轴回转精度。2、造成主轴回转误差的原因：（1）主轴支承轴颈的圆度误差，如椭圆、棱圆及较大的波纹，将造成主轴周期性的径向误差。（2）主轴轴承，特别是前轴承的缺陷，如轴承环轨道的圆度误差道贺波纹，滚动体直径不一致性及圆度误差，以及其他影响轴承旋转精度的误差，也将造成主轴的径向误差。（3）主轴的支承端面、主轴的轴肩面及其相关零件的端面对主轴回转中心线的垂直度误差，止推轴承的滚道及滚动体的误差，将造成主轴

3、周期性的轴向误差。（4）主轴前后支承的同轴度误差及它们径向跳动的大小和方向的不一致性，将造成主轴的角度误差。（5）主轴及随其回转的零件的不平衡，主轴支承径向刚度在不同方向上的不一致性，也将造成主轴的径向误差及角度误差。（6）由于主轴传动系统的激励（如传动力的变化、轴承滚动体的圆度误差等所引起的），使主轴产生弯曲振动，将造成主轴的高频径向误差。3、提高主轴回转精度的主要措施：（1）采用回转精度好的轴承。 （2）提高与轴承配合表面的精度，对于高精度和特高精度等级的滚动轴承，与其配合的轴和外壳的尺寸公差、形状公差及粗糙度。（3）高速主轴部件要经过很好的动平衡。 （4）注意装配调整质量，使各种误差尽可

4、能相互抵消，并保证在使用过程中变形最小。4、主轴静刚度及其影响主轴部件静刚度简称主轴静刚度。主轴静刚度是指主轴抵抗外力（静态力）引起变形的能力。对给定的主轴结构来说，主轴静刚度是随外力的作用点和方向而异的，通常所说的主轴静刚度则主要是指在主轴工作端作用一个静态力（或扭矩）P时，P与主轴在P作用方向上所产生的变形之比，即：K=P/ （1.1）根据P作用方向是沿主轴半径方向或轴线方向，由式（1.1）确定的刚度相应称为径向刚度或轴向刚度。如果P是作用在主轴工作端的静扭矩，为该扭矩作用主轴工作的扭转角，则式（1.1）所确定的为扭转刚度。对大多数机床来说，主轴的径向刚度远比其轴向刚度和扭转刚度重要。一般

5、情况下的主轴结构，如保证了其径向刚度，则轴向刚度和扭转刚度基本上也都能得到保证。主轴刚度不足对加工精度和机床性能的影响：（1）造成加工的尺寸误差和形状误差。（2）影响到主轴部件的轴承、等正常工作条件，从而降低其工作性能和寿命。（3）影响到机床的抗震性，即容易引起切削过程的振颤，从而降低加工质量，限制机床功率的充分利用而影响切削生产率。5、提高主轴静刚度的主要措施影响主轴静刚度的主要因素有：主轴的直径、支承间距及工作端的悬伸量；支承的径向刚度和角刚度（包括轴承本身的刚度、轴承的配置形式、支承座的刚度以及配合、预紧、温度等的影响）；传动件所处位置及传动力、切削力的相对作用方向等。针对主要影响因素，

6、提高主轴静刚度的主要措施有：（1）适当加粗主轴直径，特别是主轴工作端悬伸部分的直径。（2）选择最佳跨距L0,并尽可能缩短主轴工作端悬伸量a0,当支承间距L2L0时，可采用三支承结构。（3）采用高刚度的轴承，并加适当的预载；尤其应注意提高前支承的径向刚度和角刚度。（4）合理安排传动件在主轴上的位置，并使传动力、切削力及弯距的方向将它们所引起的轴端变形相互抵消一部分或全部。6、承载能力主轴部件的承载能力是主轴在保证正常工作条件并具有额定寿命时所能承受的最大负荷。在该负荷作用下，除了主轴轴承及传动件应保证具有额定寿命外，还必须同时满足下述条件：（1）主轴工作端的编变形不得大于相应条件下允许的加工误差

7、。（2）主轴在前支承处的转角不得大于所用轴承允许的转角。（3）为了提高主轴部件的承载能力，除了正确选用轴承及合理设计传动件外，主要措施是加粗主轴有效直径，以便减少弯曲变形。7、主轴部件的温升和热变形使热变形的方向不影响加工精度。8、主轴部件的寿命主轴部件的寿命主要指保持其应具有的精度性能的使用期限。在寿命期限内（通常规定大修期），主轴部件的工作不应丧失设计时所规定的精度性能。精度保持性越好，寿命越长。 主轴部件丧失其精度性能的主要原因是磨损，如主轴上传动件的磨损，主轴轴承和支承表面的磨损。通常后者是最常见的。因此，寿命主要取决于耐磨性。 主轴部件的实际寿命值是根据精度和性能要求以及这些要求与磨

8、损量（或磨损速度）的关系来确定的。如果对给顶的精度和性能要求来说，磨损速度过快，达不到额定的寿命要求，则必须采取措施，以降低磨损速度。 提高主轴部件寿命的措施：（1）正确选择主轴的材料及热处理，提高轴颈表面和定位面的硬度、表面粗糙度和几何精度，以提高其耐磨性。（2）主轴的前后支承要尽可能同心，并提高主轴部件的静刚度，以减少主轴弯曲变形和支承处的偏转角。（3）加强密封保护，避免各种微粒进入摩擦表面。结构设计上应保证轴承磨损后自动补偿磨损量或能较方便地进行定期人工调整。（二）主轴箱改进设计要想更好的改进主轴箱精度，就要认真的了解该机床。M224是上世纪五时年代初，从前苏联引进技术我国自行生产的普通

9、级内圆磨床。该机床可磨削直径为D6D40mm,最大深度为70mm的圆柱孔。可以磨削通孔，不通孔及锥度不大于60度的锥孔。该机床自动化程度较高，可适用于大批量生产，也适用于小批单件生产。机床可以有以下测量控制方式，以满足不同精度和生产批量的要求：定程测量：机床备有的基本方式，能满足一般精度和批量生产的要求。手动测量：机床备有的基本方式，能满足特殊精度和单件小批或批量生产的要求。电感测量：根据用户需要定货供应，能满足较高精度和批量生产的要求。塞规测量：根据用户需要定货供应，能满足专用生产要求。机床可配备多种工装夹具。通用配三爪卡盘。机床工作台往复运动为液压传动，其速度可实现无级调速。其循环为：快速

10、趋近磨削速度砂轮修整速度磨削速度快退速度。机床可实现人工辅助装卸工件，可实现：工作台快进磨削往复粗进给磨削粗无进给磨削（时间可调）砂轮自动退出修整精进给磨削精无进给磨削（时间可调）进给快退工作台快退等动作。主要技术参数：磨削孔径640mm磨削最大深度:长度/直径2 70mm工件最大回转直径 罩内 200mm无罩 360mm工作台最大行程 290mm床头主轴中心至工作台面距离 245mm床箱横向最大位移量. 40mm床头主轴中心至床身底面距离. 1135mm床头主轴轴线在水平面内最大回转角度.30度工件转速. 260,400,520,790,r/min床头箱进给 刻度盘一转. 0.75mm刻度盘

11、一格 . 0.005mm液压最大进给量. 0.65mm砂轮磨损自动补尝量（九级） 00.08mm手轮每转工作台移动量 45.2mm工作台运动速度： 磨削速度5006000mm/min 修整速度 1001000mm/min 最高速度 . 7000/min液压自动进给速度. 0.11mm/min液压系统压力： 工作压力.0.81 MPa 进给压力.0.40.6 MPa 润滑压力. 0.1MPa 液压泵流量（型号 CBB25）25L/min冷却泵流量 25L/min工件电动机：型号 YUD90l8/4功率. 0.55/1.1KW转速.700/1370r/min液压泵电动机：型号Y8024B5功率 0

12、.75KW转速.1410r/min冷却泵电动机：型号.AB25功率0.09KW转速.3000r/min交流马达驱动器： 型号 VFD037A23A功率 3.7KW电动砂轮轴（低速）：型号 DS2124功率.2/2.3KW转速.2100024000r/min电动砂轮轴（高速）：型号（特殊定货）DS4248功率. 1/1.3KW转速. 4200048000r/min使用电源 3相 380V 50Hz机床外型尺寸（长*宽*高）.1825*1145*1500机床重量约2000Kg要使主轴箱精度达到0.002mm，就必须保证主轴与轴承之间的回转精度以及轴承与箱体轴承孔之间配合精度，同时要确保在主轴上的零

13、件所引起的主轴变形要小，并且有足够的刚度来保证抵抗外力的变形等因素。一、M224原主轴箱结构分析1、M224通电后，电动机转动 ，带动电动机上的皮带轮25转动。然后通过皮带轮25上的同步齿型带把动力传给皮带轮17，皮带轮17由接盘16与主轴39连接，带动主轴转动，主轴上装有三爪卡盘，带动工件做回转运动。2、液压油通过紫铜管28进入进油套09，再通过主轴，接盘，带轮内的油路进入油缸右腔，推动活塞19左移，并通过活塞19与拉杆42的螺纹配合带动拉杆42左移。借助锥套40的做用拉紧主轴。使之减小径跳提高工件的回转精度。还可以使液压油通过紫铜管28进入进油套09，再通过主轴，接盘带轮内的油路进入油缸的

14、左腔，推动活塞19右移，带动拉杆42右移，放松卡盘。油缸内活塞上开有通气孔，可使油缸内气体排出。3、主轴39前支承，采用双列向心短圆柱滚子轴承D3182116(脂润滑)可以承受径向载荷。轴承前后分别由前盖02和前里盖07固定。轴承内圈前端由前套固定，后端通过拧紧两个调节螺母推动套筒压紧轴承内圈。套筒采用迷宫式迷封方式， 阻止润滑脂进入主轴箱，同时确保灰尘杂物等无法进入轴承。4、主轴39后支承采用一对单列向心推力球轴承D36212（60*110*22脂润滑），背对背按装（小端相对）。这样可使轴承的接触角沿轴线扩大，加大了支承宽度，进而提高了支承刚度。当转速较高时，内圈的轴向热变形比外圈大，着种按

15、装方式不会增加轴向的附加载荷，以保证正常运转，但对轴承内圈要进行轴向固定。5、M224主轴上后支承，单列向心推力球轴承外圈前后分别由后里套和后端盖固定。内圈前端由主轴轴肩固定。后端由后螺母压紧，并调整其间隙。两轴承间加了内环与外环，以增加轴承间的距离，提高支承刚度。后轴承润滑与前轴承相同，用油枪将润滑脂压入轴承内（一年一次），轴承采用羊毛毡密封。6、后螺母上开有3mm宽的槽，当槽的两端部分由螺钉拧紧时，螺纹发声发生倾斜，使后螺母自锁，相对于主轴轴向固定。7、M224主轴采用“固游式”支承。后端采用一对单列向心推力球轴承。内、外圈双向固定，从而使整个轴得到双向定位。前端采用双列向心短圆柱滚子轴承

16、，前里盖和轴承外圈间隙、配合，从而保证轴系的轴向固定。8、磨削通孔时，冷却液直接进入拉杆，并由三爪卡盘中心喷出。磨削盲孔时，需由外部冷却。9主轴受力示意图：二、内圆磨床对工件头架的要求： 工件头架是内圆磨床的重要部件，对工件起支承、夹持、定心及带动旋转等作用。内圆磨床的工件头架可在平面内相对于床身摆动一定的角度，以便磨削圆锥孔。工件头架的主轴是带动工件旋转的，主轴系统的回转精度和刚度，都直接影响工件的尺寸精度和几何精度。所以，工件头架主轴的回转精度比磨头主轴的回转精度更重要。工件头架应能在一定范围内调整主轴的转速，以适应磨削不同工件的需要，调整方法一般氛围有级调速和无级调速两种。M224用的是

17、以调速电机为动力。工件头架主轴的热变形影响工件的尺寸精度。工件头架的振动不但影响工件表面的粗糙度，而且影响其几何精度，如孔的表面形成多边形等缺陷。结构应力求简单、紧凑、方便使用和维修。三、初步分析M224主轴系统需改进的部位.1.主轴轴承.M224主轴前后支支承均采用滚动轴承。滚动轴承有系列商品供应，使用方便，但其回转精度、使用寿命和承载性能都很差。另外，M224主轴轴承采用“前游后固”组合方式。主轴磨削过程中发热变形，前端伸长，容易影响工件的加工深度，降低加工精度。2.皮带轮. M224中皮带轮同时起着油缸的作用，内部填充液压油，又承受着皮带的张紧力，而拉杆左端为悬臂量，因而很容易变形，使主

18、轴也很容易发生弯曲。3.张紧轮轴承.4.进油套位置.四、初步设想改进方案.1.主轴前端采用一对圆锥滚子轴承，后端仍采用一对向心推力球轴承。采用“前游后固”的方式。 这样，主轴的轴向定位由原来在后轴承处改为前轴承处，后轴承的外径不能用后端盖压紧，而应在其两边留有游隙1.52mm，补偿主轴热变形，以免产生附加载荷。成对使用圆锥滚子轴承时，应安装成小端相对的形式，因为主轴受载后，一对轴承上的反作用力R1和R2组成的反力矩，能抵消一部分主轴受载底弯曲力矩，从而提高轴系刚度。2.主轴前后支承均采用液体静压轴承. 工件头架主轴的转速较低，采用动压轴承时难于形成油楔。静压轴承因油膜较厚而有缓冲效应，减少因轴

19、颈表面的形状误差而诱发的轴向窜动；并减少轴颈表面的形状误差对径向跳动的影响。 静压轴承因有“均化”作用，可以大大减少制造中的微小不精确性所产生的影响。与滚动轴承比较，如滚动轴承的一个跑道表面有一疵点，当每一滚动体滚过此点时，将偏离其正确的路程，此偏移量，至少是其中的一部分将直接传至被支承件上。而在静压轴承中，载荷通过油膜而分布于较大的面积上，油腔压力并非决定于某一点的间隙误差，而是决定于油腔范围内的全部轴承间隙的平均值，因此，表面上的微小疵点只有不足道的影响，在正常使用情况下，它不但有助于提高回转精度，而且可以持久地保持精度。 向心轴承为轴向矩形缝隙节流的四腔轴承. 止推轴承与前向心轴承组成双

20、侧止推联合轴承，结构简单，减少流量和泵功率。 采用环形甩油槽和间隙密封.3. 加大轴颈. 主轴是保证回转精度的关键零件，除了轴颈的精度外，主轴的刚度也是影响回转精度的重要因素。主轴只有在具备足够刚度的前提下，才能保证其精度要求。提高周周刚度的措施是：加大轴颈，缩小悬伸长度（特别是夹持工件端）和合理的支承跨距。在改造旧机床是，一般仍利用原工件头架箱体，支承跨距不可能有大的变动，为提高主轴刚度，只能加大轴颈和减少悬伸长度。4. 采用卸荷式带轮. 最好将载荷卸于箱体上。五、进一步分析改进方案.1、轴承组合.因为主轴箱体中对主轴旋转精度影响最大的部分便是前后轴承，尤其是前端轴承。（1）M224主轴前端

21、支承采用的是D3182116。由机械设计手册上册（第二分册.第二版.化学工业出版社）P774查得：D3182116轴承重1.5公斤，锥度1：12；额定动负荷C：9420公斤；额定静负荷C0：8920公斤。额定负荷太大，过于浪费，由于这种轴承组和是前端游动后端固定的形式，当主轴受热伸长时，主轴只能向前伸长，就会影响纵向磨削精度。所以需要改进。（2）圆锥滚子轴承回转精度较低，达不到精度要求，故放弃不用。（3）因液体静压滑动轴承需多加一套供油回路，结构较复杂，所以尽量不用。 因此仍采用滚动轴承组合，其组合方式有以下几种，示意图为：六、初步计算改进后主轴的回转精度床主轴负荷没有太大变化，所以主轴尺寸变

22、化不大。根据设计要求主轴的回转精度误差=0.002mm. 经分析比较确定选用上面第一种轴承组合方式。根据主轴直径选择轴承。初步设定主轴前端支承处轴颈为80mm,选择轴承为7016 AC.其参数为：d=80mm D=125mm B=22mm 动负荷55.5KN静负荷53.2KN 脂润滑最高转速4500r/min（机械设计课程设计手册 （第二版） P70）内径公差： 上差 0 外径公差： 上差 0 下差 -7 下差 -8径向游隙 14m 测量时加径向负荷98N P16 P27) (2) 初步设定主轴后支承处轴颈为60mm.选择轴承为6212。其参数为：d=60mm D=110mm B=22mm 动

23、负荷47.8KN 静负荷32.8KN 脂润滑最高转速5600r/min（机械设计课程设计手册 （第二版） P62）内径公差： 上差 0 外径公差： 上差 0 下差 -7 下差 -8 径向游隙 13m 测量时加径向负荷98N ( P16 P27)3、根据轴承宽度确定主轴轴向尺寸。4、计算理论状态下主轴回转精度。计算轴与轴承间的配合精度。误差最大时，即孔最大，轴最小时。 根据主轴图计算得 a=331mm b=410mm 设主轴轴颈公差为T=0.005mm 则C=T+轴承径向游隙 =0.005+0.014=0.019mm tan1=c/a 可得 1=b*sin=0.023534743mm=T/2+轴

24、承径向游隙 =0.005/2+0.014=0.0165mm得主轴与轴承配合误差 1=- =0.023534743-0.0165 =0.007mm孔最小，轴最大时前轴承内径为80-0.008mm ，轴颈为80+0.005mm,为过盈配合，误差2=0。计算轴承与主轴箱孔的配合精度。 根据主轴图计算得 a=355mm (箱体) 误差最小时，即孔最大，轴承外径最小时。箱孔尺寸125+0.003mm,轴承外径125-0.009mm，则 =0.003+0.009=0.012mm =/2=0.006mm=0.013859mm总1=- =0.007859mm孔最小，轴承外径最大时箱体尺寸125-0.022mm

25、,轴承外径125mm，为过盈配合，误差总2=0 为了减小误差，主轴与轴承跳动误差要和轴承与箱提=体之间的跳动误差相反，所以主轴与箱体、轴承配合时的回转精度误差 =总1-1 =0.007859-0.007 =0.000859mm 符合设计要求。七、带轮的设计1计算皮带的最大张紧力.根据 工件电动机功率P =0.55/1.1KW 工件转速：260、400、520、790r/min带轮直径d1=131mm d2=149mm 由P=FV/1000 （P为主轴上带轮的输入功率，因求的是最大张紧力，可近似为工件电机功率，单位为KW；F为张紧力，单位为N；V为带的线速度，单位为m/s.）得F=1000P/V

26、工件有四级转速，分别计算其张紧力，得： F1=1000P1/n1d2 =1000*0.55*60*1000/*260*149N=271NF2=1000P1/n2d1 =1000*0.55*60*1000/*400*131 =201NF3=1000P2/n3d2 =1000*1.1*60*1000/*520*149 =271NF4=1000P1/n4d1 =1000*1.1*60*1000/*796*131 =202NFmax=271N2 由上一步计算知带轮张紧力约为271N，因此，为减小其对主轴回转精度的影响，就要尽量缩短主轴左端悬臂长度。为了减小皮带对主轴变形的影响，选择同步齿形带。因为选择

27、同步齿形带传动综合了带传动和链传动的优点，是靠啮合传动的新型带。带的工作表面制成齿形，与有齿的带轮做啮合传动。由于这种带的纵向揉度大，可用直径较小带轮。由于强力层强力高，在受载后变形极小，能保持齿行带的节距不变，因而带与带轮无相对滑动，能保证定传动比，定传动比大，适用的速度范围广。3同步齿形带的计算：计算功率Pd由机械设计手册（机械设计出版社出版）表22.150查得KA=1.6Pd=KA*P =1.6*1.1=1.76KW选定带型和节距 根据Pd=1.76KW和n1=1400r/min，由图22.151确定为H型，节距为Pd=12.7mm小带轮齿数Z1：根据带型H和小带轮转速n1，有表22.1

28、51查得小带轮的最小齿数Z1min=18，此处取Z1=20小带轮节圆直径d1d1=Z1*Pb/=20*12.7/3.14=80.85mm由表22.156查得其外径da1=79.48mm大带轮齿数Z2Z2=ib*Z1 =1.8*20=36大带轮直径d2d2=Z2*Pb/ =36*12.7/3.14 =145.53MM由表22.156查得其外径d2=144.16mm带速vv=*d1*n1 =3.14*80.85*1400=5.92m/s初定中心距a0取 a0=450mm带长及其齿数 L0=2a0+/2（d1+d2）+（d2-d1）2/4a0 =2*450+/2（80.85+145.53）+（145

29、.53-80.85）2/4*256 =915.89mm 由表22.147查得应选用带长代号为360H的同步齿形带，其节线长lp=914.4mm，节线长上的齿数Z=0.72实际轴间距aaa0+（lp-l0）/2 =450+（914.4-915.89/2 =449.26mm小带轮啮合齿数ZmZm=entZ1/2-pb*Z1/22*a（Z2-Z1） =ent20/2-12.7*20/2*3.142*449.26（36-20） =10基本额定功率P0P0=（Ta-MV2）V/1000由表22.153查得Ta=2100N，m=0.448Kg/MP0=（2100-0.448*5.922）*5.92 =12

30、.34KW所须带宽bsbs=bs0*（pd/Kz*P0）1/1.14由表22.152查得H型带bs0=76.2mm，Zm=10，Kz=1bs=76.2*（Pd/1*12.34）1/1.14 =13.8mm由表22.148查得，应选带宽代号050的H型带，其bs=12.7mm带轮结构尺寸传动选用的同步齿形带为：360H050小带轮：Z1=20，d1=80.85mm da1=79.48Mm大带轮：Z2=36，d2=145.53mm da2=144.16另一组： （1） 计算功率Pd 由机械设计手册（机械设计出版社） 表22.150查得KA=1.6 Pd=KA*P =1.6*1.1 =1.76KW

31、（2）选定带型和节距 根据Pd=1.6KW和n1=1400r/min， 由图22.151确定为H型，节距Pd=12.7mm（3） 小带轮齿数Z1 根据带型H和小带轮转速n1，由表22.151查得小带轮的最小齿数Zmin=18，此处取Z1=20（4） 小带轮节圆直径d1 d1=Z1*Pd/ =20*12.7/3.14 =80.85mm 由22.156查得其外径da1=79.48mm（5） 大带轮齿数Z2 Z2a=ia*Z1 =3*20 =60（6） 大带轮节圆直径d2 d2a=Z2a*Pb/ =60*12.7/3.14 =242.55mm 由表22.156查得其外径da2=241.18mm带速v

32、v=*d1*n1/60*1000 =*80.85*1400/60*1000 =5.92m/s初定中心距a0取a0=450mm带长及齿数L0=2a0+/2*（d1+d2）+（d2-d1）2/4*a0 =2*450+/2*（80.85+242.550）+（242.55-80.85）2/4*450 =1422.27mm由表22.147查得应选用带长代号为560H型同步齿形带，其节长Lp=1422.40mm/节线长的齿数Z=1.14实际轴间距a aa0+（Lp-L0）/2=450+（1422.40-1422.27）/2=450.07mm小带轮啮合齿数ZmZm=entZ1/2-（Pb*Z1）/22a（Z

33、2-Z1） =ent20/2-（12.7*20）/2*3.142*450.07（60-20） =9（12） 基本额定功率P0P0=（Ta-Mv2）v/1000由表22.153查得Ta=2100N，m=0.448Kg/mP0=（2100-0.448*5.922 ）5.92/1000 =12.34KW所需带宽bsbs=bs0*（Pd/Kz*P0）1/1.14由表22.152查得H型带bs0=76.2mm，Zm=9，Kz=1bs=76.2*（1.76/1*12.34）1/1.14 =13.8mm由表22.148查得，应选带宽代号为050的H型带，其bs=12.7mm带轮尺寸传动选用的同步带为560H

34、050小带轮：Z1=20，d1=80.85mm da1=79.48mm大带轮：Z2=60，d2=242.55mm da2=241.18mm带轮的结构设计：根据以上计算的结果与表22.1-54确定大带轮结构 如下图：两对啮合的大带轮作成一体，内部为油缸，油缸直径为75mm,活塞行程为45mm。两对啮合的小带轮也作成一体，与大带轮配合。其外径为79.5mm,长66mm.其结构如下图：在大带轮和小带轮的两侧加一对挡圈，防止传动时齿形带，从带轮上脱落。八、进油套的设计： 进油套的结构无需太大改动，需要改变的是它的位置。进油套的位置大致有两种：置于箱体内部或外部。 M224的进油套是放在箱体内部的，这种

35、安装方式的缺点是：在冲入压力油时，油液会渗漏在主轴箱内，另外还在主轴上沿轴向钻两个M8*194mm的深孔，难度加大，成本很高。因此，初步考虑将进油套装在主轴箱体外部，缩短加工孔的深度，但是这样又会加长主轴左端的悬臂长度。所以最初思路为将进油套装在接盘与箱体之间，带轮卸荷：将箱体加长，在箱壁上开孔，装入滑动轴承，并将拉杆左端加长，支承于滑动轴承中，这样带轮负荷卸于箱体上。滑动轴承处采用浮动支承。如下图，使拉杆与下端轴瓦间隙较小，上端间隙较大，当拉杆受力下弯时，与下端轴瓦接触，形成一刚性支承，抵抗拉杆的变形。同时箱体左端需开一个孔，使冷却液可以进入拉杆。 但此时，主轴为三支承结构，三个支承点很难保

36、持在同一水平线上，这样又会在很大程度上降低主轴的回转精度，结构复杂，成本提高，方案不佳，不宜采用。 因此，最终确定将进油套置于箱体内部，并尽量靠近后端支承，同时缩短主轴上轴向输油孔的深度，这样可以在一定程度上提高主轴的回转精度，并且降低钻深孔的花费。九、主轴的设计： 因为轴承及进油套位置改变了，主轴的轴径部分和主轴上沿轴向的输油孔深度也相应地发生变化。两个输油孔深度分别为118mm、148mm，前端轴径为80mm，长52mm,后端轴径为60mm,长20mm,主轴总长445mm.具体尺寸如下图：十、箱体的设计： 箱体的结构没有太大的变化。前端轴承孔宽度由40mm变为65mm,后端轴承孔宽度由65mm变为40mm,箱体总长由389mm变为369mm. 因为进油套位置发生变化，电机类型也变了，所以箱体壁上的进油孔位置及安装电机的孔、箱体轴承孔与轴承的配合精度也随之改变，具体尺寸如下图所示：