发布时间 : 星期日 文章机床主轴变速箱课程设计更新完毕开始阅读8111266211661ed9ad51f01dc281e53a580251c2
CF1CF2CF3CF4?FEYNT
KVYFsSFlim10?1.45?0.0052?1?800?1 ==10.92 kW > KAP
1.05?4.47?1.4弯曲疲劳强度校验通过。 PFP=
二、主轴的弯曲刚度验算
（一）主轴上的弯曲载荷
齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角α=20°，齿面摩擦角ρ≈5.72°时则：
N
Qa (或Qb)=2.12?107 (N)
mzn 式中 N — 该齿轮传递的全功率（kW） m、z — 该齿轮的模数（mm）、齿数
n — 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min）
3377.5?0.97?0.98?0.98 Z=36的 Qa=2.12?10?=9756.5N)
3?36?315（二）验算两支承传动轴的弯曲变形
机床齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴承的正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内、外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。
齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安装处的倾角的验算。
由[8]表6-1-42查得，主轴[y]≤0.0002l=0.0002?500=0.1 (mm)
[θ]≤0.001(rad)
圆柱滚子轴承处 [θ]≤0.0025(rad) 向心球轴承处[θ]≤0.005(rad)
在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为：
33l(0.75x?x) ya=8.08?10Qa 4D式中 l — 两支承间的跨距（mm） D — 该轴的平均直径（mm）
x=ai/l，ai — 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm）
由展开图可知，l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm
707035003[0.75??()]-6500500=0.031 mm 则 ya=8.08?10?9756.5?1024 ya < [y] ，即主轴设计满足要求。
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三、主轴组件的静刚度验算
（一）求两支承主轴组件的最佳支承距
最大加工直径为400mm，
主轴前轴颈直径D1=105 mm 主轴后轴颈直径D2 =84 mm 普通车床内孔直径d=63 mm 主轴前端悬伸量a=105 mm
D?D2主轴平均直径D=1=94.5 mm
2由C?22.222?1.50.103?d0.8有：
CA?22.222?1.50.103?840.8?7.338?105N/mm
CB?22.222?1.50.103?1058?9.591?105N/mm 取材料的弹性模量E=2?105 N/mm
64EI综合变量η==5.67 3KAaL由[3]图3-34 得0=6.0
a则 L0=6.0?100=630 mm，L合理=(0.75～1.5)L0=450～900 mm 主轴跨距在合理的跨距范围内。
（二）切削力的确定
2?955?104??Nd Pz= （N）
Djnj轴惯性矩I=
?(D4?d4)=3.523?106 mm4
式中 Nd — 电动机额定功率（kW） nj — 主轴的计算转速（r/min）
Dj — 计算直径，车床Dj=(0.5～0.6)Dmax，Dmax为最大加工直径 ηΠ — 主传动系统总效率
2?955?104?0.97?0.983?0.983?7.5 则Pz==2444（N）
0.6?400?210 径向切削力Py≈0.5Pz=0.5?2444=1222（N）
22 合成P=Pz?Py=24442?12222=2732 （N）
（三）切削力作用点
设切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s，则 s=c+w (mm)
式中 c — 主轴前端的悬伸长度
w — 对于普通车床 w=0.4H，H为车床中心高 则 s=105+0.4?200=185 mm
（四）两支承主轴组件的静刚度验算
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计算主轴组件前端挠度yc
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Pz 切削合力P与水平坐标y轴的逆时夹角αP=tgP=63.43°
y 驱动力Q与水平坐标y轴的逆时夹角αQ=γ+90°+α+ρ=135.7° 主轴前端c点有力偶M作用下，变形后所在的象限角αM=180° （1）计算切削力P作用在s点引起主轴前端c点的挠度ycsp
3sc2?c3lsc(l?s)(l?c)scycsp=P[???] (mm) 226EIC3EICBlCAl
=
?3?180?1002?1003??500?180???500?100??500?180?100180?1002732????56565256?6?2?10?2.385?103?2?10?2.358?109.591?10?5007.338?10?2.358?10??
=0.0263mm
（2）计算力偶M作用在主轴前端c点产生的挠度ycsM
M=Pw=2732?85=232220 N.m
c2lcl?ccycsM=M(???) (mm)
2EIc3EICBl2CAl2
=
??1002500?100500?100100232220??????2?2?105?2.358?1063?2?105?2.358?1069.591?105?50022.338?1055002????
=0.0116 mm
（3）计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度ycmQ
齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角α=20°，齿面摩擦角ρ≈5.72°时则：
N
Qa (或Qb)=2.12?107 (N)
mzn 式中 N — 该齿轮传递的全功率（kW） m、z — 该齿轮的模数（mm）、齿数
n — 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min）
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?bc(2l?b)(l?b)(l?c)(l?b)bc??]
6EIlCBl2CAl2=2385.5
70?100??70?100??2?500?70???500?70??500?100??500?70?????6?2?105?2.358?106?5009.591?105?50027.338?105?5002???
=-0.002 mm
（4）求主轴前端c点的综合挠度yc 将各载荷分别作用下，主轴前端c点产生的挠度按简图在直角坐标上进行分解后叠加。水平坐标y轴上的分量代数和为 ycy= ycspcosαP+ ycmQcosαQ+ ycsMcosαM =0.0263?cos63.43°-0.002?cos135.7°+0.0116?cos180° =0.0012 mm
ycz= ycspsinαP+ ycmQsinαQ+ ycsMsinαM
=0.0263?sin63.43°-0.002?sin135.7°+0.0116?sin180° =0.0095mm
ycmQ=Q[22?ycz 综合挠度yc=ycy=0.00852?0.06952=0.0096 mm
yc<[yc]=0.0002?500=0.1 mm
y 综合挠度的方向角为αyc=arctgcz=82.8°
ycy 主轴设计满足要求。
四、滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行
疲劳寿命验算。其额定寿命Lh的计算公式应为
106ftC?()≥[T] (h) Lh=
60nP 式中 n — 轴承的转速（r/min） ft — 温度系数
C — 滚动轴承尺寸表所载的额定动负荷
ε — 指数，对于球轴承，ε=3，对于滚子轴承，ε=10/3 [T] — 工作期限，由[7]查得[T]=20000～30000 h
IV轴前端上使用的是型号为NN3018的双列圆柱滚子轴承，由[9]表6.5
查得，C=125 kN
10?125???=1475955h > [T] 60?80?8.18? 主轴滚动轴承验算通过。
6 LhIV=
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