數(shù)控車床主軸箱設(shè)計說明

1、工業(yè)工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文題目數(shù)控車床主軸箱設(shè)計專業(yè)機(jī)電一體化學(xué)生園華論文編號28號 20080580指導(dǎo)教師吳連連 2010 年度 下 (上/下）摘要主軸箱是機(jī)床要的部件，是用于布置機(jī)床工作主軸與其傳動零件和相應(yīng)的附加機(jī)構(gòu)的。主軸箱采用多級齒輪定的傳動系統(tǒng)箱各個位置上的傳動齒輪和傳動軸把運(yùn)動傳到主軸上，使主軸獲得規(guī)定的轉(zhuǎn)速和方向。軸箱傳動系統(tǒng)的設(shè)計，以與主軸箱各部件的加工工藝直接影響機(jī)床的性能。主軸箱為數(shù)控機(jī)床的主要傳動系統(tǒng)它包括電動機(jī)、傳動系統(tǒng)和主軸部件它與普通車床的主軸箱比較，相對來說比較簡單只有兩極或三級齒輪變速系統(tǒng)，它主要是用以擴(kuò)大電動機(jī)無級調(diào)速的圍，以滿足一定恒功率、和轉(zhuǎn)速的問題

2、。關(guān)鍵字：數(shù)控車床 主軸箱 傳動齒輪目 錄容摘要 2前 言 4第1章數(shù)控車床的發(fā)展史 1.1數(shù)控階段5 1.2 計算機(jī)數(shù)控階段 5 1.3數(shù)控未來發(fā)展的趨勢6第2章 主傳動的設(shè)計 6 2.1 驅(qū)動源的選擇 6 2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定7 2.3傳動軸的估算8 2.4齒輪模數(shù)的估算 10 2.5V帶的選擇 11第2章 主軸箱展開圖的設(shè)計12 3.1 各零件結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計12 3.2 設(shè)計容和步驟12 3.3有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的設(shè)計.12 3.43各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計 .14 3.5主軸組件的剛度和剛度損失的計算 15 3.6軸承的校核 17總結(jié) 20參考文獻(xiàn) 21前 言隨著電子信息技術(shù)的發(fā)展，世界機(jī)床業(yè)已進(jìn)

3、入了以數(shù)字化制造技術(shù)為核心的機(jī)電一體化時代，其中數(shù)控機(jī)床就是代表產(chǎn)品之一。數(shù)控機(jī)床是制造業(yè)的加工母機(jī)和國民經(jīng)濟(jì)的重要基礎(chǔ)。它為國民經(jīng)濟(jì)各個部門提供裝備和手段，具有無限放大的經(jīng)濟(jì)與社會效應(yīng)。目前，歐、美、日等工業(yè)化國家已先后完成了數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)化進(jìn)程，而中國從20世紀(jì)80年代開始起步，仍處于發(fā)展階段。 “十五”期間，中國數(shù)控機(jī)床行業(yè)實現(xiàn)了超高速發(fā)展。其產(chǎn)量2001年為17521臺，2002年24803臺，2003年36813臺，2004年51861臺，2004年產(chǎn)量是2000年的3.7倍，平均年增長39；2005年國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床產(chǎn)量59639臺，接近6萬臺大關(guān)，是“九五”末期的4.24倍?！笆濉逼?/p>

4、間，中國機(jī)床行業(yè)發(fā)展迅猛的主要原因是市場需求旺盛。固定資產(chǎn)投資增速快、汽車和機(jī)械制造行業(yè)發(fā)展迅猛、外商投資企業(yè)增長速度加快所致。 2006年，中國數(shù)控金切機(jī)床產(chǎn)量達(dá)到85756臺，同比增長32.8%，增幅高于金切機(jī)床產(chǎn)量增幅18.4個百分點，進(jìn)而使金切機(jī)床產(chǎn)值數(shù)控化率達(dá)到37.8%，同比增加2.3個百分點。此外，數(shù)控機(jī)床在外貿(mào)出口方面亦業(yè)績驕人，全年實現(xiàn)出口額3.34億美元，同比增長63.14%，高于全部金屬加工機(jī)床出口額增幅18.58個百分點。 2007年，中國數(shù)控金切機(jī)床產(chǎn)量達(dá)123,257臺，數(shù)控金屬成形機(jī)床產(chǎn)量達(dá)3,011臺；國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床擁有量約50萬臺，進(jìn)口約20萬臺。 2008年1

5、0月，中國數(shù)控機(jī)床產(chǎn)量達(dá)105,780臺，比2007年同比增長2.96。 長期以來，國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床始終處于低檔迅速膨脹，中檔進(jìn)展緩慢，高檔依靠進(jìn)口的局面，特別是國家重點工程需要的關(guān)鍵設(shè)備主要依靠進(jìn)口，技術(shù)受制于人。究其原因，國本土數(shù)控機(jī)床企業(yè)大多處于“粗放型”階段，在產(chǎn)品設(shè)計水平、質(zhì)量、精度、性能等方面與國外先進(jìn)水平相比落后了5-10年；在高、精、尖技術(shù)方面的差距則達(dá)到了10-15年。同時中國在應(yīng)用技術(shù)與技術(shù)集成方面的能力也還比較低，相關(guān)的技術(shù)規(guī)和標(biāo)準(zhǔn)的研究制定相對滯后，國產(chǎn)的數(shù)控機(jī)床還沒有形成品牌效應(yīng)。同時，中國的數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)目前還缺少完善的技術(shù)培訓(xùn)、服務(wù)網(wǎng)絡(luò)等支撐體系，市場營銷能力和經(jīng)營管理

6、水平也不高。更重要原因是缺乏自主創(chuàng)新能力，完全擁有自主知識產(chǎn)權(quán)的數(shù)控系統(tǒng)少之又少，制約了數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。 國外公司在中國數(shù)控系統(tǒng)銷量中的80以上是普與型數(shù)控系統(tǒng)。如果我們能在普與型數(shù)控系統(tǒng)產(chǎn)品快速產(chǎn)業(yè)化上取得突破，中國數(shù)控系統(tǒng)產(chǎn)業(yè)就有望從根本上實現(xiàn)戰(zhàn)略反擊。同時，還要建立起比較完備的高檔數(shù)控系統(tǒng)的自主創(chuàng)新體系，提高中國的自主設(shè)計、開發(fā)和成套生產(chǎn)能力，創(chuàng)建國產(chǎn)自主品牌產(chǎn)品，提高中國高檔數(shù)控系統(tǒng)總體技術(shù)水平。 第一章 數(shù)控車床的發(fā)展史 1946年誕生了世界上第一臺電子計算機(jī)，這表明人類創(chuàng)造了可增強(qiáng)和部分代替腦力勞動的工具。它與人類在農(nóng)業(yè)、工業(yè)社會中創(chuàng)造的那些只是增強(qiáng)體力勞動的工具相比，起了質(zhì)的

7、飛躍，為人類進(jìn)入信息社會奠定了基礎(chǔ)。6年后，即在1952年，計算機(jī)技術(shù)應(yīng)用到了機(jī)床上，在美國誕生了第一臺數(shù)控機(jī)床。從此，傳統(tǒng)機(jī)床產(chǎn)生了質(zhì)的變化。近半個世紀(jì)以來，數(shù)控系統(tǒng)經(jīng)歷了兩個階段和六代的發(fā)展。1.1數(shù)控（NC）階段（19521970年） 早期計算機(jī)的運(yùn)算速度低，對當(dāng)時的科學(xué)計算和數(shù)據(jù)處理影響還不大，但不能適應(yīng)機(jī)床實時控制的要求。人們不得不采用數(shù)字邏輯電路"搭"成一臺機(jī)床專用計算機(jī)作為數(shù)控系統(tǒng)，被稱為硬件連接數(shù)控（HARD-WIRED NC），簡稱為數(shù)控（NC）。隨著元器件的發(fā)展，這個階段歷經(jīng)了三代，即1952年的第一代-電子管；1959年的第二代-晶體管；1965年的第

8、三代-小規(guī)模集成電路。 1.2計算機(jī)數(shù)控（CNC）階段（1970年現(xiàn)在） 到1970年，通用小型計算機(jī)業(yè)已出現(xiàn)并成批生產(chǎn)。于是將它移植過來作為數(shù)控系統(tǒng)的核心部件，從此進(jìn)入了計算機(jī)數(shù)控（CNC）階段（把計算機(jī)前面應(yīng)有的"通用"兩個字省略了）。到1971年，美國INTEL公司在世界上第一次將計算機(jī)的兩個最核心的部件-運(yùn)算器和控制器，采用大規(guī)模集成電路技術(shù)集成在一塊芯片上，稱之為微處理器（MICROPROCESSOR），又可稱為中央處理單元（簡稱CPU）。 到1974年微處理器被應(yīng)用于數(shù)控系統(tǒng)。這是因為小型計算機(jī)功能太強(qiáng)，控制一臺機(jī)床能力有富裕（故當(dāng)時曾用于控制多臺機(jī)床，稱之為群

9、控），不如采用微處理器經(jīng)濟(jì)合理。而且當(dāng)時的小型機(jī)可靠性也不理想。早期的微處理器速度和功能雖還不夠高，但可以通過多處理器結(jié)構(gòu)來解決。由于微處理器是通用計算機(jī)的核心部件，故仍稱為計算機(jī)數(shù)控。 到了1990年，PC機(jī)（個人計算機(jī)，國習(xí)慣稱微機(jī)）的性能已發(fā)展到很高的階段，可以滿足作為數(shù)控系統(tǒng)核心部件的要求。數(shù)控系統(tǒng)從此進(jìn)入了基于PC的階段。 總之，計算機(jī)數(shù)控階段也經(jīng)歷了三代。即1970年的第四代-小型計算機(jī)；1974年的第五代-微處理器和1990年的第六代-基于PC（國外稱為PC-BASED）。 ，雖然還要指出的是國外早已改稱為計算機(jī)數(shù)控（即CNC）了，而我國仍習(xí)慣稱數(shù)控（NC）。所以我們?nèi)粘Ｖv的&q

10、uot;數(shù)控"，實質(zhì)上已是指"計算機(jī)數(shù)控"了。 1.3 數(shù)控未來發(fā)展的趨勢1.3.1 繼續(xù)向開放式、基于PC的第六代方向發(fā)展 基于PC所具有的開放性、低成本、高可靠性、軟硬件資源豐富等特點，更多的數(shù)控系統(tǒng)生產(chǎn)廠家會走上這條道路。至少采用PC機(jī)作為它的前端機(jī)，來處理人機(jī)界面、編程、聯(lián)網(wǎng)通信等問題，由原有的系統(tǒng)承擔(dān)數(shù)控的任務(wù)。PC機(jī)所具有的友好的人機(jī)界面，將普與到所有的數(shù)控系統(tǒng)。遠(yuǎn)程通訊，遠(yuǎn)程診斷和維修將更加普遍。 1.3.2 向高速化和高精度化發(fā)展 這是適應(yīng)機(jī)床向高速和高精度方向發(fā)展的需要。 1.3.3 向智能化方向發(fā)展 隨著人工智能在計算機(jī)領(lǐng)域的不斷滲透和發(fā)展，數(shù)

11、控系統(tǒng)的智能化程度將不斷提高。 （1）應(yīng)用自適應(yīng)控制技術(shù) 數(shù)控系統(tǒng)能檢測過程中一些重要信息，并自動調(diào)整系統(tǒng)的有關(guān)參數(shù)，達(dá)到改進(jìn)系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)的目的。 （2）引入專家系統(tǒng)指導(dǎo)加工 將熟練工人和專家的經(jīng)驗，加工的一般規(guī)律和特殊規(guī)律存入系統(tǒng)中，以工藝參數(shù)數(shù)據(jù)庫為支撐，建立具有人工智能的專家系統(tǒng)。 （3）引入故障診斷專家系統(tǒng) （4）智能化數(shù)字伺服驅(qū)動裝置 可以通過自動識別負(fù)載，而自動調(diào)整參數(shù)，使驅(qū)動系統(tǒng)獲得最佳的運(yùn)行。 第二章2主傳動設(shè)計2.1驅(qū)動源的選擇機(jī)床上常用的無級變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動機(jī) ，直流電動機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場電流的方法來調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速n

12、d向下至最低轉(zhuǎn)速nmin時調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來調(diào)速的屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動慣量小，動態(tài)響應(yīng)快，沒有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動機(jī)占有較大的優(yōu)勢，鑒于此，本設(shè)計選用交流調(diào)速電動機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4000r/min，最大切削功率5kw，選擇數(shù)控設(shè)備廠的BESK-8型交流主軸電動機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是4500r/min。2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 根據(jù)交流主軸電動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速圍Rdp=nmax/nd=3而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速圍Rnp

13、=3，遠(yuǎn)大于交流主軸電動機(jī)所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速圍，所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速圍。涉與變速箱時，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f等于交流主軸電動機(jī)的恒功率調(diào)速圍 Rdp,即=Rdp=3,功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合的。變速箱的 變速級數(shù)Z =2.99.取Z=3確定各齒輪齒副的齒數(shù)：取S=116由U=1.955 得Z1= 24 Z1=68由U=1.54 得Z2=75 Z2=30由U=4.6 得Z3=48 Z3=57由此擬定主傳動系統(tǒng)圖，轉(zhuǎn)速圖以與主軸功率特性圖分別如圖2-1，2-2，2-32.3 傳動軸的估算傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛

14、度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的 變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的 變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效，因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。計算轉(zhuǎn)速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉(zhuǎn)速，各個傳動軸上的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖是直接得出，如表2-1所示。 表2-1 各軸的計算轉(zhuǎn)速軸 I II III計算轉(zhuǎn)速 1500 530 140各軸功率和扭矩計算： 已知一級齒輪傳動效率為0.97（

15、包括軸承），同步帶傳動效率為0.98，則 I軸：P1=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KW II 軸 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KW III軸 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW II軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x III軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x 是每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m）,可根據(jù)傳動軸的要求選取，其選擇的原則如表2-2所示。 表2-2 許用扭轉(zhuǎn)角選取原則 軸 主軸一般傳動軸較低的軸（deg/m）0.5-1

16、1-1.51.5-2最后所確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表2-3所示 軸 I軸 II軸 III軸（deg/m） 0.510.5把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計算轉(zhuǎn)速nj，允許扭轉(zhuǎn)角代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式 d=91,可得傳動軸的估算直徑： 40mm 52.06mm 31.39mm.最后取值如下表所示： 軸 I II III估算直徑 40 32 53主軸軸徑尺寸的確定： 已知車床最大加工直徑為Dmax=400mm,則 主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax15=85-115mm 后頸直徑 D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm 孔直徑 d=0.1Dmax10=35-55mm2.4 齒

17、輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，二是按齒輪的齒面點蝕進(jìn)行估算。這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數(shù)必須已知。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生跟切的基本條件：齒輪數(shù)不小于17。由于Z3,Z3這對齒輪有較大的傳動比，各個齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3. 取Z4=22,S=105,則Z4=83從轉(zhuǎn)速圖上直接看出Z3的計算轉(zhuǎn)速是530r/min.根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式

18、計算 得m=2.7由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m=3 mm,對比上面的結(jié)果，可知這樣設(shè)計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，故取同一變速組中的所以齒輪的模數(shù)都為m=3mm.可得兩軸中心距為a=157.5mm.圓整為a=158mm. 則各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齒數(shù)2468753048572283模數(shù)223333332.5 V型帶的選V帶選擇spz型帶，取小帶輪的大小72mm，大帶輪的大小為204mm；2-5-1確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長如果中心距未給出，可根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)需要初定長度中心距a0，取0.7（）<a0

19、<2（），193.2<a0<552后確定a0=200，根據(jù)帶傳動的幾何關(guān)系，按下式計算所需代的基準(zhǔn)長度：=2a0+（）+得到=855.4，取=900mma=a0+=200+(900-855.4)/2=222mm。驗算主動輪上的包角：=>=；確定帶的根數(shù)z：根，圓整為3根。V帶速度的驗算： 故帶符合要求。第三章主軸箱展開圖的設(shè)計主軸箱展開圖是反應(yīng)各個零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以與尺寸的圖紙，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。3.1 各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計3.2 設(shè)計容和步驟通過繪圖設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)尺寸以與選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。3

20、.3 有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。1） 傳動軸的估算見前一節(jié)2） 齒輪相關(guān)尺寸的計算齒寬影響齒的強(qiáng)度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數(shù)=（6-10）m.這里取齒寬系數(shù)=10，則齒寬B=X m=10x3=30mm.各個齒輪的齒厚確定如表3-1.表3-1 各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齒厚2520353035303030由計算公式；齒頂：齒根：得到下列尺寸表齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺

21、寸計算如下表3-2表3-2 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4分度圓直徑(mm)481362259014417166249齒頂圓直徑(mm)521402319615017772255齒根圓直徑（mm）43131217.582.5136.5163.558.5241.5 由表3-2可以計算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表3-3所示 表3-3 各軸的中心距 軸 I-II II-III 距離230 1603)確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應(yīng)大于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2mm，所以首先設(shè)計滑移齒輪。 II軸上的滑移齒輪的兩個齒輪

22、輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當(dāng)模數(shù)在1-2mm圍時，間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm圍時，間隙必須不小于6 mm，且應(yīng)留有足夠的空間滑移，據(jù)此選出三片齒輪間的間隙分別為d1=17.5mm,d2=15mm. 由滑移齒輪的厚度以與滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個齒輪間的距離至少是60mm，現(xiàn)取齒輪間的間距為64mm和70mm.4） 軸承的選擇與其配置主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型與型號選用主要根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性與結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承

23、的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低，多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大，不同軸承承受載荷類型與大小不同。為了 提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承。通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承，或者成對圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡單，但是極限轉(zhuǎn)速較低。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25度或15度的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。本設(shè)計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩各方面必須考慮。3.4 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計軸的一端與帶輪相連，將軸的結(jié)

24、構(gòu)草圖繪制如圖3-2 圖3-2軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡圖繪制如圖3-3所示： 圖3-33.5主軸組件的剛度和剛度損失的計算最佳跨距的確定： 取彈性模量E=N/， D=（90+65）/2=77.5mm； 主軸截面慣距： 截面面積；A=3459.9 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：故總切削力為：估算時，暫取即取270mm前后支承支反力取=1033000N/mm 則 則=225mm 因在上式計算中，忽略了ys的影響，故=225mm主軸端部撓度的計算： 已知齒輪最少齒數(shù)為30，模數(shù)為3，則分度圓直徑為90mm則齒輪的圓周力： 徑向力：則傳動力在水平面和垂直面有分力為：水平面：垂直面：去計算

25、齒輪與前支承的距離為66mm，其與后支承的距離為384mm。切削力的計算：已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑。則主切削力：徑向切削力：軸向切削力：當(dāng)量切削力的計算：P=（a=B）/a3639對于車床 B=0.4=160mm則水平面：垂直面：主軸端部的撓度計算：， 傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式：式中：“”號表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離，c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得水平面：垂直面：則主軸最大端位移為：已知主軸最大端位移許用值為0.0002L0.09mm則<，符合要求。 主軸傾角的驗算：在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為：水平面：垂直面：傳動力Q作用下主軸傾角為：水平面：rad垂直面：rad則主軸前軸承處的角為垂直面：rad 故符合要求。3.6軸承的校核齒輪受切向力徑向力：；切削力F=1310N，徑向切削力軸向切削力，轉(zhuǎn)速n=4000r/min d=90mm 垂直面的受力分析：水平面的受力分析：故合力：求兩軸承的軸向力:對70000AC型軸承兩次計算的差值不大，因此，確定，當(dāng)量動載荷：對兩軸承取X=1，Y=0； X=1，Y=0；由載荷性質(zhì)，輕載有沖擊故取當(dāng)量載荷：。因為所以可知其壽命軸承也符合剛度要求?？偨Y(jié)經(jīng)過為期兩周的不懈努力，