《機床主軸傳動系統(tǒng)結構設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機床主軸傳動系統(tǒng)結構設計（49頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、摘 要 普通車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，即：根據(jù)設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉速、轉速數(shù)列公比或級數(shù)，確定其他有關運動參數(shù)，選定主軸各級轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網(wǎng)，擬定轉速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號及根數(shù)，；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤

2、滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計。 【關鍵詞】車床;主軸箱;變速系統(tǒng);主軸組件。 Abstract Ordinarylathespindleboxdesign,mainlyincludesthreeaspects,namely:accordingtothedesigntopicgivenmachineusage,specifications,spindlespeed,speedratioorseriestoidentifyotherrelatedmovementparame

3、tersandselectspindlealllevelsvelocityvalue;throughanalysisandcomparisontoselecttransmissionscheme;drawstructuresorstructuralnetwork,definespeeddiagram;determinetoothnumberofgearandbeltwheeldiameteranddrawtransmissionsystemdiagram.Secondly,accordingtothetypeofmachineandelectricmotorpower,identifycalc

4、ulationspeedoftheprincipalaxisandthetransmissionparts,initiallydecidethediameterofthetransmissionshaft,thegearmodulus,confirmthetransmissionbelttypeanditsnumber;AfterassemblySketchesfinishneedtochecktransmissionparts’(transmissionshaft,chiefshaft,gear,rollingbearing)stiffness,intensityorlifespan.Fin

5、ally,aftercompletionofthekinematicdesignanddynamicdesignstillneedtomakemaindrivesystembe"structured"anddesignspindlegearboxassemblydrawingandpartsdrawing,emphasizesonthetransmissionshaftcomponent,maincomponents,transmissionmechanism,box,lubricationandseal,transmissionshaftandtheslipgearpartsdesign.

6、 Key wordslathe;spindlebox;transmissionsystem;spindleassembly. 桂林電子科技大學信息科技學院畢業(yè)設計（論文）說明書 第 46 頁 共 49 頁 引言 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸

7、納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。 通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理。 機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析

8、，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 1 緒論 1.1 設計的目的及其研究意義 本課題是以普通車床為研究目標，從其主軸箱及主傳動系統(tǒng)結構入手，對其系統(tǒng)結構設計、結構組成分析、分級變速分析、傳動件

9、的計算分析的幾個方面進行研究。為優(yōu)化傳動系統(tǒng)結構和改善傳動系統(tǒng)的精度及穩(wěn)定特性提供必要的理論依據(jù)通過本課題的研究，使機床結構更加緊湊，性能更加優(yōu)越。 我國車床進入市場到現(xiàn)在，通過各大機床廠家的不懈努力，通過采取與國外著名機床廠家的合作、合資、技術引進、樣機消化吸收等措施，使得我國的機床制造水平有了很大的提高，其產(chǎn)量在金屬切削機床中占有較大的比例。目前，國產(chǎn)車床的品種、規(guī)格較為齊全，質(zhì)量基本穩(wěn)定可靠，已進入實用和全面發(fā)展階段。但是在這些機床中，大都處于單機運行狀態(tài)，并且相當一部分處于效率不高，加工不精密的狀態(tài)。本項目的研究，有利于改善機床的性能，使得產(chǎn)品的加工更加高效，更加精密。 1.2 國

10、內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 近年來我國企業(yè)的機床占有率逐年上升，在大中企業(yè)已有較多的使用，在中小企業(yè)甚至個體企業(yè)中也普遍開始使用。在這些機床中相當部分處于使用效率不高，管理方式落后的狀態(tài)。　 與國外的機床相比，我國機床還存在以下幾方面的問題： 產(chǎn)品質(zhì)量、可靠性及服務等能力不強。國產(chǎn)機床在質(zhì)量、交貨期和服務等方面與國外著名品牌相比存在較大的差距。國產(chǎn)車床的技術含量與生產(chǎn)水平與國際上先進水平也有較大差距。在交貨期方面，絕大多數(shù)企業(yè)由于任務重拖期交貨。服務體系不健全，在市場開拓、成套技術服務、快速反應能力等方面不能滿足市場快節(jié)奏和個性化的要求。 自主創(chuàng)新能力不足。 長期以來，我國機床制造業(yè)的基礎、共性技

11、術研究工作主要在行業(yè)性的研究院所進行。能力薄弱，技術創(chuàng)新投入不足，引進消化吸收能力差，低水平生產(chǎn)能力過剩，自主創(chuàng)新能力不高，缺乏優(yōu)秀技術人才。雖然國產(chǎn)機床制造商通過技術引進、海內(nèi)外并購重組以及國外采購等獲得了一些先進技術，但缺乏對基礎共性技術的研究，忽視了自主開發(fā)能力的培育，企業(yè)的市場響應速度慢。 功能部件發(fā)展滯后。機床是由各種功能部件（主軸單元及主軸頭、滾珠絲杠副、回轉工作臺等）在床身、立柱等基礎機架上集裝而成的，功能部件是機床的重要組成部分。雖不可否認我國其中個別產(chǎn)品的制造水平接近國際先進水平。但整體上，我國機床功能部件發(fā)展緩慢、品種少、產(chǎn)業(yè)化程度低，精度指標和性能指標的綜合情況還不過

12、硬。目前，許多功能部件僅能滿足中低檔機床的配套需要，但是很大一部分還是還依賴進口。因此，我們應該盡快研究機床行業(yè)的核心技術。 1.3 設計方案 本課題主要通過數(shù)據(jù)分析，校核計算，設計出機床主軸傳動系統(tǒng)及分級變速系統(tǒng)等各單元部件的布置結構。 （1）設定普通機床主軸箱的整體尺寸； （2）通過給定的技術參數(shù)來初步設定主分軸、齒輪數(shù)等的結構尺寸； （2）對傳動系統(tǒng)進行理論力學分析，精確計算選定尺寸及材料； （3）由電機轉速傳動至進給系統(tǒng)的參數(shù)反饋，校核所選定主軸和轉動軸尺寸的合理性； （4）完成整體結構設計，繪制裝配圖及零件圖。 2 機床總體設計 2.1 設計參數(shù) 本次設計的車床

13、的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如表2.1所示 工件最大回轉直徑 (mm) 最高轉速 ( ) 最低轉速 ( ) 電機功率 P（kW） 公比 轉速級數(shù)Z 320 2000 42 7.5 1.41 12 表2.1 2.2 主軸箱展開圖圖 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，否則齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別

14、裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級正向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第二種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動器尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 主軸箱分布圖如圖2.1所示 圖2.1 2.3 電動機的確定 合理的確定電機功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料

15、，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： ① 確定背吃刀量和進給量f，，取4mm，f取0.6。 ② 確定切削速度，參，取V=1.7。 ③ 機床功率的計算， 主切削力的計算 公式：F=9.81 =9.8127040.920.95 =3242（N） 切削功率的計算 ==32421.7=5.5

16、（kW） 依照一般情況，取機床變速效率=0.8. ==6.86(kW) 查《機械設計課程設計指導書》P142可得，選擇電動機型號為Y132M-4，滿載時，其轉速為1440r/min。因此初選電動機合格。 3 主運動參數(shù)的擬定 3.1 確定傳動比 根據(jù)《機械制造裝備設計》知 ， ∴ Z=+1 ∴==1.42 根據(jù)《機械制造裝備設計》表2-4 標準公比。這里我們?nèi)藴使认盗?1.41. 根據(jù)《機械制造裝備設計》表2-5標準數(shù)列。給定的最低轉速為45r/min，在標準數(shù)列中，可以選擇最低轉速為45，因此可以得到公比為1.41的數(shù)列：45,64,90,127,180,254,

17、358,505,715,1004,1415,1955. 3.2 主傳動系統(tǒng)方案確定 3.2.1傳動布局選擇 有變速要求的主傳動，可分為集中傳動式和分離式傳動式兩種布局方式把主軸組件和主傳動的全部變速機構集中于一個箱體內(nèi)，被稱為集中傳動式布局，一般將該部件成為主軸變速箱；而把主軸組件和主傳動的大部分變速機構分離裝于兩個箱體內(nèi)，被稱為分離傳動式布局。由于集中傳動式布局結構簡單，偏于實現(xiàn)集中操縱，箱體數(shù)少，在機床上安裝、調(diào)整方便。大多機床采用這種布局，因此，本設計也將采用此種布局。 3.2.2變速方式選擇 機床主傳動的變速方式可分為無級變速和有級變速兩種。無級變速是指在一定速度（或轉速）范

18、圍內(nèi)能連續(xù)、任意的變速。有級（或分級）變速是指在若干固定速度（或轉速）級內(nèi)不連續(xù)地變速。而變次的設計采用的是滑移齒輪變速機構，因此使用的是有級變速。 3.2.3開停及正反轉方式選擇 控制主軸啟動和停止分電動機開停和機械開停兩種，而換向同樣如此。本次設計采用電動機開停，機械方式中的片式摩擦離合器來實現(xiàn)正反轉。 4 變速結構的設計 4.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 變速副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案：2.2.2變速式的擬定 12級轉速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在Ⅰ

19、軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副數(shù)不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個變速組的變速副數(shù)常選用2。綜上所述，變速式為12=232，12=322。 4.2 變速式的擬定 12級轉速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副數(shù)不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個變速組的變速副數(shù)常選用2。從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處

20、可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=232方案為好。 4.3 結構式的擬定 對于12=232傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： ， ， ， 由于本次設計的機床傳動軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。在擬定結構式時，要采用前多后少的安排變速組的傳動順序，要前密后疏的安排其擴大順序，因此采用 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范

21、圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中，， ∴，符合要求 4.4 結構網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如圖4.1所下 圖4.1 4.5 轉速圖的擬定 ⑴、選擇Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。 ⑵、分配總降速變速比 總降速變速比 又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。 ⑶、確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ⑷、確定各級轉速 由、、z = 12確定

22、各級轉速：45,64,90,127,180,254,358,505,715,1004,1415,1955 ⑸、繪制轉速圖 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c。現(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速： ① 先來確定Ⅲ軸的轉速 變速組c 的變速范圍為，結合結構式， Ⅲ軸的轉速只有一種可能： 180,254,358,505,712,1004r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉速 變速組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 ，，

23、軸Ⅱ的轉速確定為：712,1004r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取 ， 確定軸Ⅰ轉速為1415r/min。因此轉速圖如圖4.2所示 圖4.2 4.6 確定齒輪齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表2-8中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之

24、間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據(jù)《機械制造裝備設計》,查表可得各種常用變速比的使用齒數(shù)。 ⑴、變速組a: ∵，； 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 可取84,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：28、35。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：56、49。 ⑵、變速組b: 根據(jù)《機械制造裝備設計》,查表2-8各種常用變速比的使用齒數(shù), ∵，, 時：……87、89、90、91、92…… 時：……87、89、90、91…… 時：……86、88

25、、90、91…… 可取 90，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：18、30、45。 于是 ，，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：72，60、45。 ⑶、變速組c: 同理可得； , 時：……、85、89、90、94、95、108…… 時： ……84、87、89、90、108…… 可取 108. 為降速變速，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為22； 為升速變速，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為36。 于是得, 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為22，72； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為86，36。 4.7 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件繪制系統(tǒng)圖，如圖4.3所示： 5 傳動件的設計 5

26、.1 傳動帶的設計 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比i=1.8，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。 (1)、選擇三角帶的型號 由《機械設計》查表可得工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。 有公式 式中P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。 (2)、確定帶輪的基準直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越

27、大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》表8-6、表8-8初選小帶輪基準直徑=125。 由公式 有表8-8可得 (3)、驗算帶速度V， ∵，故帶速合適。 (4)、初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)經(jīng)驗公式（8-20） 取，取=600mm. (5)、三角帶的計算基準長度 由公式（8-22）計算帶輪的基準長度 由表8-2，圓整到標準的計算長度 (6)、驗算三角帶的撓曲次數(shù) ，符合要求。 (7)、確定實際中心距 按公式（8-23

28、）計算實際中心距 (8)、驗算小帶輪包角 根據(jù)公式（8-25） ，故主動輪上包角合適。 (9)、確定三角帶根數(shù) 查表8-4a由和得= 1.92KW 查表8-4b由 i=1.8和得= 0.15KW, 查表8-5，=0.98；查表8-2，長度系數(shù)=1.0 ∴取 根 (10)、計算單根V帶的初拉力的最小值 查表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m = 5 （11）計算作用在軸上的壓軸力 5.2 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷

29、作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度 5.2.1計算各軸轉速 ⑴、確定主軸計算轉速：計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 根據(jù)《機械制造裝備設計》，主軸的計算轉速為 ⑵、各變速軸的計算轉速： ①軸Ⅲ的計算轉速可從主軸71r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉速為 180r/min； ②軸Ⅱ的計算轉速為7

30、12r/min； ③軸Ⅰ的計算轉速為1415r/min。 ⑶、各齒輪的計算轉速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 ① 變速組c中，22/86只需計算z = 22 的齒輪，計算轉速為505r/min； ② 變速組b計算z = 18的齒輪，計算轉速為712r/min； ③ 變速組a應計算z = 28的齒輪，計算轉速為1415r/min。 5.2.2確定傳動軸最小直徑 根據(jù)公式， 取=1. ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P-電動機額定功率（kW）； -從電機到該傳動軸之間傳動件

31、的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。 5.2.3花鍵軸的選用 因為軸上要安裝滑移齒輪，因此我采用花鍵軸。其基本尺寸據(jù)GB/T1144-1987選取： Ⅰ軸： Ⅱ軸：前段 后段 Ⅲ軸： 5.2.4傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差<%3）. 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計

32、算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 最大撓度： 查[1]表3-12許用撓度； 。 ② Ⅱ軸的校核 最大撓度： 查表得許用撓度； 。 ③ Ⅲ軸的校核同上。 5.3 摩擦離合器

33、摩擦離合器是靠主從動不分的結合元件采用摩擦副以傳遞轉矩，可在運轉中結合，結合平穩(wěn)，過載時離合可打滑起安全保護作用。片式摩擦離合器結構緊湊，調(diào)節(jié)簡單可靠，因此本設計采用片式摩擦離合器。 ①計算轉矩， 取 ∴ ②摩擦盤工作面的平均直徑 式中d為軸的直徑。 ③摩擦盤工作面的外直徑 ④摩擦盤工作面的內(nèi)直徑 ⑤摩擦盤寬度b ⑥摩擦面對數(shù)m，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強取，許用溫度<120℃. ∴m圓整為4. ∴摩擦面片數(shù)z=4+1=5. ⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以 ⑧許用傳遞轉矩 因為 ⑨壓緊力Q

34、 ⑩摩擦面壓強p 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)正反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調(diào)整。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意： （1）摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向

35、的兩個自由度，起了定位作用。 （2）摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。 （3）結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。 I軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。 6 齒輪模數(shù)的確定和校核 齒輪是變速箱中的重

36、要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：是固定齒輪還是滑移齒輪；移動滑移齒輪的方法；齒輪精度和加工方法。 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。

37、 為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。 6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需

38、要淬火。 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。 6.1 齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪

39、材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 齒輪選用直齒圓柱齒輪傳動，材料為45Cr，調(diào)制處理。 有公式得：①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接

40、觸應力 -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴mm 將齒輪模數(shù)取整整為3mm。 ④ 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力， -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴mm 將齒輪模數(shù)取整為2mm 。 ∵所以mm 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 3mm，b = 24mm。 b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。 ① 齒面接觸疲勞強度：

41、 其中: 其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力 -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴mm 將齒輪模數(shù)取整為4mm。 ② 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力， -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ∴ ∴m

42、m 將齒輪模數(shù)取整為3mm 。 ∵所以mm 于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。 c變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)22的齒輪。 ③ 齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.897.5=6.68KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力 -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴mm 將齒輪模數(shù)取整為4mm 。 ④ 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名

43、義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力， -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ∴ ∴mm 將齒輪模數(shù)取整為3mm 。 ∵所以mm 于是變速組c的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm 6.2 齒輪詳細參數(shù) 標準齒輪參數(shù)： 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 齒輪詳細參數(shù)如表6.1所示： 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 ⒈ 28 3 84

44、90 76.5 3 3.75 ⒉ 35 3 105 111 97.5 3 3.75 ⒊ 56 3 168 174 160.5 3 3.75 ⒋ 49 3 147 153 139.5 3 3.75 ⒌ 18 4 72 80 62 4 5 ⒍ 30 4 120 128 110 4 5 ⒎ 45 4 180 188 170 4 5 ⒏ 72 4 288 296 278 4 5 ⒐ 60 4 240 248 230 4 5 ⒑ 45 4 180 188 17

45、0 4 5 ⒒ 22 4 88 96 78 4 5 ⒓ 72 4 288 296 278 4 5 ⒔ 36 5 144 152 134 5 5 ⒕ 86 5 344 352 334 5 5 表6.1齒輪尺寸表 （單位：mm） 6.3 齒寬的確定 由公式得： ①Ⅰ軸主動輪齒輪； ②Ⅱ軸主動輪齒輪； ③Ⅲ軸主動輪齒輪； 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。 所以：， ， ，， ，。 6.4 齒輪的校核

46、 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。 齒輪強度校核計算公式：①彎曲疲勞強度; ②接觸疲勞強度 6.4.1a組齒輪的校 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴、 ,n=800r/min, ⑵、確定動載系數(shù) ∵ 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。使用系數(shù)。 ⑶、。 ⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； 查《機械設計》圖10-13得 ⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用， 由《機械設計》表1

47、0-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹、確定載荷系數(shù): ⑺、 查《機械設計》表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ； ⑻、計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴、載荷系數(shù)K的確定： ⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶、查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪28合適。 6.4.2校核b變速組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴、,n=680r/

48、min, ⑵、確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶、 ⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 查《機械設計》圖10-13得 ⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用 ； 由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹、確定動載系數(shù): ⑺、查表 10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 、 ⑻、計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度

49、 ⑴、載荷系數(shù)K的確定： ⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶、查圖10-21（d）得， 故齒輪18合適。 6.4.3校核c變速組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴、,n=480r/min, ⑵、確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶、 ⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)， B/h=24/5=4.8,查圖10-13得 ⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由表10-3齒間載荷分布系數(shù)， ⑹、確定荷載系數(shù): ⑺、查表 10-5 齒

50、形系數(shù)及應力校正系數(shù)。 ⑻、計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴、載荷系數(shù)K的確定： ⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶、查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪22合適。 6.5 各軸間中心距的確定 ； ； 6.6 軸承的選用與校核 6.6.1軸承的選用 ①主軸 前支承：30216；中支承：30228；后支撐30222 ②Ⅰ軸 前支承與離合器：30206; 中支承：7

51、1906 ③Ⅱ軸 前后支承：30207;中支承：30208 ④Ⅲ軸 前后支承：30208;中支承：30209 6.6.2軸承的校核 1.I軸軸承的校核 Ⅰ軸選用的是圓錐滾子軸承30206，其基本額定負荷為41.2KN, 由于該軸的轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。 （1）齒輪的直徑 Ⅰ軸傳遞的轉矩 ∴ 齒輪受力力 在豎直面： 在水平面： ∴ 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不

52、受軸向力，查得載荷系數(shù)，取，則有： 軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 符合設計要求 查《機械設計手冊實用手冊》可得C=41.2KN 同理可得其他軸的也符合要求 7 主軸組件設計 在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下，材料的彈性模量E越大，主軸的剛度也越高，由于鋼材的E值較大，故一般采用鋼質(zhì)主軸，一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的45號鋼。提高主軸有關表面硬度，增加耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具有適當?shù)挠捕瓤筛纳蒲b配工藝并保證裝配精度，通常硬度為HRC

53、40-50即可滿足要求。一般機床的主軸，淬火時要求無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不小于1mm，最好1.5-2mm,使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層，主軸熱處理后變形要小。螺紋表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能過深，臺階交接處應該倒角；滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓R>0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落 7.1 主軸組件的作用與基本要求 7.1.1主軸組件的組成、功用及基本要求 主軸組件由主軸、主軸軸承和安裝在主軸上的傳動件、密封件等組成。 主軸組件是機床的執(zhí)行元件，它的功用是支撐并帶動工件或刀具完成表面形成運動，同時氦氣傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力等載荷的作用。 主軸和一般的傳動軸

54、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撐件的正常工作條件。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，因此對主軸組件有高的要求。 7.1.2主軸組件的基本要求 對主軸組件總的要求是,保證在一定的載荷與轉速下，帶動工件或刀具精確而穩(wěn)定地繞其軸心線旋轉，并長期地保持這種性能，對此，對主軸組件提出以下幾方面要求。 ⑴旋轉精度 主軸組件的旋轉精度是指機床處于空載手動或機動低速旋轉情況下，在主軸前段安裝工件或刀具的基準面上所測得的徑向跳動、端面跳動和軸向竄動的大小。 主軸的旋轉精度，直接受軸承和間隙的影響，同時也和其他ing級按（箱體、主軸本身等）的精

55、度有關。 ⑵剛度 主軸組件的剛度是指其在外加載荷作用下抵抗變形的能力，通常以主軸前端部產(chǎn)生一個小單位的彈性變形時，在變形方向上所加的作用力的大小來表示。 ⑶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)的運轉能力。 ⑷溫升和熱變形 主軸組件工作時因各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外置發(fā)生畸變，成為熱變形。 ⑸精度保持性 主軸組件的精度保持性是指長期地保持其原始制造精度的能力。為此，主軸組件中的各滑動表面，包括主軸軸頸和滑動軸承的配合必須具有一定的硬度和耐磨性。 ⑹其他 主軸組件應保證上述基本要求外，還應滿足一下要求 a

56、.主軸的定位可靠。主軸在切削力和傳動力的作用下，應有可靠的徑向和軸向定位，使主軸在工作時所受到的切削力和傳動力通過軸承可靠地傳至箱體等基礎零件上去。 b.主軸前端結構應保證工件或大局裝卡可靠，并有足夠的定位精度 c.結構工藝好，在保證好用的基礎上，盡可能地做到好造、好裝、好拆及好修，并盡可能降低主軸組件的成本。 7.2 主軸基本尺寸的確定 7.2.1 主軸外徑尺寸的確定 主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。320mm車床，P=7.5KW查《金屬切削機床設計》表5-12，前軸頸應,初選,

57、后軸頸取, 7.2.2主軸孔徑的確定 中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比， 即： 式中： 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，如圖7.1可見， 圖7.1主軸內(nèi)孔直徑對剛度的影響 當時，，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，，空心主軸剛度降

58、低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。 7.2.3主軸懸伸量確定 主軸懸伸量a是指主軸前支撐反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，其決于主軸前端的結構形狀及尺寸；另外，其還與前支撐中軸承的類型及組合形式、工件或工夾具方式以及前支撐的潤滑及密封裝置的結構尺寸等相關。 初選a值，通用車床按《金屬切削機床設計》查a/=0.6~1.5，故初選a=12

59、0mm。 7.2.4主軸支承跨距 主軸支承跨距L是指主軸前后或前一中支承反力作用點只之間的距離，它是決定主軸組件剛度的主要因素之一。支撐跨距L，當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支

60、撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。 查《機械設計簡明手冊》前軸承剛度 則 初算時可取平均值作為慣性距的計算直徑，即 故慣性轉矩T= 查《金屬切削機床設計》得： 故初算mm 7.2.5主軸最佳跨距的的確定 1、考慮機械效率，主軸最大輸出轉距. 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑取為16

61、0mm,則半徑為0.08. 2、計算切削力 前后支撐力分別設為,. 3、主軸當量直徑 ； 4、主軸慣性矩 ； 5、計算最佳跨距 查《金屬切削機床設計》 7.3 主軸剛度的驗算 機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆

62、床），需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近

63、似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。蝗羟爸兄挝痪o支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 主軸組件如7.2所示 7.3.1主軸端部撓度計算 主軸端部撓度直接影響加工精度和表面粗糙度，因此必須加以限制。 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如7.3圖所示 圖7.3 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉角用下

64、式計算； 切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。 則： 當量切削力的計算： 主軸慣性矩 ； 式中： ∴ ∵ ∴主軸前支撐轉角滿足要求。 7.3.2主軸前端位移的驗算； 計算C點撓度 ⑴、當量切削力F的計算,見上文。 ⑵、驅動力Q的計算 其中： 所以 ⑶、軸承剛度的計算 ⑷、確定彈性模量E、慣性距I、和長度a、b、s。 ①軸的材產(chǎn)選用40Cr，

65、 ②主軸的慣性距I為： 主軸C段的慣性距Ic可近似地算： ④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=54mm ⑸、只考慮F力作用在主軸前端時軸端的位移， ∴ ⑹、只考慮驅動力Q作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移； ∴⑺、求主軸前端C點的終合撓度 綜合撓度； 又； 因為，所以此軸滿足要求。 7.4 主軸組件的密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： （1）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置

66、，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 （2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油? 結論 本次設計的課題是機床主軸傳動系統(tǒng)結構設計，是在修完大學所有課程之后徑向的一次綜合性設計，