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寧 XX 學院 課 程 設 計 論 文 CM6132 車床主傳動設計 所 在 學 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指 導 老 師 年 月 日 2 摘要 主傳動系統(tǒng)設計是機床設計中非常重要的組成部分 本次設計主要由機床 的級數(shù)入手 于結構式 結構網(wǎng)擬定 再到齒輪和軸的設計 再選擇各種主傳 動配合件 對軸和齒輪及配合件進行校核 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 潤滑與密封 傳動軸及滑移齒輪零件的設計 完成設計任務 本次突出了結構設計的要求 在保證機床的基本要求下 根據(jù)機床設計的 原則 擬定機構式和結構網(wǎng) 對機床的機構進行精簡 力求降低生產(chǎn)成本 主 軸和齒輪設計在滿足強度需要的同時 材料的選擇也是采用折中的原則 沒有 選擇過高強度的材料從而造成浪費 關鍵詞 車床 主傳動系統(tǒng) 結構式 電動機 3 Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design The design of the series to start primarily by machine In the structure the structure network developed to the design of gears and shafts Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear and checked with the parts design and motive of completion sport spread the lord to move the project the structure turn Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module principal axis module and become soon organization box a body lubricate and seal completely spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks This highlights the structural design requirements under the basic requirements for ensuring the machine According to the principles of machine tool design Development of institutional and structural net Streamlining of the machine tool sector Strive to reduce production costs No choice of materials resulting in high strength waste Keywords lather Main drive system Structure Electric motor 4 目錄 摘要 2 第 1 章 緒論 5 1 1 課程設計的目的 5 1 2 課程設計的內(nèi)容 5 1 2 1 理論分析與設計計算 5 1 2 2 圖樣技術設計 5 1 2 3 編制技術文件 5 1 3 課程設計題目 主要技術參數(shù)和技術要求 5 1 3 1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 5 1 3 2 技術要求 6 2 主動參數(shù)的擬定 6 2 1 確定傳動公比 6 2 2 主電動機的選擇 6 3 普通車床的規(guī)格 7 4 轉速圖的擬定 8 4 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 8 4 2 結構式基本組和擴大組的擬定 9 2 2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 10 4 3 結構網(wǎng)的擬定和結構式 12 4 4 各變速組的變速范圍及極限傳動比 12 4 5 確定各軸的轉速 12 4 6 繪制轉速圖 14 4 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 14 5 傳動件的設計 16 5 1 帶輪的設計 16 5 2 傳動軸的直徑估算 19 5 3 確定各軸轉速 20 5 4 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 21 5 5 鍵的選擇 傳動軸 鍵的校核 22 6 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 23 7 齒輪校驗 27 7 1 校核 a 組齒輪 27 7 2 校核 b 組齒輪 28 8 主軸組件設計 30 8 1 主軸的基本尺寸確定 31 8 1 1 外徑尺寸 D 31 8 1 2 主軸孔徑 d 31 8 1 3 主軸懸伸量 a 32 8 1 4 支撐跨距 L 32 8 1 5 主軸最佳跨距 0的確定 33 8 2 主軸剛度驗算 35 5 8 3 各軸軸承的選用的型號 37 小 結 37 參考文獻 38 6 第 1 章 緒論 1 1 課程設計的目的 通過課程設計 分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構 進行選擇和改進 結合結構設 計 進行設計計算并編寫技術文件 完成系統(tǒng)主傳動設計 達到學習設計步驟和方法的目 的 通過設計 掌握查閱相關工程設計手冊 設計標準和資料的方法 達到積累設計知識 和設計技巧 提高學生設計能力的目的 通過設計 使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的 訓練 提高分析和解決工程技術問題的能力 并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件 1 2 課程設計的內(nèi)容 機械系統(tǒng)設計 課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算 圖樣技術設計和技術文件編制 三部分組成 1 2 1 理論分析與設計計算 1 機械系統(tǒng)的方案設計 設計方案的分析 最佳功能原理方案的確定 2 根據(jù)總體設計參數(shù) 進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算 3 根據(jù)設計方案和零部件選擇情況 進行有關動力計算和校核 1 2 2 圖樣技術設計 1 選擇系統(tǒng)中的主要機件 2 工程技術圖樣的設計與繪制 1 2 3 編制技術文件 1 對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價 2 編制設計計算說明書 1 3 課程設計題目 主要技術參數(shù)和技術要求 1 3 1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 工件最大回轉直徑 mm maxD 最高轉速 maxnir 最低轉速 minir 公比 320 1000 31 5 1 26 1 3 2 技術要求 1 利用電動機完成換向和制動 2 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構 3 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動 7 2 主動參數(shù)的擬定 2 1 確定傳動公比 根據(jù) 機械制造裝備設計 公式 3 2 因為已知 工件最大回轉直徑 mm maxD 最高轉速 maxnir 最低轉速 minir 公比 320 1000 31 5 1 26 1 znR Z 1 lg162 lg 530 根據(jù) 機械制造裝備設計 和 金屬切削機床手冊 標準公比 對于通 用機床 為了轉速損失不大 機床結構不過于復雜 一般取 1 26 或 1 41 這里我們?nèi)藴使认盗?1 26 因為 1 26 1 06 根據(jù) 機械制造裝備設計 表 3 6 標準數(shù)列 首先找 7P 到最小極限轉速 31 5 再每跳過 3 個數(shù) 1 26 1 06 取一個轉速 即可得 到公比為 1 26 的數(shù)列 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 80 0 1000 2 2 主電動機的選擇 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 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 16mm 25mm 刀具幾何參數(shù) aR 15 6 75 15 0 10 b 0 3mm r 1mm 0 o0 or or o o01 o1re 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計 確定背吃刀量 和進給量 f 取 3mm f 取 0 2 papam 確定切削速度 取 V 1 7 csm 機床功率的計算 主切削力的計算 主切削力的計算公式及有關參數(shù) 4 4 8 F 9 81 Z Fc n60cC FcZaFcf FcZvcK 9 81 270 3 0 92 0 9515 0 20 75 15 07 1038 N 切削功率的計算 1038 1 7 1 8 kW cPF cv 310 310 依照一般情況 取機床變速效率 0 8 2 3 kW Z 1 80 8 根據(jù) Y 系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù) Y 系列三相異步電動機為一般用途全封閉自 扇冷式籠型異步電動機 具有防塵埃 鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點 B 級絕緣 工業(yè)環(huán)境溫度不超過 40 相對濕度不超過 95 海拔高度不超過 1000m 額定電壓 380V 頻率 50Hz 適用于無特殊要求的機械上 如機床 泵 風機 攪拌機 運輸機 農(nóng)業(yè)機械等 根據(jù)以上計算 為滿足轉速和功率要求 選擇 Y 系列三相異步電動機型號為 Y100L2 4 其技術參數(shù)見下表 3 1 表 3 1 Y100L2 4 型電動機技術數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 rmp 額定轉矩 N m 最大轉矩 N m Y100L2 4 3 1440 2 2 2 3 至此 可得到下表 3 2 中的車床參數(shù) 3 普通車床的規(guī)格 根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù) 表 3 2 車床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)表 工件最大回 轉直徑 mm maxD 最高轉速 maxn ir 最低轉速 minir 電機功率 P kW 公比 轉速級數(shù) Z 320 1000 31 5 3 1 26 16 4 轉速圖的擬定 擬定變速方案 包括變速型式的選擇以及開停 換向 制動 操縱等整個 變速系統(tǒng)的確定 變速型式則指變速和變速的元件 機構以及組成 安排不同 特點的變速型式 變速類型 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關 和工作性能也有關系 因此 9 確定變速方案和型式 要從結構 工藝 性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮 變速方案有多種 變速型式更是眾多 比如 變速型式上有集中變速 分 離變速 擴大變速范圍可用增加變速組數(shù) 也可采用背輪結構 分支變速等型 式 變速箱上既可用多速電機 也可用交換齒輪 滑移齒輪 公用齒輪等 顯然 可能的方案有很多 優(yōu)化的方案也因條件而異 4 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 機床主參數(shù) 機床的主軸轉速范圍為 31 5 1000 轉 分 轉速級數(shù) Z 16 公比 1 26 電動機的轉速 1440 轉 分 n0 級數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成 各變速組分別有 Z 個變速副 即 321Z 由于結構上的限制 變速組中的傳動副數(shù)目通常選用 2 或 3 為宜 故其結構式為 Z 2n 3m 對于 16 級傳動 其結構式可為以下形式 16 2 2 2 2 在電動機功率一定的情況下 所需傳遞的轉矩越小 傳動件和傳動軸的集合尺寸就越 小 因此 從傳動順序來講 盡量使前面的傳動件多以些 即前多后少原則 故本設計采 用結構式為 16 2 2 2 2 從軸 I 到軸 II 有 2 對齒輪分別嚙合 可得到三種不同的傳動速度 從軸 II 到軸 III 有 三對齒輪分別嚙合 可得到三種不同的傳動速度 故從軸 I 到軸 III 可得到 2 2 4 種不同的 傳動速度 同理 軸 III 到軸 IV 有兩對齒輪分別嚙合 可得到兩種不同的傳動速度 故從 軸 I 到軸 IV 共可得到 16 2 2 2 2 種不同的傳動轉速 設計車床主變速傳動系時 為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸 在降速 變速中 一般限制限制最小變速比 為避免擴大傳動誤差 減少震動噪聲 在41min u 升速時一般限制最大轉速比 斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn) 可取 因此2ax 5 2max u 在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍 10 8 2 minaxma uR 在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小 4 2 結構式基本組和擴大組的擬定 1 繪制常規(guī)的轉速圖時 要注意 為了結構緊湊 減小振動和噪聲 通常限制 a 最小傳動比 Imin 1 4 b 最小傳動比 Imax 2 斜齒輪 2 5 所以 在一個變速組中 變速范圍要小于等于 8 對應本次設計 轉速圖中 一個軸上的傳動副間最大不能相差 6 格 c 前緩后急原則 即傳動在前的傳動組 其降速比小 而在后的傳動組 其降速比 大 10 2 但在繪制 CM6132 車床轉速圖時 要注意 由 1000r min 31 5r min Z 16 確定的各級轉速為 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 80 0 1000 是非常規(guī)的轉速數(shù)列 故在繪制它的轉速圖線時 先要確定其主傳動系統(tǒng)結構 CM6132 型精密車床采用分離式傳動 即變速箱和主軸箱分離 III IV 軸為皮帶傳動 在主軸箱的傳動中采用了背輪機構 解決了傳動比不能過大 受極限傳動比限制 的問題 3 繪制轉速圖 a 選擇 Y100L1 4 型 Y 系列籠式三相異步電動機 d 繪制轉速圖 在五根軸中 按變速順序依次設為 背輪機構 主軸 與 與 與 和 軸之間的變速組分別設為 a b c d 主軸 開始 確 定 的轉速 先來確定背輪機構的公比 變速組 d 的變速范圍為 8 構式 2 1 26 9 2 1 采用背輪機構 則其公比為 1 1 2 1 4 12 51 3 1 5 13 16 確定軸 的公比 變速組 c 采用皮帶傳動降速 可取 1 0 5 11 12 確定軸 的公比 為了擴大變速范圍 變速組 b 是基本組 并采用混合公比 使用二聯(lián)滑移齒輪 可取 1 2 1 58 2 11 26 3 1 312 確定軸 的轉速 對于變速組 a 是第一擴大組 其級比指數(shù)為 3 可取33 1 2 1 58 2 1 1 11 26 3 1 4 12 51 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比 下面畫出轉速圖 電動機轉速與主 軸最高轉速相近 CM6132 型精密車床 16 級轉速 混合公比 采用了背輪機構后的轉速 11 圖 2 2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 1 Sz 100 120 中型機床 Sz 70 100 2 直齒圓柱齒輪 Zmin 18 20 圖 2 3 主傳動系統(tǒng)圖 7 齒輪齒數(shù)的確定 據(jù)設計要求 Zmin 18 20 由表 4 1 根據(jù)各變速組公比 可得各 傳動比和齒輪齒數(shù) 各齒輪齒數(shù)如表 2 2 表 2 2 齒輪齒數(shù) 變速箱部分 基本組 第 1 擴大組 第 2 擴大組傳動比 1 1 26 1 1 58 1 26 1 1 1 26 1 26 1 1 2 代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z Z6Z 齒數(shù) 27 34 24 37 38 30 30 38 50 40 30 60 主軸箱部分 12 傳動比 1 1 58 1 4 代號 Z7 Z7 Z8 Z8 齒數(shù) 27 34 17 68 4 3 結構網(wǎng)的擬定和結構式 結構網(wǎng)和結構式可以用來分析和比較機床傳動系統(tǒng)的方案 結構網(wǎng)與速圖 的主要差別是 結構網(wǎng)只表示傳動比的相對關系 而不表示傳動比和轉速的絕 對值 而且結構網(wǎng)上代表傳動比的射線對成分布 根據(jù)中間變速軸變速范圍小 的原則選擇結構網(wǎng) 結構網(wǎng)可表示成結構式 4 4 各變速組的變速范圍及極限傳動比 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時 為防止被 動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大 常限制最小傳動比 1 4 升速min 傳動時 為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音 常限制最大傳動比 斜齒輪比2ax 較平穩(wěn) 可取 故變速組的最大變速范圍為 8 10 5 2max i Riin 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 inR 210 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 所以對 進行驗算 93128 Z 18 1 26 8 10 符合要求 2r 826 199 12 3 x 4 5 確定各軸的轉速 機床的主軸轉速范圍為 35 5 1000 轉 分 轉速級數(shù) Z 16 公比 2216 13 1 26 電動機的轉速 1440 轉 分 n0 確定變速組的數(shù)目 大多數(shù)機床采用滑移齒輪的變速方式為滿足結構設計和方便的要求 通常 都采用雙聯(lián)和三聯(lián)齒輪 因此 18 級級轉速需要三個變速組 即 Z 16 2 2 2 2 在五個變速軸中 按變速順序依次設為 主軸 與 與 與 軸之間的變速組分別設為 a b c 現(xiàn)由 主軸 開 始 確定 軸的轉速 先來確定 軸的轉速 變速組 c 的變速范圍為降速比為 升速比 為故426 1 26 133 兩個傳動副的傳動比必然是兩個極限值 結合結構61Ci2Ci 式 軸的轉速只有一種可能 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 確定軸 的轉速 變速組 b 的級比指數(shù)為 3 希望中間軸轉速較小 又不致變速比太小 由 此可見變速組 中的三個傳動比之間相差均為三格 即相差為 倍關系 通3 過這三個傳動比使 軸得到 9 種連續(xù)等比數(shù)列的轉速 180 1000 即從 軸上 的三種轉速擴大到 軸上 9 種轉速 故可取 44126 bi 26 12 bi 2236 1 bi 軸 的轉速確定為 630 500 1000 定軸 的轉速 對于軸 其級比指數(shù)為 1 可取 1ai3 2ai21 58 3ai26 1 確定軸 轉速為 800 14 4 6 繪制轉速圖 4 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 齒輪的齒數(shù)和 不應過大 齒輪的齒數(shù)和 過大會加大兩軸之間的中心zszs 距 使機床結構龐大 一般推薦 100 200 zs 最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少 但同時要考慮 最小齒輪不產(chǎn)生根切 機床變速箱中標準直圓柱齒輪 一般最小齒數(shù) 18 minz 受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于 18 20 齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求 實際傳動比 齒數(shù)之比 與理論傳 動比 轉速圖上要求的傳動比 之間又誤差 但不能過大 確定齒輪數(shù)所造成 的轉速誤差 一般不應超過 10 1 即 理 實理 10n 要求的主軸轉速 理n 15 齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速 實n 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zS 小齒輪的齒數(shù)可以從 機械制造裝備設計 表 3 9 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 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 變速組 a 1ia26 2ia58 16 2 3ia216 13 確定最小齒輪的齒數(shù) 及最小齒數(shù)和minzminzs 該變速組內(nèi)的最小齒輪必在 i 1 2 的齒輪副中 根據(jù)結構條件 假設最小 齒數(shù)為 22 時 查表得到 66 minzinzs 找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 1 60 62 1auz 1 41 60 63 2s 2 60 63 3az 在具體結構允許下 選用較小的 為宜 現(xiàn)確定 72 szs 確定各齒數(shù)副的齒數(shù) i 1 2 找出 24 72 24 48 1z z1 i 1 1 26 找出 32 40 2 2s2 i 1 1 58 找出 30 42 3z 3 變速組 b 的齒數(shù)確定 1 58 1i2ib6 1 3ib51 26 144 故變速組中最小齒輪必在 1 的齒輪副中 假設最小齒數(shù)為 22 4 minz 77 minzs 16 同上 i 1 58 找出 48 29 1z 1 i 1 26 找出 34 43 2 2 i 2 51 找出 22 55 3 3 變速組 c 齒數(shù)確定 2 1i 3 2ic 故變速組中最小齒輪必在 1 的齒輪副中 假設最小齒數(shù)為6 18 89 minzinzs 5 傳動件的設計 5 1 帶輪的設計 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 3kW 傳動比 i 1440 800 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 表 8 7 工作情況系數(shù) 查的共況系數(shù) 1 1 156PAKAK 故根據(jù) 機械設計 公式 8 21 kWAca 3 1 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 caP1n157P 2 確定帶輪的基準直徑 D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大 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 8 圖 8 11 和 表 8 6 Dmin 15715P 取主動小帶輪基準直徑 100 由 機械設計 公式 8 15a 150P 12Dn 式中 98 316 1 17 小帶輪轉速 大帶輪轉速 帶的滑動系數(shù) 一般取 0 02 n n 故 mD4 176 02 18042 由 機械設計 表 8 8 取圓整為 180mm 57P 3 驗算帶速度 V 按 機械設計 式 8 13 驗算帶的速度150 V 536 70614 36 nD 所以 故帶速合適 smvs05 4 初定中心距 A 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) 選取 根據(jù) 機械設計 經(jīng)驗公式 8 20 152P 7 02021DD 0 7 100 180 2 100 180 A 196 5600 取 400mm A 5 三角帶的計算基準長度 L 由 機械設計 公式 8 22 計算帶輪的基準長度158P 0 2121042ADA 由 機械設計 表 8 2 圓整到標準的計算長度 L 1250mm146 6 確定實際中心距 按 機械設計 公式 8 23 計算實際中心距158P A 403 09mm0A2L 7 驗算小帶輪包角 1 根據(jù) 機械設計 公式 8 25 158 故主動輪上包角合適 8 確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù) 機械設計 式 8 26 得158P OOoAD12053 6 78021 18 0calpzk 查表 機械設計 表 8 4d 由 i 1 44 和 得 153Pmin140rn 0p 0 15KW 查表 機械設計 表 8 5 0 98 查表 機械設計 表 8 2 長度系k 數(shù) 0 92lk 392 08 36 082 Z 所以取 Z 3 9 計算預緊力 查 機械設計 表 8 3 q 0 1kg m 由 機械設計 式 8 27 20 5 2 qvkvZpFca 其中 帶的變速功率 KW cap v 帶速 m s q 每米帶的質量 kg m 取 q 0 1kg m v 1460r min 10 7m s NF 87 19 098 057 123 2 502 10 計算作用在軸上的壓軸力 ZQ 0 523 6sin7 2sin10 帶輪結構設計 帶輪的材料 常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200 轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖 壓焊接而成 小功略時采用鑄鋁或塑料 帶輪結構形式 V 帶輪由輪緣 輪輻和輪轂組成 根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式 機械制圖 圖 8 14a 腹板式 機械制圖 圖 8 14b 孔板式 機械 制圖 圖 8 14c 橢圓輪輻式 機械制圖 圖 8 14d V 帶輪的結構形式與 基準直徑有關 當帶輪基準直徑 d 為安裝帶輪的軸的直徑 mm 時 d5 2 可以采用實心式 當 可以采用腹板式 md30 19 時可以采用孔板式 當 時 可以mdDmd10 301 同 時 md30 采用輪輻式 帶輪寬度 fezB129 5 2 D 90mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑 其他尺寸見帶輪零件圖 V 帶輪的論槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應 見 機械制圖 表 8 10 d 與 相對應得 槽 型 dbminahinfeminfo32 o4o36 o8 B 14 0 3 50 10 8 4 019 11 5 019 019 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號 V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形 使 V 帶工作面夾角發(fā)生變化 為了使 V 帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合 將 V 帶輪輪槽的工作面得夾角做 成小于 o40 V 帶安裝到輪槽中以后 一般不應該超出帶輪外圓 也不應該與輪槽底部 接觸 為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度 minifah和 輪槽工作表面的粗糙度為 2 36 1R或 V 帶輪的技術要求 鑄造 焊接或燒結的帶輪在輪緣 腹板 輪輻及輪轂上不允許有沙眼 裂 縫 縮孔及氣泡 鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下 允許對輪緣 凸臺 腹板及輪轂的表面缺陷進行修補 轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡 反之 做動平衡 其他條件參見 中的規(guī)定 921 357 TGB 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 20 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 3 確定各軸轉速 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jn 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 表 3 10 主軸即 軸的計算轉速為 min r75 826 153n31zmi j 取 80r min 5j 各變速軸的計算轉速 如前所示主軸計算轉速至最高轉速間的所有轉速都傳遞全部功率 因此 實現(xiàn) 上述主軸轉速的傳動件的實際工作轉速也傳遞全功率其他傳動件的計算轉速就 是其傳遞全部功率是的最低轉速 軸 的計算轉速可從主軸 125r min 按變速副找上去 軸 的計算轉速 160r min 4jn 軸 的計算轉速 為 400r min 3jn 軸 的計算轉速 為 800r min 2j 所以各軸計算轉速如下 軸序號 計算轉速 jn1440 800 400 160 125 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 變速組 c 中 18 71 計算 Z 18 軸上 的齒輪 計算轉速為 125r min 變速組 b 計算 z 22 軸上 的齒輪 計算轉速為 400r min 變速組 a 應計算 z 24 軸上 的齒輪 計算轉速為 800r in 核算主軸轉速誤差 min 2043 64 23 620 14 rn 實 21 min 20rn 標 52 10 4 1 標 標實 所以合適 5 4 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 根據(jù) 機械設計手冊 表 7 13 并查 金屬切削206 p mnPdj491 機床設計 表 7 13 得到 取 1 軸的直徑 取 i 80 96 11rnj 取整為 36mm mdj 3 3 44 軸的直徑 取 min 40 92 0 908 12 rnj 取整為 40mm ndj 31 642394 軸的直徑 取 in 0 89 0 90323 rnj 取整為 55mm mndj 25 41691 44 軸的直徑 取 in 1 83 09 0434 rnj 取整為 70mm ndj 7 12591 4 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 該傳動軸的計算轉速 jnminr 傳動軸允許的扭轉角 o 當軸上有鍵槽時 d 值應相應增大 4 5 當軸為花鍵軸時 可將估算的 d 值減小 7 為花鍵軸的小徑 空心軸時 d 需乘以計算系數(shù) b b 值見 機械設計 手冊 表 7 12 和 為由鍵槽并且軸 為空心軸 和 為花鍵軸 根據(jù)以 上原則各軸的直徑取值 和 在后文給定 軸采用光軸 md36 d 22 軸和 軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸 因為矩形花鍵定心精度高 定心穩(wěn)定性好 能用磨削的方法消除熱處理變形 定心直徑尺寸公差和位置公 差都能獲得較高的精度 故我采用矩形花鍵連接 按 規(guī)定 矩19874 TGB 形花鍵的定心方式為小徑定心 查 機械設計手冊 26p 的矩形花鍵的基本尺寸系列 軸花鍵軸的規(guī)格 3 為DdN 軸花鍵軸的規(guī)格 842 為BDdN 5 5 鍵的選擇 傳動軸 鍵的校核 查 機械設計手冊 表 6 1 選擇軸 上的鍵 根據(jù)軸的直徑 30 2 d 鍵的尺寸選擇 鍵的長度 L 取 22 主軸處鍵的選擇同上 78 取鍵 高鍵 寬 hb 鍵的尺寸為 鍵的長度 L 取 100 162取鍵 高鍵 寬 7 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?？?驗算傳動軸中點處撓度 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 計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度 花鍵軸還應進行1d 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 一1d2d 般將軸化為集中載荷下的簡支梁 其撓度和傾角計算公式見 金屬切削機床設 計 表 7 15 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 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 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 NdTF mNnPr 2101260 2 12608 9 35 9 5 966 最大撓度 mEIllF4492222max106 2630815 34 23 6 39740614 24mdII MPaEE 軸 的 材 料 彈 性 模 量 式 中 查 機械制造裝備設計 表 3 12 許用撓度 my12 03 所 以 合 格 yYB 軸 軸的校核同上 鍵和軸的材料都是鋼 由 機械設計 表 6 2 查的許用擠壓應力 取其中間值 鍵的工作長度MPap120 MPap10 鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 由 機械設計 式 6 1 可得hk5 37 5 PaakldT pp 10 3 0216 20 3 式 中 鍵 機 械 設 計 表 弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 軸 輪 轂 三 者 中 最 鍵 的 直 徑 為 鍵 的 寬 度 為 鍵 的 公 稱 長 度 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉 矩 26 5 p MPamd mbmLbll hkkN 可見連接的擠壓強度足夠了 鍵的標記為 20319680 TGB鍵 6 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 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 件按 金屬切削機床設計 表 7 17 進行估算模數(shù) 和 并按其中較大者選HmF 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) 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 機械設計 表 10 8 齒輪精度選用 7 級精度 再由 機械設計 表 10 1 選擇 小齒輪材料為 40C 調質 硬度為 280HBS r 24 根據(jù) 金屬切削機床設計 表 7 17 有公式 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 齒輪彎曲疲勞強度 34FPjF a 變速組 分別計算各齒輪模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 24 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 其中 公比 2 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 11 10 56KW 齒寬系數(shù) 由 機械設計基礎 可得 m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 金屬切削機床設HP lim9 HP li 計 圖 7 6 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaHP589 065 6 424836 1 10232 所以根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 5 齒輪彎曲疲勞強度 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 3 2 88KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 金屬切削機床設FP lim4 FP li 計 圖 7 11 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim 3FPjmFznK 25 MPaPaFP420 130 3 841 m 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5mm 所以 2 321FHm 5 21 于是變速組 a 的齒輪模數(shù)取 m 2 5 b 20mm b 變速組 確定軸 上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 22 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 公式見 a 變速組 其中 公比 2 82 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 3 2 766KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 金屬切削機床設HP lim9 HP li 計 圖 7 6 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaP589 065 3 2402 31123 H 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5 齒輪彎曲疲勞強度 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 3 2 766KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 金屬切削機床設計 FP lim4 FP li 圖 7 11 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim 26 MPaPaFP420 130 mm97 587642 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 所以2FH 32 軸 上主動輪齒輪的直徑 標準齒輪參數(shù) 20h1c0 25 度 1 從 機械原理 表 5 1 查得以下公式 齒頂圓直徑 mzdaa 1 齒根圓直徑 chf 2 分度圓直徑 齒頂高 ha 齒根高 f 2 圓柱齒輪 齒頂圓直徑 2 1naamhzd 齒根圓直徑 cnf 分度圓直徑 齒頂高 nah 齒根高 nfc 表 5 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 27 2 5 67 5 72 5 61 25 2 5 34 2 5 85 90 78 75 2 5 24 2 5 60 65 53 75 2 5 37 2 5 92 5 97 5 86 25 2 5 38 2 5 95 100 88 75 2 5 30 2 5 75 80 68 75 2 5 30 2 5 75 80 68 75 2 5 38 2 5 95 100 88 75 2 5 50 2 5 125 130 118 75 2 5 40 2 5 100 105 93 75 2 5 30 2 5 75 80 68 75 2 5 27 60 2 5 150 155 143 75 2 5 64 2 5 160 165 153 75 2 5 40 2 5 100 105 93 75 2 5 15 17 3 51 57 43 5 3 16 68 3 204 210 196 5 3 7 齒輪校驗 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 這里要驗算的是齒輪 1 齒輪 5 齒輪 11 這三 個齒輪 齒輪強度校核 計算公式 彎曲疲勞強度 FSaFtbmYK 接觸疲勞強度 HtEHudZ 15 2 7 1 校核 a 組齒輪 彎曲疲勞強度 校核齒數(shù)為 18 的齒輪 確定各項參數(shù) FSaFtbmYK n 800r min kWP8 296 0 1026 8 2105 9 15 56 mNnPT 確定動載系數(shù) VK smdv 61062106 齒輪精度為 7 級 由 機械設計 圖 10 8 查得動載系數(shù) 由 機1 vK 械設計 使用系數(shù) AK mb20 確定齒向載荷分配系數(shù) 取齒寬系數(shù) 5 0 d 28 查 機械設計 表 10 4 得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 417 HK h 11 25 fah 3 52 1 60 b 查 機械設計 圖 10 13 得 2 1 FK 確定齒間載荷分配系數(shù) 由 機械設計 表 10 2 查的使用 0 A 由 機械設計 表 10 3 查得齒間載荷分配系數(shù) 1 FHK 確定載荷系數(shù) 32 1 FvAK 查 機械設計 表 10 5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 65 2FaY8 1Sa 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 aFEMp540 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 39 0 NK aFMp374 1509 2 89 62SaY 2106 12 5NdTFt 3 15403 1 bmKt 接觸疲勞強度 HtEHubdKFZ 1 2 載荷系數(shù) K 的確定 62 147 0 vA 彈性影響系數(shù)的 確定 查 機械設計 表 10 6 得EZ 8 9EZ 查 機械設計 圖 10 21 d 得 MPaH67lim MPaH03 H 68 43521046 1895 2 故齒輪 1 合適 29 7 2 校核 b 組齒輪 彎曲疲勞強度 校核齒數(shù)為 22 的齒輪 確定各項參數(shù) FSaFtFbmYK 2 n 400r min kWP14 09 08 960 mNnT 561094 5 15 確定動載系數(shù) sdv 325 齒輪精度為 7 級 由 機械設計 圖 10 8 查得動載系數(shù) 4 vK mb5 確定齒向載荷分配系數(shù) 取齒寬系數(shù) 5 0 d 查 機械設計 表 10 4 插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 419 H 查 機械設計 圖 10 13 得8 4 25 hb 2 FK 確定齒間載荷分配系數(shù) 由 機械設計 表 10 2 查的使用 0 1 AKNdTFt 3 5271094 2 由 機械設計 表 10 3 查得齒間載荷分配系數(shù) 1 FHK 確定動載系數(shù) 248 104 1 HvAK 查 機械設計 表 10 5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 72 FaY57 1Sa 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 aFEMp540 機械設計 圖 10 18 查得 壽命系數(shù) 疲勞強度安全系數(shù) S 1 39 0 NK aFMp374 1509 58 2SaFY 70 40378 1 bmKt 30 接觸疲勞強度 HtEHubdKFZ 15 2 u 62 22 2 82 載荷系數(shù) K 的確定 475 19 04 FvA 彈性影響系數(shù)的 確定 查 機械設計 表 10 6 得EZ 8 EZ 查 機械設計 圖 10 21 d 得 MPaH67lim MPaH60379 a6035 82 114 57 815 2 故齒輪 7 合適 8 主軸組件設計 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求 并能保證主軸組件具有較好 的工作性能 主軸結構尺寸的影響因素比較復雜 目前尚難于用計算法準確定 出 通常 根據(jù)使用要求和結構要求 進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析 先 初步選定尺寸 然后通過結構設計確定下來 最后在進行必要的驗算或試驗 如不能滿足要求可重新修改尺寸 直到滿意為直 31 主軸上的結構尺寸雖然很多 但起決定作用的尺寸是 外徑 D 孔徑 d 懸伸量 a 和支撐跨距 L 8 1 主軸的基本尺寸確定 8 1 1 外徑尺寸 D 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 1D 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 1 320mm 車床 P 3KW 查 機械制造裝備設計 表 3 13 前軸頸應 初45 01 選 后軸頸 取 mD10 12 85 0 7 D m80 2 8 1 2 主軸孔徑 d 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m50 2 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m15 0 軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比 即 404 16 DddDIKd 32 主 軸 孔 徑 主 軸 平 均 外 徑 空 心 實 心 截 面 慣 性 矩 度 空 心 實 心 截 面 主 軸 剛 dDIKd0 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 有圖可見 當 時 說明空心主軸的剛度降低較小 當5 0 Dd94 0 Kd 時 空心主軸剛度降低了 24 因此為了避免過多削7 76 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 0 D 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 8 1 3 主軸懸伸量 a 主軸懸伸量的大小往往收結構限制 主要取決于主軸端部的結構形式及尺 寸 刀具或夾具的安裝方式 前軸承的類型及配置 潤滑與密封裝置的結構尺 寸等 主軸設計時 在滿足結構的前提下 應最大限度的縮短主軸懸伸量 a 根據(jù)結構 定懸伸長度 ma120 33 8 1 4 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0L 實現(xiàn) 故采用三支撐結構 要比前后支距 地影響大得多 因此 需要合理確 定 為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性 前中之距 可按兩支撐主軸1L 1 的最佳只距 來選取 0 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L 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 如取L 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 1 5 6 DL 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 8 1 5 主軸最佳跨距 的確定0L 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 160mm 則 半徑為 0 08 m 2 計算切削力 NF8400 3267 前后支撐力分別設為 ABF NlaA 3 120536840 FB 12 軸承剛度的計算 mPT 32 6785 09 34 根據(jù)式 結構設計 方鍵主編 6 1 有 umNizlFdKarrr 9 1 08 10cos 39 查 結構設計 方鍵主編 表 6 11 得軸承根子有效長度 球數(shù)和列數(shù) 632 526 BAzizi 108 1 aalml 再帶入剛度公式 umNKA 96 2140cos323 259 9 8 01 B 86 8 07 19 264A 主軸當量直徑 dDe m92810 主軸慣性矩 5 4dIe 46410 60 計算最佳跨距 設 24 77 29 215cmaKEIA 3497 5018 1 06 6 cmIBBA 查 金屬切削機床設計 3 14 4 63 tL 式中 1 3BAKamt 687 0 1 27 1 2 79 5083 BAKatcBm cmtL 324568 03 34 16 1 0 35 式中 05 a 12447mauNKd dDII MPEEBAi前 懸 伸 量 后 軸 承 的 剛 度 前 軸 承 的 剛 度 主 軸 的 外 徑 和 孔 徑 主 軸 的 截 面 慣 性 矩 量彈 性 模 量 鋼 的 彈 性 模 8 2 主軸剛度驗算 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 考慮動態(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 現(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 對剛度影響較小 若前中支撐位緊支撐 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 1L 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)的受力情況如圖 36 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 下式計算 1 5 0 1 3 MLcQbFaLEI A 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 120 420Sm 當量切削力的計算 NFaW7 14068120 主軸慣性矩 5 4dIe 式中 主 軸 孔 徑 主 軸 支 撐 段 的 慣 性 矩 主 軸 當 量 外 徑 鋼 主 軸 材 料 的 彈 性 模 量 主 軸 有 關 尺 寸 主 軸 懸 伸 量支 撐 反 力 系 數(shù) 主 軸 前 支 撐 反 力 矩 可 忽 略 不 計 車 床 磨 床 若 軸 向 切 削 力 較 小 如軸 向 切 削 力 引 起 力 偶 矩 作 用 于 主 軸 上 的 傳 動 力主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 切 削 力 作 用 于 主 軸 端 部 的 當 量主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 d dDIcmLDMPaEMPaEccbaM McmNNQFA 64 10 2 447 1 5 0 1 3