机械传动课程设计指导2

1、第四节主轴组件主轴组件的传动方式主轴旋转运动传动方式的选择，决定于主轴转速的高低，所传递扭矩的大小，对运转平 稳性的要求及结构紧凑、装卸维修方便等。机床主轴传动的方式有齿轮传动、带传动及电动机直接传动。大多数机床主轴是由齿轮 传动的，其结构简单、紧凑和能传递较人的扭矩。齿轮装在前、后支撑zi'可，且靠近主轴的 前支撑处，这样与切削力的位置比较靠近，因而主轴的扭矩变形可以减小些。当主轴上装冇 大小两个齿伦时，因为大齿轮用于低速，作用力较大，应使其靠近前支撑处。二. 主轴传动件位置的合理布置多数主轴是由齿轮传动的。齿轮可位于前后轴承之间，也可位于后轴承之后(如果是三 支承主轴，这里的前后轴

2、承指的都是i °主i 土支承。即后轴承实际上是中轴承。)如果齿轮位于前后轴承z间，则齿轮应尽量靠近前轴承。这样做的好处是可以减少主轴 的弯曲变形。此外，由于主轴上传递转矩的部分较短，扭转变形也较小。如果主轴上装冇儿 个齿伦，则一般情况下常使人齿伦靠近前轴承。这样的安排将使前轴承的负荷较人，但前轴 承的直径通常人于示轴承，因而承载能力也较人。为了使主轴组件能成为一个独立的单元ia主轴单元，近年来常使传动齿轮位于后支承z 后的主轴后悬伸处。这时，后支承的负荷较大。应考虑采用承载能力较大的轴承。三. 滚动轴承的预紧预紧或预载荷是指使轴承滚道与滚动体z间有一定的过盈量。当滚动轴承在有间隙的条

3、 件下工作，会造成载荷集中作用在处于受力方向的少数儿个滚动体上，使这儿个滚动体和滚 道之间产生很大的接触应力和接触变形。如略有过盈时，可使承载的滚动体增多，滚动体受 力均匀，述对以均化误差。所以，适当预紧町提高轴承的刚度和寿命。但是，过度预紧，会 使滚动体和滚道的变形太大，将导致提高英温升，并降低轴承寿命。1. 双列圆柱滚子轴承的预紧这种轴承是靠内空的锥血，使内圈径向胀人实现预紧的，故称之为径向预紧。衡最预紧 大小的是滚子包络圆直径d2 (见图3-5 (a)与外圈滚道直径之差=(d2-dl)o将称之为径 向预紧量或简称i °预紧量i 土，单位为口 m。装配时，把外圈装入壳体孔内，测出

4、d1。先 不装隔离套1 (图35 (b),把内圈装上主轴。拧动螺母2,用专门的包络圆测量仪测量滚 动体的包络圆直径，直到使它比d1大，测出距离l,按l值辭隔套的厚度。装上隔套， 拧紧螺母，便可得到预定的预紧量。2. 角接触轴承的预紧这种轴承是在轴向力fao的作用下，使内、外圈产生轴向错位实现预紧(图3-5 (c)。衡量预紧大小的是轴向预紧力fao,简称预紧力，单位为n。多联角接触球轴承是根据预紧 力组配的。轴承厂在内圈（背靠背组配，图3-5 （d）或外圈（而对而组配，图3-5 （e） 的端面根据预紧力磨去6。装配时挤紧，便可得到预定的预紧力。如果两个轴承间需隔开一 定的距离，町在两轴承z间加入

5、厚度相同的内、外隔套。在轴向载荷作用下，不受力侧轴承 的滚动体与滚道不能脱离接触。而满足这个条件的最小预紧力，双联组配为最人轴向载荷的 35% （近似地取1/3）；三联组配为其24% （近似地取1/4）。（/）轴承的预紧图3-5(/>).6第五节主轴组件的设计计算主轴是主轴组件的重要组成部分，对主轴组件的工作性能影响较大。主轴的主要尺寸参 数包括：主轴肓径、内孔直径、主轴前端悬伸量及主轴的支撐跨距等。一. 主轴直径主轴直径越人，主轴组件的刚度越高。但同时使安装在主轴上的轴承、传动件等的尺寸 也随z增大，从而使主轴组件的结构变大，冇时甚至为机床结构所不允许。因此，主轴直径 应在合理的范围内

6、尽最选大些，使之既满足刚度要求，又使结构紧凑，节省材料。设计时，由于主轴的具体结构尚耒确定，只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。通 常是根据传递功率，并参考同类型机床的主轴尺寸加以确定。儿种通用机床钢质主轴前轴颈 的直径d1可参考表3-3选取。车床和铳床主轴后轴颈d2=(0.7o85)d1。应该注意的是, 由于对车床、铳床、磨床等机床主轴弯曲刚度的要求较高，主轴乂常是空心的，不能像估算 传动轴直径那样按其扭转刚度进行估算。车床、铳床、铿铳加工屮心等机床因装配的需要，主轴肓径常是从前向后逐渐减少 的。后轴承的直径往往小于前轴承的直径。表3-3主轴前轴颈直径di(mm)主电动机功(kw)5.57

7、.51115卧室车床609075-11090-120100160升降台铳床60907510090-110100120外圆磨床5570,708075-9075 100二. 主轴的内孔直径主轴的内孔用來通过通过棒料、通过刀具夹紧装置固定刀具、传动气动或液压卡盘等。 主轴孔径越大，可通过的棒料直径也越大，机床的使用范围就越广，同时主轴部件的相对重 虽也越轻。但是，内孔过大将削弱主轴的刚度。当d/d= e <0.3 实心与空心截而的主轴刚度很接近；当£<0.5吋，空心主轴的刚度 降低很少；当£=().7时，主轴刚度降低为25%左右。因此，为了不至于过分地削弱主轴刚 度，

8、£的数值一般不大于0.5().7。此外，确定内孔直径时，还应考虑后周颈处壁厚是否足 够。三. 主轴前端悬伸量及主轴的支撑跨距主轴前支承点至主轴前端的距离a称为前端悬伸量。前后支承点之间的距离称为支承跨 距。轴前端悬伸量a对主轴组件的综合刚度影响很人。因此，在进行结构设计时，应尽量缩 短询端悬伸量a。a与主轴询端结构的形状尺寸、前轴承类型、组合方式和轴承的润滑与密 封有关。跨距l对综合刚度的影响不是单向的。如厶较大，则主轴变形较大；如厶鮫小， 则轴承的变形对主轴前端的位移影响较大。所以，厶冇一个最大值，厶太大或厶太小，都会 降低综合刚度。机床主轴组件的支承跨距，由于受结构的限制，实际的

9、支撑跨距人于最佳跨距，且用传 统方式计算理想支承跨距l。，既费时，乂不准确。下面介绍一种经验公式，供参考。乩=53()4 一九i式屮 dm.左轴平均外径(mm)；dm主轴平均内径(mm)；ko刚度值，其下限值250n/p m,精密机床的k0值为500 n/m。第六节主轴端部的结构形式主轴端部的形式取决于机床的类型和安装夹具或刀具的型式。主轴端部的结构，应保证 夹具、顶尖或刀具安装可靠，定位准确，高的联结刚度以传递足够的扭矩，并尽量缩短主轴 悬伸长度，以及装卸方便等。法兰式车床主轴端部尺寸：法兰式主轴端部按与卡盘等附件的不同连接方式，可分为五种类型：al、a2型：通过螺孔用螺钉连接。b型：通过通

10、孔用螺栓或螺柱连接。c型：通过插销螺柱及转垫实现快速连接。d型：通过凸轮锁紧连接。对于万能普通午床其主轴端部型式釆用c型,其结构特点是：1. 连接在卡盘上的特种紧固螺栓，从轴端穿入法兰盘孔和转垫孔后，将转垫转动一定 角度再拧紧螺栓，就可将卡盘夹牢。2. 轴端悬伸较短，刚性较好。3. 更换r盘等附件迅速。4. 无螺孔，工艺性好。表3-4 c型主轴端部与花盘连接装配示意图a -ab b輸转(mm)代号34668111520主1莫氏466-公m-801001207l直孔mtn3240g070100150220320q202224283454表35主轴端部形式及基本尺寸4v5 £8号11至2

11、0号b-b灰转代兮3 4g8ii1520d猛本尺寸极限偏差53.97563.51382.563106.375139.719196.869285.775412.775 0.oo8 °*0.0100+ 0.012+ 0.0140+ 0.016 +0.020 0 06<5.085.0104,8133.4171.4235.0i|330.2463.661021 1,11351702202904001540</«基本尺寸 後限演雄比251519.0523.8028.6034.9041.30 0.027 °>0.0330+ 0.039 °2«

12、;2329136436.8121518221mgm8miom12bj620222528354248111131416181921h1ion12|13»15h6 * 8hi66810 12 | 1«0.2i0.3表36机床二轴轴端形状表37卡口染主第稈代号11至20号(mm)主蚀部代号34&6siiis20d - !"卩1- 8i.<r-104.8 33.4nt；4 235.0330.2403. gdi11012014&180239300410$50w1 "80104135100270400n荃本尺寸s681012161822u0-0

13、.1d2123wm4idi1214182327d»1823to.i0.3第四章 机床零件的验算第一节传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度计算，只进行刚度验算。轴在载荷的作用卜-会产生弯曲和扭转变形，当这些变形超过某个允许值时，会使机器零 部件工作状况恶化，甚至使机器无法e常工作，故对精密机器的传动和对刚度要求高的轴, 要进行刚度校核，以保证轴的正常工作。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者是用 扭转角 來度量，后者以挠度 和偏角 來度量。在询而我们己经用扭转刚度公式对各传动轴轴径进行了估算，下而要用弯曲刚度对轴进 行刚度验算。轴在受载的情况卜-会产生弯曲变形，过大

14、的弯曲变形也会影响轴上零件的止常工作，对 于工作要求高的精密机械如机床，如安装齿轮的轴，会因轴的变形影响齿轮的啮合状态及工 作平稳性；轴的偏角 会使滚动轴承的内外圈相互倾斜，如偏转和超过滚动轴承的允许的转 角，就显著降低滚动轴承得寿命；会使滑动轴承所受的压力集中在轴承的-侧，使轴径和轴 承发生边缘接触，加剧磨损和导致胶合：轴的变形还会使高速轴冋转时产生振动和噪音，影 响机器的正常工作。乂如机床的进给机构中的轴，过大的弯曲变形将使运动部件产牛爬行, 不能均匀进给，影响加工质量。因此 对于精密机器的轴要进行弯illi刚度的校核，它川弯1111变形时所产牛的挠度和偏转 角来度量，即验算轴的最大挠度及

15、齿轮处和轴承处的倾角，是否在允许的范围之内。轴的弯 曲变形的梢确计算较复杂，除受载荷的影响外，轴承以及各种轴上零件刚度，轴的局部削弱 等因素对轴的变形都有-彫响。因此，在计算时都进行了不同程度的简化。一般机械中轴的允许挠度歹及.偏转角可按表4-1选取.在设计实践中，轴的弯曲变形计算方法有多种，应根据具体要求选择适当的计算方法。光轴的挠度和偏转角一般按双支点梁计算，计算公式列于表鉉。对于一般常见的阶梯 轴，其弯曲变形对按当量直径为光轴计算，或按能量法来计算。表42轴的挠度及偏转角计算公式梁的类型及载荷简图偏转角0/rad挠度y/mmfcl6x lo4,/ =3xfc22x lo4仇= /l3（子

16、）（在段） fio4毗n = i - （p）（在"段）fcl13 =厂"384纺（在力= 4=0.5772 处） v3ml6x 10沁a ml3x1ot：2=-28 人&c =為 +68 lo4久如13（子） （在儿b段）卜 me2“2x 104 必 2（在4b段）mt9 75 x io4/："3840（在"才。旳处）04=nfe（1+t）加鼎制"专）&c = 8 b9d= -3fe（,"2t） -dfe-（4）2-（t）2（在m段）9-, = 6tfe*-（t）2-3（t）2（在bd段）fblx齐八貞硕1（+）2（子

17、it（在儿。段）禽w（汀（在bd段）?d= "3x lo4fbp9$x id4/："577 jq x 处在"梁的类型及载苗简图偏转角&/rad卜 f j、宀、a)' 4.2hc(a>b)°d = 3x io4心j nml久 6x10*6xl(ix40bml j j a /挠度y/mm1-36xfe-3（4）-（t）1（在ad段） 专广（宁）1（在rd段）（在儿。段）九八朋疋z（y m亍）1（在段）说明0.3»4 7 i 3()在 =j2.362处)f集中载荷.nm外力矩nmm、b 载荷至左及右支点的距离，mmx,截面至左及

18、右支点的距离mm载荷作用于外伸端时的当量直径mmi支点间距,mmc外伸瑞长度，mm载荷作用于支点间时的当就宜径nun 注脚:a'bcdrm等表示各该截面注：1如果实际作用载荷的方向与图示相反，则公式中的正负号应相应改变。2.表中公式适用于弹性模m exzoftxltfmpao3标冇八的）3计算公式适用于"b的场合 产生在a0段。当a<b时，升匸产先在。段计算时应将 式中的6换成a,攵换成/换成為。4.表中所列的受载情况为较典型的几种.其他轴受载悄况下的偏转角及挠度计算见有关材料力学。当量直径法把不等直径的阶梯轴，连同安装的零件，当成直径为d的等直径轴计算。1.当载荷作用

19、于支点间时，其计算公式为:d4 =t-f a z=l d：式屮-支点间的距离，mm；，di轴上第/段的长度和直径，mmo2.当载荷作用于外伸端时，其计算公式为:式屮1支点间的距离,mm；外伸端长度，mm。如果轴上作用的载荷不在同一平而內，则应将载荷分解为两互相垂直平面上的分量，分 别计算出两个平面内各截面的挠度（必、”）和偏转角（氏、%）,然后用几何法相加（即 尹=卜2 + ”2 , g = 仇2 *仏2 ）。如果在同一平面内作用有几个载荷，其任一截面的挠度 和偏转角等于各载荷分别作用时该截面的挠度和偏转角的代数和（即尹=工戸，0 =工4）。 现举例如下：例：验算例2-1中的传动轴iv轴解：1

20、.传动件的受力分析= 2.35x106(mm)i _2112810156 8.5/=1 d4 354 404 354 404 3543 计算挠度n/y = 9.s43kl¥n-mmfc" mr八” 9.843x1033t 9.55 x= 9.55 x= 261.11 x ionj360山公式尺旦得d120f>2 = 27 = 2x261.11x103 = 348 di150由公式f, = ft - tgan得k i = fi tgan 二 4.35 x 1 o? x /g20° = 1.58x03fri = fti - tgan = 3.48xjo3x fg

21、20° = 1.27 x 1 o'由于iv轴iv轴v轴不处于同一平面，所以先建一个直角坐标系，将以上各力投影到 坐标轴上,再进行受力分析,如图53所示。fk2x = fr2 cos a = 1.27xl03 xcos78° = 264 nfriy = fri sin a = 1.27 x 10? x sin 78。= 1242 nfm = f/2-cos = 3.48x103 x cos 12° = 3403 nftiy = fti sin 0 = 3.48 x 103 x sin 12° = 723 n fx = fnx-fr2x = 3403

22、-264 = 3.14xl03fy = fr2y + ftly = 1242 + 723 = 1.97 x 10? n（1） 简支梁图如图4-3所示：由图 nj 知，q/=l 10.5mm100.5mm1=211 mm图43简支梁计算图yb maxfxbpb、29x/3xlo46/vj1(t)3.14xl03xl00.5x2112r9/3x104x2.35x106-0.045mm尹2 maxfybl-l29v3x104i41.97x103x100.5 x 21129a/3x104x2.35x106=-0.016mm(2)简支梁图如图4-4所示3/21-(叫2113/23/2煙22113/2图4

23、-4简支梁计算图由图可知 2= 157.5mm , »=53.5mm, /=211 mmfnb卩yc max =9v3xlo4ai4 _ -4.35x1()3x53.5x2112 -9v3x104 x 2.35x106=0.026m/w3/23/2fwb2 卩9j3xl04d1.58x103x53.5x21129/3x104x2.35x106=-0.0093mmyc2 max1-(-)23/23/2： y yb max+ yc max = 0.045 + 0.026 = 0.019mm ：尹2 = ji52max+ 尹c2 max = 0.016 + (一0.0093) = 一0.0

24、253加加 y =、肝+环=寸(_o 01刃2 +(0.0253)2 = 0.032mm轴的许用挠度y = 0.0005 x / = 0.0005 x 435.5 = 0.218mm 而y = 0.032mm < y = 0.21 smm，所以轴的挠度合格。4.计算偏转角八fxab z1 b、oafx = (1 + )6xl04xi4/3.14x 103 x 110.5x 100.5 门 100.5、 n 心” 丿 =(1 +) = -0.0003 / raa6x104x2.35x106211fvah h1.97 x io3 x 110.5 x 100.5 z1 100.5、 门“fta

25、ibi0afi(1 +) = -0.00023ra67 6x104x2.35x1062116xio4xd，+7?-4.35 x io3 x 157.5 x 53.5 z1 53.5、 (1 +) = 0.00033输 d 6x104x2.35x106211nfrxaibz z1 bi.oaf, =t(1 + )6xl04x6/vi4 il.58xlo3 xl57.5x53.5z153.5、 八心八“ =:7 (i +) = -0.00012rad6xl04 x2.35xl06 2h 6ax = 0afx + 亦 = -0.00037 + 0.00033 = 0.00004sdoav = oaf

26、)> + oafk = 0.00023 + (0.00012) = 0.0003576/ 因为装向心球轴承处的偏转角许用值3 = 0.0025ra6/而 0a = 0.00035w < 3 = 0.0025s/所以偏转角合格。aftsaiblq2、odfix =7(1 + )6xlo4x6/vi4i-4.35 x 103 x 157.5 x 53.5 z1 157.5、 m 心八“ =:(1 +)二 0.000456/6x104x2.35x106211fraib2672(7dfxr 二 (1 h)6xl04xt/vi4i1.58x10 x 157.5x53.5157.5、m=(1

27、+) = -0.00016rad6x104x2.35x106211odfx =fxab6xl04x6/vi4=-0.0003 8/w3.14x10x110.5x100.5110.56x104x2.35x1062110l)fy =fyah6xl04x6/vi4(拧)110.5211)=0.00024厂加197x103x1105x1005-6x104x2.35x106 odx = odfx + 0dfi = 0.00038 + 0.00045 = 0.00007sd odv = ()dfy + 0df) = 0.00024 + (0.00016) = 0.00040ra6/ 0d =朋d? + 如

28、.2 = j(0.00007)2 +(_0 00040)2 = 0.0004因为装向心球轴承处的偏转角许用值6* = 0.0025厂q"乂 q = 0.00041/w<0 = 0.0025厂加所以偏转角合格。对于三支承轴可用虚位移法。即首先假设没有中间承，求出中间支承处的挠度。再假设 屮间支承处作用一个外力，在其作用下中间支承处挠度恢复为零。则这个力就是屮间支承处 的反力。求出中间支承处的反力后，就可按静定问题处理。第二节齿轮的验算验算变速箱中的齿轮强度，应选择和同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触 应力利弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的

29、齿轮验算齿 根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为(th =2081x1()3zm(“ 土 )kakvkh卩k.p < aff(mpa) uhm弯曲应力的验算公式为:式中_ 208 x10“ kakik邛k$p；轮传递磁临fx(mpa)pd电动机的额定功率(kw)；从电动机到所计算齿轮的机械效率;nj齿轮的计算转速；加初算的齿轮模数；b齿宽（mm）;z小齿轮齿数；u人齿轮与小齿轮齿数之比，心1, “+”号用于外啮合，号用于内啮合;ks 寿命系数；ks=ktknkpkakt工作期限系数：心=伽厅cot齿轮在机床工作期限（心）内的总工作时间（h ）,対于中型机床的齿轮 取7i = 1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作吋间可近似地认为t=ts/p，为变速组 的传动副数；u齿轮的最低转速（r/min）；c（）基准循环次数，查表45；m疲劳曲线指数，查表4-5；kn速度转化系数，查表4-6；kp功率利用系数，查表47ka材料强化系数，杳表48；ks的极限值心口，忌汕见表4-9,当忌鼻心寸，则取k尸心曲当ks w ksmin吋，取心二心湎；ka 工作情况系数，中等冲击的主运动，取ka=1.21.6；kv动载荷系数，查表4-10；kh“、k币齿向载荷分布系数，