【正文】 P = ? 4=； m? 齒寬系數(shù) m? = 105??mb ； HP? 齒輪許允接觸應力 HHP ?? ? ， limH? 由 MQ 線查取 。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 。主軸結(jié)構(gòu)尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。 根據(jù)結(jié)構(gòu) 類型 ,定懸伸長度 110a mm? 。 （ 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= EI3PaL a+ EI3Pa3 = ? ?? ? ?????? ??? 133 132 aLEIPaaLPaEI （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。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。在此選擇 B 型，主軸前端軸徑 D1=100mm,故選代號為 6 的 B 型結(jié)構(gòu)。箱蓋，箱座及其他 零件未加工的外表面涂底漆并涂淺灰色油漆。通常要求其扭轉(zhuǎn)角 在（ 20 25） D 的長度內(nèi)不超過 ,即： 式中： D 主軸直徑，單位為 mm 代入數(shù)據(jù)得 符合要求。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。 主軸最佳跨距 0L 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。主軸懸伸量 a 取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀及 尺寸，一般應按標準選取。 摩擦離合器所在軸（Ⅰ軸）的扭矩由下式計算： ?19 5 5 0 jnNmf KKMM ??? 式中：f— 離合器的額定靜扭矩 K— 安全系數(shù) mM — 運轉(zhuǎn)時最大扭矩 N— 電動機額定功率 1jn — Ⅰ軸計算轉(zhuǎn)速 ?— 電動機軸到Ⅰ軸傳動效率 由上知： N=、1jn=1000 minr 、?=?？梢圆捎脤嵭氖剑?mmdd 300? 可以采用腹板式， mmdDmmd d 1 0 0,3 0 0 11 ??? 同時 時可以采用孔板式，當 mmd 300? 時，可以采用輪輻式。 MPaF 300lim ?? ， ∴ M P aM P aFP ???? ∴ 32 1 . 2 3 . 6 8 84 3 0 2 . 1 28 5 0 0 2 2 4 2 0Fm m m???? ? ? 根據(jù)《標準模數(shù)系列》 4 將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 。（查查這個圖） jn 計算齒輪計算轉(zhuǎn)速 。 10(ψ 1)%。 v = 1440r/min = 。5Z 6Z 7Z 39。 12 0ZS Z Z? ? ? Z2 = 70 39。 齒數(shù)是按各個變速組分別進行計算確定的。 2） 按照傳動副“前多后少”的原則選擇 Z=3 2 2 這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使 Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。 主軸級數(shù)的擬定 由設計任務已 知： 機床主軸 極限轉(zhuǎn)速為： m i n4m i n2 0 0 0 minmax rnrn ?? 公比： ?? 考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數(shù) z=12,設其轉(zhuǎn)速公比為 ? 。則由式： 1m i nm a x??? znnnR ? （ 1） 現(xiàn)以 ? = 代入上式 ： minmax ????? znnnR 得： Z=12 因為： ? 查表（機制）表 24，首先找到 45，然后每跳過 5 個數(shù)取一個數(shù)，即可得到公比為 的數(shù)列： 4 6 90、 12 180、 250、 35 500、 71000、 1400、 2020 共 12 級轉(zhuǎn)速。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案 5）亦不采用。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖中各個傳動副的傳動比來確定齒數(shù)等 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù) ， 后者更為簡便， 此處我們采用查表法。2Z =50 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù) 1） 首先第二變速組 u u u3中各傳動比 ： 、 、能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有 ZS =8 8 9 10 10 10 10 1 11 11 11 11 119 2） 確定合理的齒數(shù)和，為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大，故選取較小的最小齒輪齒數(shù)，在以上同時滿足三個傳動比的齒數(shù)和中，選取最小齒輪齒數(shù)為 24，則對應的齒數(shù)和為ZS =84。6Z 39。 （ 9） 計算作用在軸上的壓軸力 pF 壓軸力的最小值為 1m in 0 m in 170( ) 2 ( ) sin 2 4 10 5. 3 sin 83 9. 222 opF z F N?? ? ? ? ? ? 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。 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算 d 1 2 3 4n n (1 ) u u u u?? ? ? ? ? ? ?實 其中： ε — 滑移系數(shù) =2%? u u2 、 u3 、 u4 分別為各級的傳動比 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示 10 0% 1 0( 1 ) %nnn n ??? ? ? ? ? ?理 論實 際理 論 ? ? 9 0 5 0 2 2 1 81 4 4 0 1 2 % 4 4 . 7 / m i n1 8 0 7 0 6 2 7 2nr? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ?實 45 100% % %45n ?? ? ? ? ? 同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下 : 表 各級傳動組的轉(zhuǎn)速誤差 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理論轉(zhuǎn)速 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2020 實際轉(zhuǎn)速 63 90 252 504 720 1001.5 1411.2 2020 轉(zhuǎn) 速 誤 差 （ %） 0 0 故轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 K載荷系數(shù)取 。 ∵ 22 FH mm ? 所以 mmm 32 ? 于是變速組 b 的齒輪模數(shù)取 m = 4mm 軸 Ⅱ 上主動輪齒輪的直徑： 123 34 102 3 25 75bbd m m d m m? ? ? ? ? ?； 軸 Ⅲ 上二聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： 39。 帶輪寬度： ( 1 ) 2 ( 4 1 ) 1 5 2 9 6 3B z e f m m? ? ? ? ? ? ? ? ?。查《機床設計手冊》表得 K=。有時為了提高主軸剛度或定位精度，可不按標準取。 主軸組件的剛度與主軸受力后的端部變形有關?？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。 主軸軸承壽命的驗算 在水平面： 1 1 0 3 0 82 7 1 9 . 8 3 6 9 1 . 2308AH alF F Nl??? ? ? ? ? 1102 7 1 9 . 8 9 7 1 . 3 6308BH aF F Nl? ? ? ? ? 在水平面：考慮壓軸力 的 NFAV ? NFBV ? ∴ NFFF AVAHA 2222 ????? 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) pf ，取 ?pf ，則有： NFfP Ap 1 0 3 1 ???? ⑤軸承的壽命計算 :所以按軸承的受力大小計算壽命 hhPCnL h ).(9060 10)(6010 3/10616 ????? ? 故該軸承 NN3000K 能滿足要求。 。 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(gòu)，懸伸短，剛度好。 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。 y2彈性支承上剛性主軸（假定主軸不變形）端部的位移。因此，在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，應盡可能減少懸伸量 a，以利于提高主軸組件的剛度。 3 計算軸向壓力 Q 軸向壓力可由下式計算： ? ? ? ? vkpdDQ ???? 224? N 第 5 章 主軸組件的設計 主軸 的結(jié)構(gòu)儲存應滿足使用要求和結(jié)構(gòu)要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。 ⑶、 V 帶輪的論槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應 mm 槽型 db minah minfh e minf d 與 d 相對應得 ? o32?? o34?? o36?? o38?? A ? 9 — 118? — 118? （ 1） 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。123 5 4 1 6 2 3 5 3 1 5 9bbd m m d m m? ? ? ? ? ?； ； ⑶ 、 c 變速組：確定軸 Ⅲ 上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù) 18 的齒輪。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 34 3 0 FPjmF znKPm ??? 其中 : P齒輪傳遞的名義功率； P = ? 3=； ； m? 齒寬系數(shù) m? = 105??mb ； FP? 齒輪許允齒根應力 FFP ?? ? ， limF? MQ 線查??； jn 計算齒輪計算轉(zhuǎn)速 1000 / minjnr? 。 圖 齒輪結(jié)構(gòu)的布置 傳動軸直徑 的估算：確定各軸最小直徑 機造 p106 根據(jù)軸的最小直徑公式， ? ?mmn Pd j491 ??，并查表表 剛度要求 允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 ][? — 1 1— — 2 對于一般的傳動軸，取 ][? =。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，可 以不必驗算軸的強度。電動機轉(zhuǎn)速 n=1440r/min,傳遞功率 P=4kW,傳動比 i=，每天 8 小 時，工作年數(shù) 10 年。1Z 39。 選擇時應考慮： 。 3）方案 4，因為 I 軸上裝有雙向摩擦片式離合器 M，軸向尺寸較長，為使結(jié)構(gòu)緊湊第一變速組采用了雙聯(lián)齒輪，而不是按照前多后少的原則，采用三個傳動副。 選擇電動機的原則有兩點： ① 考慮電動機的主要性能（啟動 、 超載及調(diào)速等） 、 額定功率大小 、 額定轉(zhuǎn)速 及結(jié)構(gòu)型式等方面要滿足生產(chǎn) 機械的要求。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。將使得結(jié)構(gòu)比較復雜。 ③確定軸 Ⅰ 的轉(zhuǎn)速 對于