【正文】 10) 確定齒寬 鑒于安全考慮，取 11) 計算齒輪圓周速度 (359)，選擇齒輪精度等級為5級（3）校核齒面接觸疲勞強度 (360)1) 分度圓上的圓周力 (361)2) 使用系數(shù) 、3) 動載荷系數(shù)對傳動精度系數(shù)的高精度齒輪，在良好的安裝和對中精度以及合適的潤滑條件下，～4） 齒向載荷分布系數(shù) ，裝配式檢驗調(diào)整 (362)5) 齒間載荷分配系數(shù) ， 重合度： (363)重合度系數(shù)： (364) (365)6) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 7） 彈性系數(shù) 8) 將以上數(shù)據(jù)代入公式計算接觸應力 = =184 (366)接觸強度足夠?；讫X輪變速裝置的排列方式如下：圖310雙聯(lián)滑移齒輪布置為使滑移齒輪容易進入嚙合，多用直齒圓柱齒輪傳動。參考《數(shù)控機床系統(tǒng)設計》圖316，選擇雙聯(lián)滑移齒輪傳動組，其間隙Δ為1～4mm，占用的軸向長度為B≥4b。根據(jù)工作要求選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，由《機械師設計手冊》查表268知：工況系數(shù)K=，查表266知：動力機系數(shù)聯(lián)軸器受均勻載荷，故只需考慮動力機系數(shù)和工況系數(shù)K計算轉(zhuǎn)矩根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選擇聯(lián)軸器型號為HL4。綜合考慮聯(lián)軸器的選用原則，聯(lián)系具體情況，立式加工中心絲杠與伺服電機的聯(lián)軸器選用彈性膜片聯(lián)軸器。有灰塵、潮濕的環(huán)境，應用有罩殼的聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)及工作特性 聯(lián)軸器的外型尺寸、安裝、拆卸所需的空間大小和難易程度以及對維護的要求等都應與聯(lián)結(jié)機組的具體配置位置和要求相適應。其中膜片聯(lián)軸器對高速適應性較好。而又經(jīng)常啟動、反轉(zhuǎn)或變速的，應考慮選用承受較大瞬時載荷并能緩沖吸振的彈性聯(lián)軸器。對于載荷平穩(wěn)的，可選用剛性聯(lián)軸器，否則選用彈性聯(lián)軸器。而各種工作機的載荷性質(zhì)差異更大，有的平穩(wěn)，有的有沖擊或震動。根據(jù)被聯(lián)結(jié)軸的直徑，轉(zhuǎn)速和傳遞扭矩選擇聯(lián)軸器的型號和結(jié)構(gòu)尺寸。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工作機相聯(lián)結(jié)。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減震和提高軸系動態(tài)性能的作用。作用在軸上的壓力 (349) 聯(lián)軸器是機械傳動系統(tǒng)中的重要組成部分，用來聯(lián)結(jié)不同機構(gòu)中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機械零件。(4) 計算膠帶的彎曲次數(shù)u： (347) 式中：m — 帶輪的個數(shù)；帶入相關的數(shù)據(jù)計算得： (348)符合設計要求。 由幾何關系按下式初定帶長L0； (343)按相關資料選擇與L0較接近的節(jié)線長度Lp按下式計算所需中心矩， (344)考慮安裝?調(diào)整和補償初拉力的需要，中心矩a的變動范圍為 (345)由以上計算得中心矩a=，帶長為1600mm。（3） 確定中心矩ａ、帶長L、驗算包角α 中心矩過大會引起帶的顫動，過小則單位時間內(nèi)帶的應力循環(huán)次數(shù)過多，疲勞壽命降低；包角α減小，帶的傳動能力降低。 驗算帶速，一般應使帶速V在5~25m/s的范圍內(nèi)。此次設計選擇。此次設計選擇的為A型膠帶。其應用于：帶速；傳動功率；傳動比軸間距小的傳動。其特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比大、預緊力小。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和V帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。則軸承的當量動載荷為 (338)查表2242得基本額定動載荷。 (337)由表135查得徑向動載荷系數(shù)X=，軸向動載荷系數(shù)Y=。軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班制（按16h計算），則軸承預期計算壽命為 (336)已知軸承7000CD所受的軸向負荷，徑向負荷。則軸承的當量動載荷為 (333)以小時數(shù)表示的軸承壽命L10h(單位為h)為 (334)式中：L10h —— 失效率10％（可靠度90％）的基本額定壽命（106r）；n —— 軸承的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；C —— 基本額定動載荷，單位為N；P —— 當量動載荷，單位為N；ε —— 壽命指數(shù)，對球軸承ε=3，滾子軸承查表2242得基本額定動載荷。 (332)由表135查得徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0。圖39軸承受力圖已知：，則軸承7210C所受徑向合力為 (329)軸承7000CD所受徑向合力為 (330)軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預期計算壽命為 (331)已知軸承7210C所受的軸向負荷，徑向負荷。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號的角接觸球軸承，且D處的軸承是成對使用，共同承擔支承作用。另一種方法是將兩個厚度不同的隔套放在兩軸承內(nèi)、外之間，同樣將兩個軸承軸向相對壓緊，使軌道之間產(chǎn)生預緊。圖37（b）所示為外圍窄邊相對（面對面）安裝，這時修磨軸承外圈的窄邊。圖37所示為兩種修磨的形式。但是，預緊后發(fā)熱較多，溫升較高，反而會使壽命下降。（c） （d）圖36軸承的預緊形式角接觸球軸承的預緊方式，把成對的兩個雙聯(lián)接角接觸軸承的兩個內(nèi)圈（背靠背組配）端面各磨去一定的量，在安裝時把它們壓緊以實現(xiàn)預緊，則稱為定位預緊。用螺母通過套筒推動內(nèi)圈在錐行軸頸上做軸向移動，使內(nèi)圈變形脹大，在滾道上產(chǎn)生過盈，從而達到預緊的目的。軸承所需的預緊量與軸承精度、類型和工作條件等因素有關，因此主軸組件必須具備軸承間隙的調(diào)整結(jié)構(gòu)。將滾動軸承進行適當預緊，使?jié)L動體與內(nèi)外圓滾道在接觸處產(chǎn)生預變形，使受載后承載的滾動體數(shù)量增多，受力趨向均勻，從而提高承載能力和剛度，有利于減少主軸回轉(zhuǎn)軸線的漂移，提高旋轉(zhuǎn)精度。但是，預緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的預緊將使軸承的壽命降低，故預緊要適當。這都有利于提高軸承的精度、剛度和壽命。滾動體的直徑不可能絕對相等，滾道也不可能絕對正圓，因而預緊前只有部分滾動體和滾道接觸。多數(shù)軸承，還應能夠在過盈狀態(tài)下工作，使?jié)L動體和滾道之間有一定的預變形，這就是軸承的預緊。因此，本設計初步選用7210c型雙列角接觸球軸承。而本課題的預緊方式采用隔套調(diào)整法及鎖緊螺母預緊。由于凸輪軸加工專機在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。在圖35(c)所示的配置形式中，前后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達6000r/min，但這種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精密的組合機床主軸。角接觸球軸承組合，承受向載荷和軸向載荷，后支承采用成對角接觸球軸承，該配置可滿足強力切削的要求，普遍應用于各類組合機床。采用滾動軸承支承，有許多不同的配置形式，目前數(shù)控機床主軸軸承的配置主要有如圖35示的幾種形式。通常情況下，主軸應首選滾動軸承，尤其是對于立式主軸而言，只有當主軸水平放置，且加工工件的表面粗糙度數(shù)值較小時，才使用滑動軸承。液體動壓軸承隨著主軸轉(zhuǎn)速的提高，充入摩擦面之間縫隙內(nèi)的潤滑油量也逐漸增多，使軸頸和軸承分離，以降低摩擦阻力。不僅可以大大降低摩擦阻力和部件表面磨損，而且其油膜還具有一定的吸振能力，增強了抗振性。由于軸頸和軸承內(nèi)壁間存在間隙，潤滑油可以將二者完全分隔開來，而使它們不發(fā)生直接接觸。常采用輕系列、特輕系列和超輕系列，其中以特輕系列為主。主軸軸承一般要求越輕越好，滾動軸承也不例外。軸承由于其類型、結(jié)構(gòu)、配置和精度的不同，以及安裝、調(diào)整程度的好壞，將對主軸部件的工作性能起到直接的影響。在數(shù)控機床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承。機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結(jié)構(gòu)、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。①將軸簡化為一簡支梁，畫出簡圖(圖33a)②畫垂直面受力圖，求出垂直面支反力（圖33b）由，得 （311） （312）由，得 （313） （314）③畫水平面受力圖，求出水平面支反力(圖33b)由，得 （315） （316）由，得 （317） （318）④繪制垂直面彎矩圖(圖33c) （319）⑤繪制水平面彎矩圖(圖33c) （320）⑥繪制合成彎矩M圖（圖33d）Ⅰ截面合成彎矩 （321）⑦繪制轉(zhuǎn)矩T圖（圖33e） （322）⑧繪制當量彎矩Me圖（圖33e）軸的轉(zhuǎn)矩可按脈動循環(huán)考慮，已知軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由《機械設計》表111查得 （323）截面 （324）⑨校核危險截面處軸的直徑由軸的結(jié)構(gòu)圖和當量彎矩圖可知截面處可能是危險截面截面 （325）⑩結(jié)論經(jīng)與軸的尺寸相比較，危險截面的計算直徑小于其結(jié)構(gòu)設計確定的直徑即，當量彎矩法校核，軸的強度足夠。本課題選用C型法蘭式主軸端部，代號為6，其基本尺寸由資料[16]—31可獲得。當需要遠大于時,可采用三支承結(jié)構(gòu)。合理跨距，通常取。當時，主軸部件具有最大剛度，即為主軸部件的最佳跨距。根據(jù)《實用機床設計手冊》表824確定懸伸長=130mm，（4）支承跨距的確定支承跨距是指相鄰兩支承的支承反力作用點之間的距離。本課題中主軸前端的一對向心推力軸承正是采用這種安裝形式。盡量采用主軸端部的法蘭盤和軸肩等構(gòu)成密封裝置。②推力軸承配置在前支承時，應安裝在徑向軸承的內(nèi)側(cè)而不是外側(cè)。因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值。對于數(shù)控機床，本課題中車床主軸尾端需要安裝皮帶輪，軸徑較小，故取，即。但加大直徑受到軸承dn值得限制，同時造成相配零件尺寸加大、制造困難、結(jié)構(gòu)龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應取較小值。（1） 主軸前軸頸直徑的確定主軸平均直徑對主軸部件剛度影響較大。 主軸主要參數(shù)的確定主軸的主要參數(shù)是指：主軸平均直徑D（或主軸前軸頸直徑）；主軸內(nèi)孔直徑d；主軸懸伸量和主軸支承跨距。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。② 確定切削速度，參《切削加工簡明實用手冊》表857，?、?機床功率的計算，主切削力的計算根據(jù)《切削加工簡明實用手冊》表859和860，(1) 主切削力的計算公式及有關參數(shù)：Fc= Ck (32)Fp= Ck (33)Ff= Ck (34)由切削用量手冊表129查得：C=1433N，=，=，=；C=572N，=，=，=；C=561N，=，=，=將以上參數(shù)代入公式得： Fc= Ck （35） Fp= Ck （36） Ff= Ck （37）（2）主電機功率的估算：切削功率PC為： （38）帶入?yún)?shù)得： （39）主電機的功率：= （310）依照一般情況，取機床變速效率。采用車刀具，可轉(zhuǎn)位外圓車刀，刀桿尺寸：。由于設計達到的工件最大切削直徑為900mm，根據(jù)《金屬切削機床設計手冊》[3]表510查得，主軸轉(zhuǎn)速上限nmax=3000r/min，下限為nmin=30r/min。此外，還要考慮節(jié)能、可靠性、供貨情況、價格、維護等等因素。(4) 根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標準和對功率因素的要求，確定電動機的電壓等級和類型。所選電動機功率應留有余量，～。圖32主軸組件的懸伸和跨距 主軸及其組件的設計與校核選擇電機應綜合考慮的問題 (1) 根據(jù)機械的負載特性和生產(chǎn)工藝對電動機的啟動、制動、反轉(zhuǎn)、調(diào)速等要求，選擇