【正文】 的結(jié)構尺寸等有關。~II中等長度和較長軸端的車床和銑床，懸伸不太長（不是細長）的機密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求。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的最佳只距來選取。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)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。主軸端部受力后，主軸和主軸的支承都會產(chǎn)生彈性變形，使主軸端部產(chǎn)生位移，根據(jù)位移疊加原理，主軸端部位移y由兩部分組成 式中：y1剛性支承（假定支承不變形）上彈性主軸端部的位移。(2)彈性支承上剛性主軸端部的位移y2設前、后支承的剛度分別為，前后支承的彈性變形剛度分別為 式中：———前支承的支反力， ————后支承的支反力， 因此， ， 用相似三角形定理可求得： 整理后可得： 主軸端部位移： 合理的跨距可根據(jù)上式確定，最小撓度的條件為，這時的應為合理跨距，式中用表示： 整理后得： 可以證明，該三次代數(shù)方程式只存在唯一的正實根，求解此方程較麻煩，為此可考慮用計算線圖來定，令綜合變量，代入上式，可解出： 系無量綱量，它表示抗彎剛度EI與主軸前支承剛度及懸伸量a的三次方的比值，由上式可知，僅是比值和的函數(shù)，故可用為參變量，為變量，做出的計算圖。且不用采用三支承。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算?？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。 主軸組件彎曲剛度的驗算對一般設備中的主軸，主要進行剛度驗算。主軸端部受到F力作用，產(chǎn)生彎曲形變，在主軸端部引起的撓度為YF。 主軸軸承壽命的驗算在水平面：在水平面：考慮壓軸力FC= ∴④因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，查得載荷系數(shù)，取，則有： ⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 故該軸承NN3000K能滿足要求。其公稱直徑D=,、偏差為+、D1=170、D2=、d1=、d2=1d3=MB=2=1h=5。 潤滑與密封減速器內(nèi)的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止腐蝕，降低噪聲。2. 應檢查箱蓋結(jié)合面得密封性和箱后,邊緣應平齊,相互錯位不超過2。部件裝配過程要注意有幾步：，所有零件煤油清洗，機體內(nèi)不許有任何雜質(zhì)存在，內(nèi)壁用耐油油漆涂刷兩次；,，鉛絲直徑不得大于小側(cè)隙4倍；，按齒高方向接觸斑點不小于40%，按齒長方向斑點不小于50%，必要時可進行研磨以達到以上要求；；，個接觸面及密封處均不許漏油；剖分面允許涂以密封膠及水玻璃；，減速器安裝后按逐步加載法進行試運轉(zhuǎn)；，箱蓋及其他零件未加工的內(nèi)表面，齒輪的未加工面圖底漆并圖紅色耐油漆。齒輪采用油潤滑，選用中負工業(yè)齒輪油代號N100。1. 窺視孔及視孔蓋取長L=145mm寬B=118mm,厚h=6mm.2. 通氣器用通氣帽，查《機械設計課程設計手冊》表115，得以下數(shù)據(jù)：取M362, D1=20mm, D2=48mm, D3=42mm, D4=24mm,B=40mm, h=20mm, H=60mm, H2=42mm, a=8mm, =4mm,K=12mm,b=11mm,h1=29mm,b1=8mm,s=41mm,孔數(shù)6 .3. 啟蓋螺釘：型號為：螺栓GB578286 M10304. 調(diào)整墊片：由多片很薄的軟金屬制成，用以調(diào)整軸承間隙。6）頭部尺寸的選擇 對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結(jié)構，懸伸短，剛度好。 主軸組件扭轉(zhuǎn)剛度的驗算對以扭轉(zhuǎn)變形為主的主軸，還要驗算其扭轉(zhuǎn)剛度。只有對重載荷的主軸才需要進行強度驗算；對于高速主軸，有時需要進行臨街轉(zhuǎn)速的驗算，以防發(fā)生共振。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(zhuǎn)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。 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(zhuǎn)變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。①計算前支承剛度 根據(jù)經(jīng)驗公式前軸承剛度=1700=1700=105N／mm后軸承直徑小于前軸承， 取則后軸承剛度②計算綜合變量 主軸慣性矩I=π (D4d4)/64＝π64（1054634）=106mm4此處彈性模量E=105N／mm2 ,綜合變量η=EIc1a3=1051051103=③確定L0a在上圖中在橫坐標上找出η=，向上作垂直線與KAKB =，由點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0a =所以主軸最佳跨距L0=110=308mm。（1）剛性支承上彈性主軸端部的位移y1根據(jù)《材料力學》中兩支撐點梁和懸臂梁的撓度公式，可得： y1=a+= （厘米）式中：E——主軸材料的彈性模量； I—— 主軸截面的平均慣性矩。 主軸最佳跨距的確定(4)、主軸支承跨距 主軸跨距與懸伸量主軸支承跨距L是指主軸前后或前中支承反力作用點之間的距離，它是決定主軸組件剛度的主要因素之一，因為主軸組件的剛度主要取決于主軸本身的剛度和主軸支承的剛度，而前者與支承跨距L 有關。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。 （考慮密封裝置的結(jié)構尺寸）暫取a=85mm 支撐跨距L支撐跨距L，當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結(jié)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(jié)構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結(jié)構。根據(jù)結(jié)構類型,定懸伸長度。主軸懸伸量a取決于主軸端部的結(jié)構形狀及尺寸，一般應按標準選取。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剛度有影響 ，有圖可見，當時，說明空心主軸的剛度降低較小。10177。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。主軸結(jié)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。 摩擦離合器所在軸（Ⅰ軸）的扭矩由下式計算： 式中：—離合器的額定靜扭矩 K—安全系數(shù) —運轉(zhuǎn)時最大扭矩 N—電動機額定功率 —Ⅰ軸計算轉(zhuǎn)速 —電動機軸到Ⅰ軸傳動效率由上知：N=、=1000、=。中后支承：30207 ④Ⅲ軸 前支承：30208。帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、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(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。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?？梢圆捎脤嵭氖?，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。∵所以m3=5mm于是變速組c的齒輪模數(shù)取m = 5mm 軸Ⅲ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅳ上二聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑷、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 ； 齒輪的具體值見表 （單位：mm）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