李的課程設(shè)計(jì)18級主軸箱

1、機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告所在班級： 機(jī)械12-2班 姓 名： 李 學(xué) 號： 3120644 指導(dǎo)教師： 周 完成時(shí)間： 2016年1月15日 一、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書根據(jù)已知條件，按要求設(shè)計(jì)一個(gè)通用型機(jī)床的主傳動系。在設(shè)計(jì)中，首先根據(jù)已知條件確定機(jī)床主傳動系設(shè)計(jì)中的各參數(shù)，然后按照這些參數(shù)去確定機(jī)床主傳動系的結(jié)構(gòu)，擬定轉(zhuǎn)速圖，再根據(jù)轉(zhuǎn)速圖來確定主軸箱內(nèi)各軸和齒輪的計(jì)算速度。由這些相關(guān)的計(jì)算速度確定各級傳動的傳動比，并進(jìn)一步確定各級傳動的齒輪齒數(shù)。接著進(jìn)行齒輪和各級傳動軸的校核，看是否滿足要求。最后進(jìn)行鍵和軸承的選擇，箱體的設(shè)計(jì)，并對軸系統(tǒng)的標(biāo)準(zhǔn)件和非標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行三維實(shí)體造型，并繪制軸系統(tǒng)的裝配工程

2、圖以及箱體的工程圖。二、設(shè)計(jì)步驟1、運(yùn)動設(shè)計(jì)1.1 已知條件1主軸最低轉(zhuǎn)速：nmin=40r/min 2轉(zhuǎn)速公比：=1.26 3轉(zhuǎn)速級數(shù)：4切削功率： p切=4kw1.2 確定結(jié)構(gòu)式1傳動方案：（1） （2） （3）；為了使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以便節(jié)省變速箱的造價(jià)，減小變速箱的外形尺寸，根據(jù)傳動副前多后少原則，選擇第一種傳動方案較好。2確定擴(kuò)大順序：該傳動方案：有以下6種擴(kuò)大順序，分別為： ；根據(jù)傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則可確定該傳動方案的擴(kuò)大順序?yàn)椤?檢查變速組的變速范圍是否超過極限值：檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時(shí)，只需要檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組，因

3、為其他變速組的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組更不會超出極限值。已知主傳動各變速組的最大變速范圍為：；由結(jié)構(gòu)式可知最后擴(kuò)大組的變速范圍為：，符合要求。4確定各級轉(zhuǎn)速：由、nmin=40r/min可以查閱標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列，先找到最低轉(zhuǎn)速45r/min，然后每跳過3個(gè)數(shù)取一個(gè)數(shù)，即可得到各級轉(zhuǎn)速：40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250，1600，2000。1.3 擬定轉(zhuǎn)速圖1主電動機(jī)的選擇合理地確定電機(jī)功率P主，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功

4、率因素。已知：切削功率：P切=3KW，估算主電動機(jī)功率： ，對于車床、銑床、鉆床等主運(yùn)動為回轉(zhuǎn)運(yùn)動的通用機(jī)床，一般可?。?。由已知條件可求得主電動機(jī)功率P主=3.5-4.2kw選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速 與主軸最高轉(zhuǎn)速 和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表20-1，選取電機(jī)為：Y112M-4，額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min。2確定各軸轉(zhuǎn)速：（1）分配總降速變速比總降速變速比：i=nminnd =40/1440=0.028又電動機(jī)轉(zhuǎn)速nd=1440r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比變速副。（2）確定變速軸軸數(shù)變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù)

5、 + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。（3）在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按變速順序依次設(shè)為、（主軸）。與、與、與軸之間的傳動組分別設(shè)為a、b、c，現(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉(zhuǎn)速。確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組c的變速范圍為，又因?yàn)樵O(shè)計(jì)機(jī)床主變速傳動系時(shí)，為了避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動比：；為了避免擴(kuò)大傳動誤差，減少振動噪聲，一般限制直齒圓柱齒輪的最大升速比：。從而取得：，由以上條件可知軸的轉(zhuǎn)速為：1000，800，630，500，400，315，250，200，160（r/min）確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為6，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而

6、為了避免升速，又不致傳動比太小，可取：ub1=1/-1 ，ub2=1/2，ub3=1/5軸的轉(zhuǎn)速確定為：800，630，500（r/min）確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組a的級比指數(shù)為2，可?。簎a1=1/0， ua2=1/，ua3=1/2確定軸的轉(zhuǎn)速為：800（r/min），電動機(jī)與軸的定變傳動比為：1440/800=1.8 3繪制轉(zhuǎn)速圖：4確定各變速組傳動副齒數(shù)：（1）變速組a傳動比分別為：ua1=1/0=1/1， ua2=1/=1/1.26，ua3=1/2=1/1.58， 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，如變速組內(nèi)所有齒輪的模數(shù)相同，并是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，則三對傳動副的齒數(shù)和應(yīng)該是相同的，查機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-8，可取。s

7、z=70于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：35，31，27。于是可得： ua1=35/35,ua2=31/39,ua3=27/43從而可以確定軸上的齒輪齒數(shù)分別為：35，39，43。（2）變速組b傳動比分別為： ub1=1/-1 =1.26/1，ub2=1/2=1/1.58，ub3=1/5=1/3.16根據(jù)以上數(shù)據(jù)，如變速組內(nèi)所有齒輪的模數(shù)相同，并是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，則三對傳動副的齒數(shù)和應(yīng)該是相同的，查機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-8，可取sz=75。于是可得軸上的齒輪齒數(shù)分別為：42，29，18。于是可得:ub1=42/33,ub2=29/46,ub3=18/57從而可以確定軸上的齒輪齒數(shù)分別為：33，46，57。

8、（3）變速組c傳動比分別為：，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，如變速組內(nèi)所有齒輪的模數(shù)相同，并是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，則兩對傳動副的齒數(shù)和應(yīng)該是相同的，查機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-8，可取sz=105。于是可得軸上的雙聯(lián)滑移齒輪齒數(shù)分別為：70，21。于是可得： uc1=70/35,uc2=21/84從而可以確定軸上的齒輪齒數(shù)分別為：35，84。1.4 帶傳動設(shè)計(jì)電動機(jī)軸與軸之間采用帶傳動的方式，現(xiàn)在需要確定兩個(gè)帶輪的大小以及皮帶的選擇，并經(jīng)行相關(guān)的驗(yàn)算，看是否滿足要求。已知電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=4KW,傳動比i=1.8，每天工作8小時(shí)，工作年數(shù)10年。1確定計(jì)算功率由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-8查得工作情況系數(shù)，

9、得：pca=kA×P=1.1×4=4.4KW2選擇V帶的帶型根據(jù)pca=4.4KW、n=I440r/min，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖8-11選用A型帶。3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v（1）查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1=100mm。（2）驗(yàn)算帶速vv=d1n60×1000=×100×144060×1000=7.54m/s因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d2=id1=1.8×100=180mm查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值d2=180mm4確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度（1）由0.7(d

10、1+d2)a02(d1+d2)，可知196a0560mm，故初定中心距a0=400mm。（2）計(jì)算所需的基準(zhǔn)長度L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2×400+2100+180+180-10024×400=1444mm由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-2選取的基準(zhǔn)長度為：Ld=1250mm。（3）計(jì)算實(shí)際中心距aa =a0+Ld-L02=(400+1250-12442)=403mm可知中心距變動范圍為：amin=a-0.015Ld=403-0.015×1250=384mmamax=a+0.03Ld=403+0.03×1250=440mm5驗(yàn)算小帶輪上的包角1=

11、180°-d2-d157.3°a=180°-180-10057.3°403=169°>120°6計(jì)算帶的根數(shù)（1）計(jì)算單根V帶的額定功率由d1=100mm和n=1440r/min，查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-4并采用插值法得P0=1.3128kw。根據(jù)n=1440r/min，i=1.8,和A型帶，查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-5得P0=0.15kw。查表8-6得k=0.98，查表8-2得kL=0.93，于是Pr=P0+P0*k*kL=（1.3128+0.15）×0.98×0.93=1.33（2）計(jì)算V帶的根數(shù)ZZ=pcaPr=4.41

12、.33=3.31， 取4根。1.5 轉(zhuǎn)速誤差計(jì)算主軸轉(zhuǎn)速在使用上并不要求十分準(zhǔn)確，轉(zhuǎn)速稍低或稍高并無太大的影響，由確定的齒輪數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計(jì)理論值難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級轉(zhuǎn)速，一般應(yīng)滿足：式中，n'主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速；n主軸的標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速；公比。(1) n2000=1440×100180×3535×4233×7035=2036=2036-20002000=1.8%<2.6%(2) n1600=1440×100180×3139×4233×7035=1618=1618-16001600=1.1%&l

13、t;2.6%(3) n1250=1440×100180×2743×4233×7035=1278=1278-12501250=2.2%<2.6%(4) n1000=1440×100180×3535×2946×7035=1009=1009-10001000=0.9%<2.6%(5) n800=1440×100180×3139×2946×7035=802=802-800800=0.2%<2.6%(6) n630=1440×100180×2743

14、×2946×7035=633=633-630630=0.5%<2.6%(7) n500=1440×100180×3535×1857×7035=505=505-500500=1%<2.6%(8) n400=1440×100180×3139×1857×7035=402=402-400400=0.5%<2.6%(9) n315=1440×100180×2743×1857×7035=317=317-315315=0.6%<2.6%(10)

15、n250=1440×100180×3535×4233×2184=254=254-250250=1.6%<2.6%(11) n200=1440×100180×3139×4233×2184=202=202-200200=1%<2.6%(12) n160=1440×100180×2743×4233×2184=160=160-160160=0<2.6%(13) n125=1440×100180×3535×2946×2184=1

16、26=126-125125=0.8%<2.6%(14) n100=1440×100180×3139×2946×2184=100=100-100100=0<2.6%(15) n80=1440×100180×2743×2946×2184=79=79-8080=1.2%<2.6%(16) n63=1440×100180×3535×1857×2184=63=63-6363=0<2.6%(17) n50=1440×100180×3139

17、15;1857×2184=50=50-5050=0<2.6%(18) n40=1440×100180×2743×1857×2184=40=40-4040=0<2.6%1.6 繪制變速傳動系圖2.1 確定計(jì)算轉(zhuǎn)速1確定主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速由機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-9可知，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是低速第一個(gè)三分之一變速范圍的最高一級轉(zhuǎn)速，即nj=125r/min。2各傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（1）軸有9級轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速160r/min通過雙聯(lián)齒輪使主軸獲得兩級轉(zhuǎn)速：40r/min和315r/min。315r/min比主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速高，需傳遞全部功率，故軸的1

18、60r/min轉(zhuǎn)速也應(yīng)能傳遞全部功率，所以軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為nIII=160r/min。（2）軸有3級轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速500r/min通過三聯(lián)滑移齒輪使軸獲得三級轉(zhuǎn)速：160r/min、315r/min和630r/min。這三級轉(zhuǎn)速均大于或等于軸的計(jì)算速度，故軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為nII=500r/min。（1）軸只有1級轉(zhuǎn)速，故其計(jì)算轉(zhuǎn)速為。nI=800r/min3各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)一般只計(jì)算組內(nèi)最小的，也是強(qiáng)度最薄弱的齒輪，故也只需要確定最小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速。（1）軸間變速組的最小齒輪是Z=21，而主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是125r/min，可知Z=21齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為500r/min。（2）軸間變速組的

19、最小齒輪是Z=18，而軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是160r/min，可知Z=18齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為500r/min。（3）軸間變速組的最小齒輪使Z=27，而軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是500r/min，可知Z=27齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。2.2 各傳動組齒輪模數(shù)的確定及強(qiáng)度校核1齒輪模數(shù)的確定已知：齒輪模數(shù) ；其中公比；電動機(jī)功率，=4KW；齒寬系數(shù)，=610，取=10；Z齒數(shù)； 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速； 齒輪傳動許用應(yīng)力，；。（1）a傳動組為了方便加工，傳動組里的每個(gè)齒輪模數(shù)取相同值，并只需試算最小齒輪的模數(shù)，并以該齒輪的模數(shù)作為本傳動組的齒輪模數(shù)?，F(xiàn)以Z=27的齒輪模數(shù)作為本傳動組的齒輪模數(shù)。已知： ，；，取彎曲疲勞極

20、限，安全系數(shù)，再根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取，則，則；由以上條件可以確定傳動組a各齒輪的模數(shù)為（2）b傳動組以Z=18的齒輪模數(shù)作為本傳動組的齒輪模數(shù)。已知： ，；，取彎曲疲勞極限，安全系數(shù)，再根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取，則，則；由以上條件可以確定傳動組b各齒輪的模數(shù)為（3）c傳動組以Z=21的齒輪模數(shù)作為本傳動組的齒輪模數(shù)。已知： ，；，取彎曲疲勞極限，安全系數(shù)，再根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取，則，則由以上條件可以確定傳動組c各齒輪的模數(shù)為2根據(jù)變速傳動系圖和以上條件，可以得到各軸的齒輪參數(shù)，如下表所示：3計(jì)算各傳動組的齒輪齒寬b（1）傳動組a：（2）傳動組b：（3）傳動組c：4校核各傳動組齒輪的強(qiáng)度校核公式：

21、F=2KFTYFaYSaYdm3Z2F式中：彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的載荷系數(shù)，； T小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，T=9.55×106P/nj； YFa齒形系數(shù)，與齒制、變位系數(shù)和齒數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)； YSa載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)； 彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)，。(1)校核傳動組a的齒輪強(qiáng)度在該傳動組中，只需要校核最小齒輪（Z=27）的強(qiáng)度即可，因?yàn)橹灰钚↓X輪的強(qiáng)度滿足要求，那么剩下的齒輪強(qiáng)度也會滿足要求?，F(xiàn)已知功率，齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min，分度圓直徑為d=81mm，齒輪傳動許用應(yīng)力。1）確定TT=9.55×106×4800=4.78×104MPa

22、2）確定確定，查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-2，??；確定，齒輪精度為7級，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8，?。淮_定,由Ft1=2×4780081=1180N,，查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-3，?。淮_定，由，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-13，?。?。3）確定查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-17，根據(jù)Z=27，x=0，取。4）確定查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18，根據(jù)Z=27，x=0，取。5）確定確定 6）校核齒輪強(qiáng)度F=2KFTYFaYSaYdm3Z2=2×1.64×47800×2.6×1.59×0.6791×33×272=23MPaF=540MPa可知傳動組a的齒輪強(qiáng)度符合要求。(

23、2)校核傳動組b的齒輪強(qiáng)度在該傳動組中，只需要校核最小齒輪（Z=18）的強(qiáng)度即可，因?yàn)橹灰钚↓X輪的強(qiáng)度滿足要求，那么剩下的齒輪強(qiáng)度也會滿足要求。現(xiàn)已知功率，齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為500r/min，分度圓直徑為d=64mm，齒輪傳動許用應(yīng)力。1）確定TT=9.55×106×4500=7.64×104MPa2）確定確定，查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-2，取；確定，齒輪精度為7級，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8，??；確定,由Ft1=2×7640064=2390N,，查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-3，取；確定，由，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-13，?。?。3）確定查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-17，根據(jù)Z=18，x=0，取

24、。4）確定查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18，根據(jù)Z=18，x=0，取。5）確定確定 6）校核齒輪強(qiáng)度F=2KFTYFaYSaYdm3Z2=2×1.93×76400×2.92×1.52×0.7041×43×182=44.4MPaF=540MPa可知傳動組b的齒輪強(qiáng)度符合要求。(3)校核傳動組c的齒輪強(qiáng)度在該傳動組中，只需要校核最小齒輪（Z=21）的強(qiáng)度即可，因?yàn)橹灰钚↓X輪的強(qiáng)度滿足要求，那么剩下的齒輪強(qiáng)度也會滿足要求?，F(xiàn)已知功率，齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為500r/min，分度圓直徑為d=84mm，齒輪傳動許用應(yīng)力。1）確定TT=9.55

25、15;106×4500=7.64×104MPa2）確定確定，查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-2，取；確定，齒輪精度為7級，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8，??；確定,由Ft1=2×7640084=1820N,，查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-3，?。淮_定，由，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-13，?。?。3）確定查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-17，根據(jù)Z=21，x=0，取。4）確定查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18，根據(jù)Z=21，x=0，取。5）確定確定 6）校核齒輪強(qiáng)度F=2KFTYFaYSaYdm3Z2=2×1.95×76400×2.78×1.56×0.6911×43×

26、212=31.6MPaF=540MPa可知傳動組c的齒輪強(qiáng)度符合要求。3、傳動軸的設(shè)計(jì)及校核 1按抗扭剛度估算傳動軸的直徑：；式中，K鍵槽系數(shù)，按機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表2-10選取； A系數(shù)，按表2-10中的軸每米長允許的扭轉(zhuǎn)角選??； P電動機(jī)額定功率，P=4KW； 從電動機(jī)到所計(jì)算軸的傳動效率； 傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。（1）估算軸的最小直徑取，則；考慮到鍵槽，應(yīng)將軸徑增大5%，則：取（2）估算軸的最小直徑取，則；考慮到鍵槽，應(yīng)將軸徑增大5%，則：?。?）估算軸的最小直徑取，則；考慮到鍵槽，應(yīng)將軸徑增大5%，則：取2軸的強(qiáng)度校核（1）軸的的強(qiáng)度校核a 確定各段軸的長度和直徑-段 ,；（離

27、合器=100mm，軸承=16mm，套筒=10mm，齒輪1=30mm）。-段 ,-段 ，；（齒輪2=30mm，套筒=80mm，齒輪3=30mm，套筒=10mm，軸承=16mm,）總長.b 強(qiáng)度校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55×106×3.84800=4.58×104N.mm圓周力：Ft=2Td=2×4.58×104811130N徑向力：支持力 xy平面內(nèi)的彎矩得支持力 xz平面內(nèi)的彎矩得 合成彎矩 c 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循

28、環(huán)變應(yīng)力，取，對危險(xiǎn)截面強(qiáng)度校核： 選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得，故安全。（2）II軸的的強(qiáng)度校核a 確定各段軸的長度和直徑-段 ,；（軸承寬度=15mm）。-段 ,（花鍵6*26*32*6）-段 ，； -段 ，：（花鍵6*26*32*6）-段 ，（軸承寬度=15mm）總長.b 強(qiáng)度校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55×106×3.76500=7.18×104N.mm圓周力：Ft=2Td=2×7.18×104168855N徑向力：支持力 xy平面內(nèi)的彎矩得支持力 xz平面內(nèi)的彎矩得 合成

29、彎矩 c 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，對危險(xiǎn)截面強(qiáng)度校核： 選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得，故安全。（2）III軸的的強(qiáng)度校核a 確定各段軸的長度和直徑-段 ,；（軸承寬度=18mm，套筒長度=10mm，齒輪1寬度=40mm，套筒長度=100mm，齒輪2寬度=40mm，套筒長度=100mm，齒輪3寬度=40mm）。-段 ,-段 ，；（花鍵8*42*48*8） -段 ，：（軸承寬度=18mm）總長.b 強(qiáng)度校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55&

30、#215;106×3.69160=2.2×105N.mm圓周力：Ft=2Td=2×2.2×1051323333N徑向力：支持力 xy平面內(nèi)的彎矩得支持力 xz平面內(nèi)的彎矩得 合成彎矩 c 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，對危險(xiǎn)截面強(qiáng)度校核： 選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得，故安全。4 主軸的設(shè)計(jì)及校核（1）主軸前軸頸直徑的選取 一般按機(jī)床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，由參數(shù)表選取。銑床當(dāng)功率為4KW時(shí)，主軸前軸頸直徑約為6095m

31、m,取=80mm。（2）主軸后軸頸直徑:=(0.7-0.85)=56-68mm， 取=60mm。（3）主軸內(nèi)孔直徑d的確定 很多機(jī)床的主軸是空心的，內(nèi)孔直徑與其用途有關(guān)。銑床主軸內(nèi)孔可通過拉桿來拉緊刀桿。為不過多的削弱主軸的剛度，銑床主軸孔徑d可比刀具拉桿直徑大510mm。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式可知：d=(50%60%)=(3036)mm,此處取d=30mm, =0.4. 當(dāng)小于0.3時(shí)，空心主軸的剛度幾乎等于實(shí)心主軸的剛度，等于0.4時(shí)，空心主軸的剛度為實(shí)心主軸的90%，小于0.7時(shí)，空心主軸的剛度急劇下降，所以d=30mm是合適的。（4）主軸前端懸伸量a的確定 主軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前軸承

32、徑向反力作用中點(diǎn)（或前徑向支承中點(diǎn)）的距離。它主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)，前支承軸承配置和密封裝置的形式和尺寸，有結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性的影響很大，因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量縮短該懸伸量。此處我們選a=100mm.（5）主軸主要支承間跨距L的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此存在一個(gè)最佳跨距，在該跨距時(shí)，因主軸彎曲變形和

33、支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般會不斷降低，主軸主要支承間的實(shí)際跨距L往往大于上述最佳跨距，此處選L=3a=300mm.（6）主軸的構(gòu)造主軸的構(gòu)造和形狀主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝定位方法等。設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性?？蚣苁綌?shù)控銑床主軸一般為空心階梯軸，前端徑向尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。主軸的前端形式取決于機(jī)床類型和安裝夾具或刀具的形式。主軸頭部的形狀和尺寸已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，應(yīng)遵照標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行設(shè)計(jì)。主軸的直徑和長度的確定主要是根據(jù)軸上零件的裝配，框架式數(shù)控銑床主軸簡圖如圖所示：軸上主要尺寸已在前面介紹，在

34、確定各軸段長度時(shí)，應(yīng)盡可能使結(jié)構(gòu)緊湊，同時(shí)還要保證零件所需的裝配或調(diào)整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相臨零件間必要的空隙來確定的。（7）主軸的校核a主軸按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核這種方法只是按軸所受的扭矩來計(jì)算軸的強(qiáng)度；如果軸還受到不大的彎矩時(shí)，則用降低需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的辦法予以考慮。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： 式中： 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為； T 軸所受的扭矩，單位為； 軸的抗扭截面系數(shù)，單位為； n 軸的轉(zhuǎn)速，單位為； P 軸傳遞的功率，單位為kW； d 計(jì)算截面處軸的直徑，單位為mm；需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為。因?yàn)?4 ，mm，查表得40 的值為：3555，則=3.04 =25-45

35、主軸材料為45鋼，=25-45 ，所以此主軸滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。b主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角表示。階梯軸的扭轉(zhuǎn)角單位為（）/m的計(jì)算公式為： 式中， 軸所受的扭矩，單位為； 軸的材料的剪切彈性模量，單位為，對于鋼材，G=8.1 ； 軸截面的極慣性矩，單位為； L 階梯軸受扭矩作用的長度，單位為mm；z 階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。 對圓軸： = (4.5)軸的扭轉(zhuǎn)剛度的條件為： 的取值為 0.51（）/m 計(jì)算得階梯軸的扭轉(zhuǎn)角為： 0.04所有軸滿足扭轉(zhuǎn)剛度要求。5軸承的選用和校核（1）I軸上軸承的選用和校核a I軸上軸承的選用I軸上軸承的選用深溝球軸承6206，d*D*B

36、=30*62*16mm,C=19.5KN。b I軸上軸承的校核已知軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為，該軸上的兩個(gè)軸承為深溝球軸承6206，其額定動載荷為，兩軸承的徑向載荷為，軸向載荷為，。兩個(gè)軸承的當(dāng)量動載荷為： 根據(jù)參看機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5和13-6知，式中。軸承預(yù)定使用壽命：L=10*360*8=28800h 式中。對于兩個(gè)軸承，有 故，滿足使用壽命。（2）II軸上軸承的選用和校核a軸上軸承的選用II軸上軸承的選用深溝球軸承6205，d*D*B=25*52*15mm,C=14KN。bII軸上軸承的校核已知II軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為，該軸上的兩個(gè)軸承為深溝球軸承6205，其額定動載荷為，兩軸承的徑向載荷為，軸向載荷為，

37、。兩個(gè)軸承的當(dāng)量動載荷為： 根據(jù)參看機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5和13-6知，式中。軸承預(yù)定使用壽命：L=10*360*8=28800h 式中。對于兩個(gè)軸承，有 故，滿足使用壽命。（3）III軸上軸承的選用和校核a軸上軸承的選用III軸上軸承的選用深溝球軸承6208，d*D*B=40*80*18mm,C=29.5KN。bIII軸上軸承的校核已知III軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為，該軸上的兩個(gè)軸承為深溝球軸承6208，其額定動載荷為，兩軸承的徑向載荷為，軸向載荷為，。兩個(gè)軸承的當(dāng)量動載荷為： 根據(jù)參看機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5和13-6知，式中。軸承預(yù)定使用壽命：L=10*360*8=28800h 式中。對于兩個(gè)軸承，有 故，滿足使用壽命。（4）主軸上軸承的選用和校核a軸上軸承的選用主軸上軸承的選用深溝球軸承6216，d*D*B=80*140*26mm,C=71.5KN。B主軸上軸承的校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55×106×3.61125=2