數(shù)控加工中心主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式加工中心主軸傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計

畢業(yè)設(shè)計設(shè)計題目名稱:加工中心主軸傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計學 生 姓 名:專業(yè)名稱： 機械設(shè)計與制造 班 級： 學 制: 學 號： 學歷層次： 指導老師： 評 閱 人： 論文（設(shè)計）提交日期： 論文（設(shè)計）答辯日期： 摘要本設(shè)計主要介紹了數(shù)控加工中心主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式，并以電主軸作為主傳動部件對其進行研究。主要設(shè)計了數(shù)控加工中心用電主軸的主軸結(jié)構(gòu)，套筒及支承部件磁懸浮軸承。解決了套筒與主軸的配合及支承部件的布置形式等關(guān)鍵技術(shù)問題。本設(shè)計采用了創(chuàng)新型設(shè)計方式：將主軸軸端的捕捉軸承置于內(nèi)側(cè)以增加主軸剛度；將蝶形彈簧拉刀機構(gòu)換成彈簧卡爪以增加可靠性；將切削液通道均布于軸端內(nèi)部以增強冷卻效果。關(guān)鍵詞：數(shù)控加工中心；電主軸；套筒；磁懸浮軸承AbstractThis paper introduces the design of CNC machining centers form the structure of the main drive system and electric drive components as the main axis of their research. The main design of the CNC machining center spindle of the spindle power structure, sleeve bearings and bearing components of magnetic levitation. Solved with the spindle sleeve and bearing components with the layout of the form of the key technical problems. The design uses an innovative design approach: The main shaft bearing at the inside of the catch to increase the stiffness of the spindle; will broach Butterfly institutions spring into spring claw card in order to increase reliability; to cloth cutting fluid channel in the shaft end to enhance the cooling effect inside. Keywords: CNC machining center； electric spindle； sleeve；magnetic bearing目錄1.確定主傳動系統(tǒng)設(shè)計方案，擬定傳動原理圖071.1 直接馭動主軸傳動方案001.2 一級傳動方案861.3 多級傳動方案651.4 合理傳動方案的確定462.進行動力設(shè)計和運動設(shè)計2.1 運動設(shè)計872.1.1 傳動方案設(shè)計782.1.2 轉(zhuǎn)速調(diào)速范圍682.1.3 變化組572.1.4 結(jié)構(gòu)式采用132.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖232.1.6 確定變速組齒輪齒數(shù)452.1.7 傳動系統(tǒng)圖552.1.8 帶輪設(shè)計342.1.9 計算帶的力56 2.2 動力設(shè)計342.2.1 傳動件的計算轉(zhuǎn)速452.2.2 計算各傳動軸的輸出功率122.2.3 計算各傳動軸的扭矩342.2.4 軸徑設(shè)計及鍵的選取672.2.6 齒輪校核562.2.5 計算齒輪模數(shù)543.主軸和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、精度設(shè)計和剛度設(shè)計223.1 主要參數(shù)的確定99 3.1.1 主軸前軸頸直徑 的選取001D3.1.2 主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定893.1.3 主軸前端懸伸量 a 的確定903.1.4 主軸主要支承間跨距 L 的確定563.2 主軸的構(gòu)造243.3 軸上零件的定位993.4 主軸的校核903.4.2 主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核973.4.1 主軸按扭轉(zhuǎn)強度校核773.5 主軸的主軸組件的剛度驗算663.6 求軸承剛度344.軸承選用與壽命計算234.1、滾動軸承的主要類型、性能與特點124.1.1 向心軸承834.1.2 推力軸承554.1.3 滾子動軸承984.2 軸承的選取674.3 壽命計算784.3.1 基本額定壽命和基本額定動載荷804.3.2 滾動軸承疲勞壽命計算的基本公式575.主軸箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計和精度設(shè)計355.1 箱體基本知識665.1.1 箱體的主要功能795.1.2 箱體的分類445.2 設(shè)計的主要問題和設(shè)計要求545.2.1 滿足強度和剛度要求995.2.2 散熱性能和熱變形問題885.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計合理775.2.4 工藝性好665.2.5 造型好、質(zhì)量小665.3 主軸箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計876.拉刀裝置設(shè)計996.1 刀具自動夾緊機構(gòu)776.2 拉刀裝置的工作原理557.繪制主傳動系統(tǒng)裝配圖和零件圖447.1 主傳動系統(tǒng)裝配圖887.2 主軸圖787.3 傳動軸圖777.4 帶輪圖447.5 齒輪圖448、 結(jié)論22指標 轉(zhuǎn)速/(r/min) 計算/額定轉(zhuǎn)速/(r/min) 輸出功率/kW主 軸 54000 150 6.13交流主電動機0450015007一、確定主傳動系統(tǒng)設(shè)計方案，擬定傳動原理圖1.1, 直接馭動主軸傳動方案 這種傳動方式是八十年代未期發(fā)展起來的, 它是采用交流變頻寬調(diào)速 VAC 電機通過剛性連軸節(jié)與機床主軸聯(lián)接, 或采用內(nèi)裝或主軸電機(即將機床主軸裝在電機的定子內(nèi))來驅(qū)動主軸的一種傳動方式。這種傳動方既沒有齒輪變速裝置, 又沒有皮帶變速機構(gòu), 主要是由電機本身來完成變速和傳遞扭矩任務。其優(yōu)點是省去齒輪和皮帶傳動裝置, 明顯地降低了機床的振動, 噪聲和熱量的產(chǎn)生, 提高了機床主軸的工作熱穩(wěn)定性, 可實現(xiàn)高精度加工。直接馭動主軸的傳動方案見圖 1 1.2，一級傳動方案一級傳動時, 無齒輪變速箱, 只可能有齒輪或皮帶降速。這時也主要是由電機本身來完成變速和傳遞扭矩的任務, 這種方案目前采用較少。見圖 2 1.3,多級傳動方案二級以上傳動方案為多級傳動方案。多級傳動時, 方案很多但各有千秋, 選擇時應根據(jù)具體實際情況而定。 但最多為四級, 四級以上沒有使用價值。一般采用齒輪兩檔變速機構(gòu)（二級傳動方案）, 可配合較為經(jīng)濟的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機, 既可獲得較高轉(zhuǎn)速, 又可較大地拓寬恒功率范圍, 提高低速扭矩, 適合于要求達到較高轉(zhuǎn)速且可進行較大切削量加工的場合。采用齒輪三檔變速機構(gòu)（三級傳動方案）, 配合較為經(jīng)濟的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機, 既可獲得較高轉(zhuǎn)速, 又可大大拓寬恒功率范圍,大大提高低速扭矩, 適合于要求達到較高轉(zhuǎn)速且可進行大切削量加工的場合, 其機械性能幾乎與齒輪有級變速方式相同。但結(jié)構(gòu)復雜, 且由于采用齒輪多級傳動方式, 最高轉(zhuǎn)速受限更大。目前這種傳動方式很少采用。多級傳動方案圖略1.4， 合理傳動方案的確定從以上介紹可知, 各種傳動方式各有優(yōu)缺點, 關(guān)鍵是根據(jù)不同的使用要求選擇不同的傳動方式。“三圖”設(shè)計“三圖”是指轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩曲線圖。相關(guān)數(shù)據(jù)計算如下：主軸恒功率調(diào)速范圍=主軸最高轉(zhuǎn)速÷主軸計算轉(zhuǎn)速4000÷15027主電動機恒功率調(diào)速范圍主電動機最高轉(zhuǎn)速÷主電動機計算轉(zhuǎn)速4500÷15003要將主電動機的恒功率調(diào)速范圍由3通過齒輪變速擴大9倍到27，此時主傳動系統(tǒng)的最大降速比1500÷15010，即讓主電動機的基本轉(zhuǎn)速1500 r/min. 經(jīng)齒輪降速后落在主軸的計算轉(zhuǎn)速150 r/min 上，這樣才能使主電動機恒功率調(diào)速范圍與主軸恒功率調(diào)速范圍最低極限匹配。要讓轉(zhuǎn)速圖上不出現(xiàn)“重疊” 、 “缺口” ，還得令：齒輪變速公比= 變速級數(shù)= 電動機恒功率調(diào)速范圍=3由此可知采用三級傳動方案45001500 高速級降速比=4500÷4000=1.125 1333400045001500 中速級降速比=10÷3=3.33 450133345001500 低速級降速比=1500÷150=10 5450二、動力設(shè)計和運動設(shè)計2.1, 運動設(shè)計2.1.1 傳動方案設(shè)計（選擇集中傳動方案）2.1.2 轉(zhuǎn)速調(diào)速范圍 40max2715inR2.1.3 根據(jù)計算得出三個檔次速度變化組45001500 高速降速比=4500÷4000=1.125 （0.89） 1333400045001500 中速降速比=10÷3=3.33 （0.3） 450133345001500 低速降速比=1500÷150=10 （0.1） 54502.1.4 結(jié)構(gòu)式采用：由于在變速級數(shù) Z=3 一定時，減少變速組個數(shù)勢必增加各變速組的傳動副數(shù)，并且降速過快而導致齒輪的徑向尺寸增大，為使變速箱中的齒輪個數(shù)最少，每個變速組的傳動副數(shù)最好取 23 個。所以采用如圖傳動2.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖：(1）分配總降速比150u(2）確定傳動軸數(shù)變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=4。如下圖所示3）繪制轉(zhuǎn)速圖2.1.6 確定變速組齒輪齒數(shù)(1）先計算基本組的齒輪的齒數(shù)基本組的降速比分別為： 、 ， 1/2au1.48a=2 1au20.71au根據(jù)傳動比和查表計算的：Z1=37，Z2=22；Z3=25，Z4=44。(2）擴大組的齒數(shù)確定：=0.4、 =1.21bu2b根據(jù)傳動比和查表計算的：Z3=25，Z4=44； Z5=20，Z6=36,Z7=50。2.1.7 傳動系統(tǒng)圖如右圖：2.1.8 帶輪設(shè)計(1）確定計算功率:,K 為工作情況系P=7kw數(shù)，可取工作 8 小時，取K=1.0 1.07.jKk(2）選擇三角帶的型號:由 和.jPw查表選擇型150r/minn額帶(3）取 ，則 ，取12D1215027nDm250Dm(4）核算膠帶速度 V-19.8/60nvms19.4/60vs(5）初定中心矩根據(jù)機械設(shè)計 經(jīng)驗公式（11.20）189P120120.5()()DhAD根據(jù)機械設(shè)計 表（11.4）的179Phm0.()(50)0265A取 .m(6）計算膠帶的長度由機械設(shè)計 公式（11.2）計算帶輪的基準長度182P02121042ADAL2(5)5()596.m由機械設(shè)計 圖 11.4，圓整到標準的計算長度 179P10L(7）計算實際中心距0056.10498.222LA(8）核算小帶輪的包角1185108 612.D (9）確定膠帶的根數(shù) ZLcakp)(0由機械設(shè)計 中的表 11.8 到 11.12 得194P，02.0362.5p.98.2aLk，取三根帶。073.10().8caLZk(10）大帶輪結(jié)構(gòu)如下圖所示：2.1.9 計算帶的張緊力 作用在軸上的壓軸力0FQF20)5.2(qvkvZpca-帶的傳動功率,KW；v-帶速,m/s；caq-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 1500r/min = 9.81m/s、v =4500r/min=29.44m/s。2072.5095().1784.99.814F N.018.10 62sin279sin3.2QZ10 1i40.8i589.F N2.2, 動力設(shè)計2.2.1 傳動件的計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速：n=150r/min。各軸的計算轉(zhuǎn)速如下：軸序號 電 2 主計算轉(zhuǎn)速（r/min）1500 750 370 150核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 45012/5037/24/607/minn r實 minr標 ()()10%10%.754n標實 標所以合適。2.2.2 計算各傳動軸的輸出功率17.0965()brpnkw額2539gr.31()r k軸2.2.3 計算各傳動軸的扭矩（n.mm）16.5950847.jPn1T（n.mm）2.3901j2（n.mm）6.9527.5jPn主主 主T2.2.4 軸徑設(shè)計及鍵的選?。ú闄C械設(shè)計 公式 16.9 和表 16.4 得）321P軸一： ， ，取 帶入公式：16.5pkw170/minjnr0.9?！?】 有， ,圓整取446.599jPd28.67dm30dm選花鍵： 630軸二： ， ，取 帶入公式：2.pkw27/injnr0.9?！?】 有， ,圓整取446.399110jPd3.87dm35dm選花鍵： 836主軸： ， ，取 帶入公式：3.pkw5/minjnr0.9?！?】 有， ,圓整取446.139190jPd4dm40d選花鍵： 87其中：P-電動機額定功率（kW） ；-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（ ） ；jninr-傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（ ） 。mo2.2.5 計算齒輪模數(shù)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Hm，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Fm模數(shù)最好一樣，通常不超過 23 種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查表的齒輪精度選用 7 級精度，再由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40C (調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS：r有公式： 齒面接觸疲勞強度：3123()160jj mjikpZn其中: -公比 ； = 2；ii-齒輪傳遞的名義功率；jp-齒寬系數(shù) = ；mm105b-齒輪許允接觸應力 ；jlim9.0HP-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;jn-載荷系數(shù)取 1.76。123k-齒輪齒數(shù)Z 齒輪彎曲疲勞強度： 312340jFmkpZin其中: -齒輪傳遞的名義功率；jp-齒寬系數(shù)；m-齒輪許允齒根應力1jjj4.145 號鋼整體淬火， 0jMP按接觸疲勞計算齒輪模數(shù) m,查表計算可得 123.0,.,1.kk低速檔 取 ， ， ， ， 8m12Z.5i375jn69jp由公式 可得 ，m=3.5mm3123()60jj mjkpi.60j由公式 可得 ，m=2mm31234jFZin1.57j因為 所以 m=3.5mmjm中速檔 取 ， ， ， ，102i750j 6.5jp由公式 可得 ，m=2.5mm3123()6jj mjkpZin2.8j由公式 可得 ，m=1.5mm312340jFi1.j因為 所以 m=2.5mmjm高速檔 取 ， ， ， ，1025Z0.67i35jn6.jp由公式 可得 ，m=2.5mm3123()160jj mjikpZn2.46j由公式 可得 ，m=2mm31234jFi .1j因為 所以 m=2.5mmjm2.2.6 齒輪校核初選齒輪的材料：一律選用鍛鋼（需進行精加工的齒輪所用鍛鋼）材料牌號： 硬度 60HRC20rCMnTi齒頂圓直徑 ； mhzdaa)+(=*1齒根圓直徑 ；cf 2分度圓直徑 ；齒頂高 ；ha*齒根高 ；cf)+(=表 6.1 齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪 齒數(shù)z模數(shù) nm分度圓直徑 d齒頂圓直徑 a齒根圓直徑 fd齒頂高 ah齒根高 fZ5 20 3.5 70 77 61.25 3.5 4.375Z2 22 2.5 55 60 48.75 2.5 3.125Z3 25 2.5 62.5 67.5 56.25 2.5 3.125Z6 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125Z1 37 2.5 92.5 97.5 86.25 2.5 3.125Z4 44 2.5 110 115 103.75 2.5 3.125Z7 50 3.5 175 182 166.25 3.5 4.375傳動軸間的中心距 1251082.5dm9主因為齒寬系數(shù)=中心距×一個系數(shù) ，硬齒面 0.35、軟齒面 0.4。齒寬系數(shù) =0.4×0.825=0.33 =0.4×1=0.4dd選齒寬系數(shù) =0.33 d10.392.530.2Zdbm因為齒輪 Z2 有三個傳動檔所2 18以 2354.Zbm30.362.50.62Zdbm44145.78Zd因為齒輪 Z5 有兩個傳動檔所以60936bm6237Zbm.41750Zd齒厚 123462.34.9ZSSm57.59三、主軸和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、精度設(shè)計和剛度設(shè)計3.1，主要參數(shù)的確定3.1.1 主軸前軸頸直徑 的選取 根據(jù)功率 ，在 之1D7Nkwk5.7間，查表得主軸軸頸選取 ，取 。主軸后軸頸直徑m075190=0.9 =81mm， 取 =81mm。根據(jù)設(shè)計方案，選前軸承為 30218 型，后軸承為 302162D12型。3.1.2 主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定 很多機床的主軸是空心的，內(nèi)孔直徑與其用途有關(guān)。銑床主軸內(nèi)孔可通過拉桿來拉緊刀桿。為不過多的削弱主軸的剛度，銑床主軸孔徑 d 可比刀具拉桿直徑大 510mm。根據(jù)經(jīng)驗公式可知：d=(50%60%) =(3542)mm,此2D處取d=35mm, =0.4. 當 小于 0.3 時，空心主軸的剛度幾乎等于實心主軸的剛度，等1D1d于 0.4 時，空心主軸的剛度為實心主軸的 90%，小于 0.7 時，空心主軸的剛度急劇下降，所以 d=35mm 是合適的。3.1.3 主軸前端懸伸量 a 的確定 主軸懸伸量 a 一般越小越好，a 值越小，對提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度和抗振性都有顯著效果。根據(jù)專用機床設(shè)計與制造表 515 可知：=0.61.5Da1a= （0.61.5）1a=54135mm本設(shè)計取 a 為 80 毫米。3.1.4 主軸主要支承間跨距 L 的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距 L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此存在一個最佳跨距 ，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總0L位移量為最小。一般會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距 L 往往大于上述最佳跨距 ，0L此處選 L=3a=300mm. 下面我們就來確定最佳跨距 與合理跨距 。0合 理（1） 的確定L0支承剛度 可用估算式：k11.41.451.470.7290NmkD5521(.5)6.8.k取彈性模量 mNE2主軸截面慣性矩 44 64()63.1()/62.0851IdmD截面面積 2 22().(3)8.7A無量綱量561331.04.0.62.98EIka，則根據(jù)判別式51268 297.18()k2 280.1.99()()k所以有 033312 33330()1).6.(0.92.)4.872(1.90.8)1.70432.8847amL（2） 的確定L合 理根據(jù)以上計算所得的 值，由于結(jié)構(gòu)上原因往往不能實現(xiàn)。設(shè)實選跨距為 L，0，則主軸組件的剛度達不到最大值 。令 L/ =1 時的剛度為 100%，則當0kmaxL00.75 1.5 時，主軸組件的剛度損失不超過 5%7%，即：L0=（0.751.5）L合 理 0=170340.5mm合 理我們在設(shè)計中，取支承跨距為=250mmL合 理3.2, 主軸的構(gòu)造主軸的構(gòu)造和形狀主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝定位方法等。設(shè)計時還應考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性?？蚣苁綌?shù)控銑床主軸一般為空心階梯軸，前端徑向尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。主軸的前端形式取決于機床類型和安裝夾具或刀具的形式。主軸頭部的形狀和尺寸已經(jīng)標準化，應遵照標準進行設(shè)計。主軸的直徑和長度的確定主要是根據(jù)軸上零件的裝配，框架式數(shù)控銑床主軸簡圖如圖 4-6 所示軸上主要尺寸已在前面介紹，在確定各軸段長度時，應盡可能使結(jié)構(gòu)緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調(diào)整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相臨零件間必要的空隙來確定的。圖 4-6 框架式銑床主軸簡圖3.3, 軸上零件的定位3.3.1 零件的軸向定位 軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩，軸肩處易產(chǎn)生應力集中，而且軸肩過多也不利于裝配，因此，軸肩定位多用于軸向力較大的場合，套筒定位因為不影響軸的疲勞強度，一般用于軸上兩個零件之間的定位。若兩零件的間距較大或轉(zhuǎn)速較高時，都不宜采用套筒定位。軸端擋圈適用于固定軸端零件，可以承受較大的軸向力。為了防止軸端擋圈轉(zhuǎn)動造成螺釘松脫，可加圓柱銷鎖定軸端擋圈。圓螺母定位可承受大的軸向力，但軸上螺紋處有較大的應力集中，故一般用于固定軸端的零件，當軸上零件間距離較大不宜使用套筒定位時，也常采用圓螺母定位。3.3.2 零件的周向定位周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。常用的周向定位零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等，其中緊定螺釘只用在傳力不大之處。3.4, 主軸的校核3.4.1 主軸按扭轉(zhuǎn)強度校核這種方法只是按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受到不大的彎矩時，則用降低需用扭轉(zhuǎn)切應力的辦法予以考慮。軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為：(4.1)TWT(4.2)950Pn(4.3)316TD需用扭轉(zhuǎn)切應力，單位為 。TaMP因為 =7 ， ， mm，查表得 40 的 值為：3555Pkwmin150r190DCrT，則aMNg7.46i79533.14906.256TDW3m0.31 成立，TaMPT所以此主軸滿足扭轉(zhuǎn)強度要求。3.4.2 主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 表示。階梯軸的扭轉(zhuǎn)角 單位為（ ）/m的計算公式為：415.730zipTlLGI對圓軸： = PI432d軸的扭轉(zhuǎn)剛度的條件為： 的取值為 0.5 1（ ）/m計算得階梯軸的扭轉(zhuǎn)角 為： 0.04 ,則軸滿足扭轉(zhuǎn)剛度要求。3.5, 主軸的主軸組件的剛度驗算主軸的驗算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不同，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。剛度分為彎曲剛度與扭轉(zhuǎn)剛度兩種。彎曲剛度用軸在受力時產(chǎn)生的撓度（y）及傾角（）來度量；扭轉(zhuǎn)剛度用軸在受力時每 1 米長度產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角（ ）來度量。本設(shè)計中，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高，所以我們把軸看作等徑軸，采用平均直徑（各直徑之和除以直徑數(shù)）來進行計算。我們將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。根據(jù)設(shè)計時的已知條件可得：主軸輸出轉(zhuǎn)速 n=150r/min,傳動比 i=10;傳動效率：由設(shè)計圖知，輸出齒輪的功率、轉(zhuǎn)速與它通過的齒輪嚙合對數(shù)相關(guān)，由于功率在傳動過程中有損失，則在輸出齒輪上傳遞的功率大小為： =6.13 KW （此設(shè)計中，電機的輸入功率為 7 KW）IP0計算齒輪受力：大齒輪 Z7 的受力計算：轉(zhuǎn)矩： 6.1395090.2765jn主主 主TmN圓周力： KN2.274.mz3t主F徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力62.10tan6.tanr角為 ）20法向力 KN75.4cos/4.cos/ tnF小齒輪 Z6 的受力計算：轉(zhuǎn)矩： 6.1395090.265jPn主主 主TmN圓周力： KN2.278.mz36t主F徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力16.30tan.tanr角為 ）20法向力 KN2.9cos/67.8cos/tnF經(jīng)比較可得：小齒輪上受到的力遠遠大于大齒輪上的力，所以在計算過程中，僅對小齒輪上的力對軸的影響進行了受力分析。令主軸末端軸承不受力，而其前端受到的徑向銑削力為銑刀的最大切削力 N（由銑 削 功 率 的 計 算 公 式 為245z、 是 銑 削 功 率 、 是 銑 削 速 度 ） ，則主軸受力如下所示：60/13vPcc cPcv圖 5-3 主軸的受力分析計算支承反力：水平面反力： =4.73 KN25013.967.82501316ntFR=-4.50KN682tn垂直面反力： =-1.02KN610253.1602.451rzFRKN672250.9rz畫彎矩圖：水平面彎矩圖：如上圖 d 所示垂直面彎矩圖：如上圖 e 所示合成彎矩圖： 2xzxyM畫軸轉(zhuǎn)矩：軸受轉(zhuǎn)矩： 6390.7TmN轉(zhuǎn)矩圖：如上圖 g 所示許用應力：許用應力值：取軸材料為 45，用插值法由機械設(shè)計表 11.3 查得：；abMP950abP51應力校正系數(shù)： 7.9501b畫當量彎矩圖：如上圖 h 所示當量轉(zhuǎn)矩： .3.26TmN當量彎矩：在小齒輪中間截面處223.50.6MT小 齒 輪 （ ） K在右端軸頸處22221.8.軸 頸 （ ） N畫當量彎矩圖：如上圖 h 所示3.6，求軸承剛度主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩（未考慮機械效率）T= 795045.7150PNmn切削力： 292.CF背向力： .1960pc故總此作用力：F= 222901658.NCpF此力主軸頸和后軸頸個承受一般，故主軸端受力為 F/2=12926N。在估算時，先假設(shè)初值 l/a=3,l=3 100=300mm。前后支承的支反力 和 :ARB30112967235.48.ABFlaRNl根據(jù)公式有： umizlFdKarrr 9.1.08.10cos)(39.查得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： 602,526BAzizi108.1aalml再帶入剛度公式： 0.90.1.81.3.972523cos28.41A NK umB 5066 0