哈工大综合课程设计2综述

1、略药Ji，隶上摩综合课程设计ii项目总结报告题 目：最大加工直径 巾320mm无丝杠车床主传动系统设计院（系）机电工程学院专业机械制造及其自动化学生白学林学号1120810813班号1208108指导教师韩德东填报日期2015年11月30日哈尔滨工业大学机电工程学院制2014年11月i哈尔滨工业大学“综合课程设计II”任务书姓名：院系：机电工程学院专业：班号：学号:任务起止日期：2015年11月30日 至2015年12月18日课程设计题目：主要内容：技术要求：进度安排：指导教师签字： 年 月 日教研室主任意见：教研室主任签字：年 月 日2目录1项目背景分析 22. 研究计划要点与执行情况 23

2、. 项目关键技术的解决 34. 具体研究内容与技术实现 45. 技术指标分析 276. 存在的问题与建议 277. 参考文献 28第 1 页1项目背景分析本项目旨在设计一款无丝杠车床。车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工 的机床。车床又称机床 , 使用车床的工人称为“车工” ，在机械加工行业中车床被认为 是所有设备的工作 “母机”。车床主要用于加工轴、 盘、套和其他具有回转表面的工件， 以圆柱体为主 , 是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。 铣床和钻床等旋转加工 的机械都是从车床引伸出来的。普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总 数的 65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式

3、车床。在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的 工作量约占机器总制造工作量的 40%到 60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的 产品质量和劳动生产率。在机械制造及其自动化专业的整个教学计划中， “综合课程设计 II ”是一个极其 重要的实践教学环节，其脱胎于“机床课程设计” ，目的是为了锻炼学生机械“结构” 的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同时，机床为制造工业“母机” ，结 构典型，非常适合作为课程设计内容。2研究计划要点与执行情况2.1 设计任务机械制造及其自动化专业的“综合课程设计 II ”，是以车床和铣床主传动系统设 计为内容，每个学生设计

4、参数不同，完成展开图和截面图各一张及相关计算和文件和 项目结题报告。（1）设计内容要求 图纸工作量：画两张图。其中： 开展图（AO）:轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑不要求画，但要求掌握； 操纵机构只画一个变速手柄。截面图（A1）:画剖面轴系布置示意图（包括截面外型及尺寸、车床标中心高）。（ 2）标注： 中心距、 配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床） 、外型尺寸。（ 3）标题栏和明细栏不设明细表，件号采用流水号（1,2, 3,）标注，标准件的标准直接标在图纸 上（件号下面）；标题栏采用标准装配图的标题栏（180X 56）,其中，图号：KSO1（表示：课设01 号图纸）；单位:哈尔滨工业大学

5、；图名:主传动系统装配图。（ 4）主轴端部结构要按标准画。（ 5）按模板编写项目总结报告 ，相关设计计算内容，写到“具体研究内容与 技术实现”项中。要求验算：一对齿轮，小齿轮验算接触弯曲强度，大齿轮验算接触 弯曲强度，一根传动轴，主轴按两支撑计算。2.2进度安排对运动设计，根据给定设备的用途规格、调速范围、极限转速的、公比和功率要 求，拟定传动方案，确定传动系统图和转速图。对动力设计，根据功率和速度，选择电机型号，确定各传动件计算转速，初算传 动件尺寸、绘制装配图草图，验算传动件的应力、刚度、寿命等参数。对结构设计，绘制主传动系统展开图和截面图，完成传动件、箱体、操纵机构零部件结构 设计。完成

6、相关技术文档，形成项目总结报告。相应时间安排如下表2-1。表2-1“综合课程设计II ”基本流程和进度安排第一周第二周第三周星期12、3451、234512、3、45阶段 项目准备初算展开草图截面草图验算加粗标注计算说明书结题报告、PPT、答辩准备答辩内容要求学生上午：(1)图板、 图纸、手 册、指导 书、图册 等；布置 教室。(1) 运动设 计：转速图，传动系统 图(2) 动力设 计：齿轮模 数，主轴 和传动轴 直径。轴和 齿轮 布置 图。细化 展开 图。轴系空 间 布 置，操 纵机 构，箱 体结 构。验算 一对 齿轮； 一根 传动 轴和 主轴。不合 格修 改设 计。验 算 宀 完 成 后，

7、 加 粗。按 要 求 和 标 准 标 注。按规范 (见指 导书) 编写计 算说明 书。按模板 编写结 题报告(模板 见 附 件)； 准备5 分 钟PPT。图纸；PPT;项目 总结 报告。表2-1 “综合课程设计II”基本流程和进度安排3. 项目关键技术的解决减速箱内各级减速比分配、转速图的选取、传动系统齿轮的排布、齿轮模数齿数 齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布 得到解决。主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱内各传动轴的空间 布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况,装配调整和操纵维修的方便。其中齿轮的布置与

8、排列是否合理将直接影响主轴箱的尺 寸大小、结构实现的可能性以及变速操纵的方便性。主轴传动件的合理布置也很重要 合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提 高主轴的抗振性。4. 具体研究内容与技术实现4.1机床的规格及用途本设计机床为卧式车床，其级数，最小转速bin =28r；min，转速公比为，二1-41 ,驱动电动机功率P =5.5kw。主要用于加工钢以及铸铁有色金属；采用高速钢、硬质合 金、陶瓷材料做成的刀具。序号机床主参数公比©最低转 速级数Z功率（kW）13最大加工直径© 320mm 无丝杠车床1.4128124表4-1机床参数表4.

9、2运动设计4.2.1确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为28r/min ,级数为12,且公比© =1.41nz 二 nmin ;：z °于是根据标准数列表可以得到主轴的转速分别28, 40，56, 80，112，160，224,Rn315，450, 630, 900, 1250 r/min，则转速的调整范围nmaxnmin125028= 44.64。4.2.2确定公比根据设计数据，公比© =1.41。转速数列：28, 40, 56, 80, 112, 160, 224, 315, 450, 630, 900, 1250 r/min4.2.3求出主轴转速级数根据

10、设计数据，转速级数，其中:转速调整范围:转速公比将44.64， "代入，得Z =12。424确定结构式按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式为12 = 3 23 26的传动方案。其最后扩大组的变速范围R3 = 14lf 8乞8,符合要求，其它变速组的变速范围也一定 符合要求。4.2.5绘制转速图（1）选定电动机根据设计要求，机床功率为5.5KW可以选用丫132M-4,其同步转速为1500r/min， 满载转速为1440r/min，额定功率7.5KW（2）分配总降速传动比总降速传动比为 山-=耳哝280.0194，又电动机转速nd =1440r/min不在所11 nd1440要求标

11、准转速数列当中，因而需要用带轮传动。（3）确定传动轴的轴数轴数=变速组数+定比传动副数+仁3+1+仁5（4）绘制转速图先按传动轴数及主动轴转速级数格距 错误！未找到引用源。画出网格，用以绘出 转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双 轴传动间上画上错误！未找到引用源。再按结构式或结构网的级比分配规律画上各变 速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。中间各轴的转速可从电动机轴开始往后推，通常以往前推比较方便，所以首先定 III轴的转速。 定III轴的转速由于第二扩大组的变速范围为;：6 =1.416 =rmax，选取故这两对传动副的最小和最大传动比必然是U

12、clUc2-=第 6 页第 # 页于是可以确定III轴的六级转速只能是：112, 160, 224, 315, 450, 630r/min , 可见III轴的最低转速为112r/min 。 确定II轴转速第一扩大组的级比指数为 3。为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，1一般限制降速最小传动比Umin- -，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大4升速比Umax兰卯=2。于是Ub12.8?3第 # 页第 # 页Ub2 - 1II轴的最低转速是315/min，三级转速分别为315, 450, 630r/min 确定I轴转速 同理，轴I可取:1 1Ua1 qrUa21 11.41Ua3

13、 - 1于是就确定了轴I的转速为630r/min 根据以上计算，绘制转速图如下：图4-1转速图31 2a 26426绘制传动系统图(1)确定变速组齿轮传动副的齿数 速组a：变速组a有三个传动副，传动比分别是11.411 1Ua32 =2由参考文献1表2-5查得:符合条件Sz，可取Sz =72，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：36、30、24根据相应的传动比，可得轴II上的三联齿轮齿数分别为：36、42、48速组b：变速组b有两个传动副，传动比分别是ub1 =1ub2j32.8o查表得:可取5=84，于是可得轴II上主动齿轮齿数分别是：42, 22。于是根据相应传动比，得轴III上三齿轮的齿数分

14、别是：42, 62速组c:变速组c有两个传动副，传动比分别是Ui 二 2 =2uc2 =查表得:可取Sz =90，于是可得轴III上主动齿轮齿数分别是：60, 18于是根据相应传动比，得轴W上两齿轮的齿数分别是：30，72(2) 校核主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过:_10(一1)% h 10 (1.41 -1)% = 41%下表为主轴转速误差与规定值之间的比较：标准转速r/mi n实际转速r/mi n主轴转速误 差在标准值范围 之内2827.940.21%V4039.920.20%V5655.890.20%V8078.751.56%V112112.50.45%V1601

15、57.51.56%V224223.550.20%V315319.351.38%V450447.100.64%V6306300%V9009000%V125012600.8%V表4-2主轴转速误差表(3)绘制传动系统图电机额定转速1400r/min, I轴转速630r/min。根据参考文献2表5.7确定工作情况系数KA=1.11.3,计算设计功率Pd,并且根 据参考文献2图5.17普通V带选型图确定小带轮直径112140。最终选用小带轮直径112，大带轮直径 256。图4-2传动系统图4.3动力设计第 10 页4.3.1传动零件的初步计算4.3.1.1传动轴的直径的确定传动轴的直径可以按照扭转刚度

16、进行初步计算: Pd -914 nj !-1第 11 页式中d传动轴直径P电机额定功率nj 该轴的计算速度如=(0.51.0 )7mft=1 ：/m(1)主轴的计算转速z丄nj = nmin ：3= 80r / min。(2)各个传动轴的计算转速由转速图可以得到I、II、III轴的计算转速分别为630,315,112r/min(3) 各轴功率的确定经过查阅资料，知一般情况下，滚动轴承的效率1 =°.98，齿轮副的效率2=°.95III 轴：Piii5.50.98 0.95= 5.91kWII轴:PiPiii5.910.98 0.95= 6.35kWI轴：卫6356.82kW

17、。叩20.98 咒 0.951 2（4）各传动轴直径I轴：/PT: 5 5d 914-914mm =27.82mm1 认如讥30"mm = 33.08mmII轴:d5 5= 91；|:一mm = 42.84mm-112 10III 轴:d"(5) 主轴轴颈尺寸的确定根据参考文献1表2-14,最大加工直径320 0通过查表获得主轴前轴轴颈范围为85105mm,取 U =100mm,后轴颈直径 D2 =(0.7 0.8) U =70 80mm，取 D2 =80mm。4.3.1.2、齿轮模数的初步计算(1) 齿轮计算转速的确定主轴计算转速为80r/min，山 轴计算转速112r/

18、min , II轴计算转速315r/min , I轴计算转速630r/min 。齿轮序号Z112Z256Z36Z36Z30Z42Z24Z48计算转速nj1440630630630630450630315齿轮序号Z42Z42Z22Z62Z60Z30Z18Z72计算转速nj31531531511211222431580表4-3齿轮计算转速表只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可。 变速组内最小齿轮齿数是z=24,该齿轮计算转速为630r/min ; 变速组内最小齿轮齿数是z=22,该齿轮计算转速为315r/min 变速组内最小齿轮齿数是z=18,该齿轮计算转速为315r/min 。(2)模数

19、的计算要求每个变速组的模数相同根据:mj =16338©(u 1)NdmZ2u X 2 nj其中：mj 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 u大小齿轮的齿数比Nd 电动机功率kV，Nd =5.5kW'm齿宽系数，取 m =8乙小齿轮齿数二一一齿轮传动许用接触应力，取=1370Mpanj计算齿轮计算转速（r/min ）变速组：m1 =163383(u 1)NdmZ；u X 2nj(2+1 卜 5.52 28 242 1370630m m二 1.88mmmh = 2.5mm；验证：D27.82Zmin -1.035.6 =1.035.6 =17.06m2.5Zmin =24，满足要求。

20、变速组：m2 =163383(:严；=16338 32 2.82 1 5.52mm=2.42mm®mz2u®2nj 8疋222 汉2.82><13702汶315取m2 =3mm；验证：D33 08Zmin -1.03 5.6 =1.03 3308 5.6 = 16.96m3Zmin - 22，满足要求。变速组：(u 1)肌m3 =1633832r2 = 16338x3!f 十1 “5,5mm=2.69mm, 取皿*匕a "=300 咤進=327.5mm 2 nj.8 18 4 1370 315m3 =5mm ；D42.84Zmin -1.035.6 =

21、1.035.6 =14.43m5Zmin =18，满足要求。4.3.2零件的验算(1) V型带的计算和选定电机传递功率为5.5KW小带轮转速为630r/min ,传动比为2.29 ,假定载荷平稳, 每天工作时间在10-16小时之间，电机工作在反复启动、正反转频繁、工作条件恶劣 的场合。选用A型带，小带轮直径112mm初步估算中心距为300mm可知工作情况系数KA =1.32,则14401440大带轮直径630d1630112 = 256mm取为256mm= KAP =1.32 5.5 = 7.26KW第 16 页第 17 页带的速度公式-dd1n1: 112 630V 二60 1000 60

22、1000=3.69m / s ： 25m/ s符合要求初算带的基准长度Ld:兀(dLd' : 2a0 2(dd2 ddJ 丄d2 - dd J4 a。2=2 300 ? CM2 郴4 300第 # 页=1195mm计算实际中心距a256-112327.557.3 =154.81计算小带轮包角?1：: 180 -dd2 dd1 573 =180a确定V带根数ZZ玄(PoR)K：.Kl式中：a为包角修正系数，查参考文献2得K=0.93Kl为带长修正系数，查参考文献2得Kl =0.93Po为V带基本额定功率。由参考文献2查取单根V带所能传递的功率为1.32kW;计算功率增量'：Pd&

23、#39;1 '如二心厲1- < Ki丿其中：Kb为弯曲影响系数，由参考文献2查得K 0.7725 10Ki为传动比系数，由参考文献2查得Ki =1.1373；计算功率增量小。7725 曲 630.1373二 0.0588kW第 18 页第 # 页所以根据公式可算得Z=4.6，取Z=5根。 单根普通V带初拉力F0 =500x.EL 2.5 -Kg + vzmv2= 5007.26,2.5 -0.93、3.69 5 (0.93= 332.14N第 # 页第 # 页计算轴向力Fq第 19 页：g154.81Fq =2F0zcos2F0zsin - = 2 332.14 5 sin324

24、1.4 N22 2从结果看出，支撑轴的径向力为3241.4N,此力较大，结构设计时应考虑采用卸荷带轮结构。（2）齿轮的应力计算验算第三变速组的最小齿轮和与其相啮合的齿轮。大齿轮的弯曲强度验算由参考文献2，对于直齿圆柱齿轮，弯曲应力需要满足下式：_19V<105K1K2K3KsN° ° -zm2BYnj式中：C 齿轮的弯曲疲劳强度（MPa ）Ks 载荷系数，Ks=KTKnKNKq =1.526 0.93 0.88 1 =1.259心一一工作期限系数= 1.52660n1T = 9 60 80 20000TC。一' 2 106Kn 转速变化系数Kn二。93Kn 功

25、率利用系数Kn =0.88Kq材料强化系数a-1丫齿形系数，z = 72，取得Y = 051b 齿宽（mm）,此处b =40mmK1 齿向载荷分布系数21.05K2动载荷系数© =1.05K3工作状况系数，取心J.3“许用弯曲应力(MPa),:-FlimKlSf本齿轮采用20Cr钢渗碳淬火，查表得弯曲疲劳极限应力：；F=297MPa，代入 公式，得5= 46.93MPa十f191 101.05 1.05 1.3 1.259 4272 540 0.51 80满足齿根弯曲疲劳强度。小齿轮的接触强度验算由参考文献2，对于直齿圆柱齿轮，接触疲劳强度的校核公式口 2088103 |21)0心心

26、©11J zm * uB nj式中：Ks 载荷系数,KKTKnKNKq =1.526 0.93 0.88 1 =1.259Kt 工作期限系数m60。60 80 20000 九537' Co2 106Kn转速变化系数© =0.93Kn 功率利用系数Kn =0.88Kq 材料强化系数心二1丫一一齿形系数，z=72，取得，丫二。51b 齿宽(mm),此处 b =40mmK3 =1.3Ki 齿向载荷分布系数K1.°5 心动载荷系数K2 "05K3 工作状况系数，取 u传动比，为4'<H 1许用接触应力,Sh其中二hmin为试验齿轮的齿面接触

27、疲劳极限,由参考文献2知H1650MPa ,则2088 10(4 °5°5259 5d673.17MPa 曲18 54 40 315满足接触疲劳强度的要求。(3) 传动轴II的验证计算齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算.其值均应小于允许变形量y及门，允许变形量见参考文献2上，得y=0.0005l = 0.0005 x 320=0.16mm力-0.001rad由参考文献1，传动轴的抗弯刚度验算满足要求时，除重载轴外，一般无需再进行强度计算。因此对于传动轴II，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验算. 传动轴II的载荷分析对传动轴II的受

28、力进行简化，得到下示载荷分布图：图4-3传动轴II刚度验算简图1图4-4传动轴II刚度验算简图2其中，Qa1,Qa2,Qa3是轴的驱动力，且3个驱动力不能同时作用，Qb1，Qb2是轴的驱 动阻力，且2个驱动阻力不能同时作用。其弯曲载荷由下式计算：7 NQa(或 Qb)=2.12 10(N)mzn式中：N该齿轮传递的全功率（kW），如前述原因，此处均取N =5.5kW ；m，z 该齿轮的模数（mm），齿数n该传动轴的计算工况转速（/ min ），（门=门司_讪或门=弔_门司）"a一一该轴输入扭矩的齿轮计算转速（r / min）第 26 页第 # 页（r / min）可得到各驱动力为:n

29、bj 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 将五种驱动力或驱动阻力分别带入式，74Qa1 =2.12 1071495.59NQa2 =2.121072.5 48 31542.5 36 630= 2243.38N4Qa3 =2.12 1071794.71 N2.5 42 450 对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴II速度以后计 算，选取产生挠度最大时的驱动力对应的速度. 传动轴II的最大挠度计算为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不 超过3%.由参考文献1,若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支承变形， 在单在弯曲载荷作用下，其中点挠度为：3

30、3Ya（或Yb） =171.39” N（0.75x x）（mm）D mzn式中:1两支承间的跨距（mm）,对于轴II , 1 =360mmD该轴的平均直径（mm）,本轴的平均直径 D36mm.ai齿轮z的工作位置至较近支承点的距离（mm）ya输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 （mm）Ab 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度（口口）其余各符号定义与之前一致对于输入的三个驱动力，计算其分别作用时对于轴中点的挠度值对于Qa1，其输入位置為=35mm，故aa135x 岂0.0972l 360Ya1= 171.39333603 4 (0.75 0.0972 -0.09723)364 汉2.5 汇 36

31、 汉 630二 0.0332 mm第 27 页第 # 页对于Qa2，其输入位置aa2=110mm，故x =脸二110 =0.305l 360Ya2=171.39333604 (0.75 0.305 -0.305 )4362.5 48 315=0.138mm对于Q3，其输入位置aa3 =190mm，故190360Ya3= 0.528= 171.39333604 (0.75 0.528 -0.528 )4362.5 42 450=0.100mm故Qa3引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用Qa =Qa2，y厂ya2 =0.185mm进行计算.此时轴III转速为450r/min。此时对之前计算的输

32、出驱动阻力进行计算，各力为= 2.12 10743 42 450二 2855.2 N= 2.12 10743 22 315-4078.89 N带入上式，对于输出的三个驱动阻力，计算其分别作用时对于轴中点的挠度值对于Qb1，其输入位置bb1 =120mm,故bt刃120x -l-0.33360ybi= 171.3933=0.145mm360 3 4 (0.75 0.33 0.333)4363 42 315对于，其输入位置5 MOmm，故yb2=171.393603 4 (0.75 0.111 -0.1113)364汉3汉22汉315二 0.115mm诗囁5故Qb1引起的中点挠度最大，在计算合成挠

33、度时使用Q厂Qb1, %二ym二0.145mm 进行计算。由参考文献1,中点的合成挠度可按余弦定理计算，即：yh 二. y2 yb -2yaybco (mm)式中：yh被验算轴的中点合成挠度(mm);'驱动力Qa和阻力Qb在横剖面上，两向量合成时的夹角(deg)，-_、：_2(很亠')'在横剖面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg)，按被验算的轴的旋转方向计量，由剖面图上可得 :值为90°，啮合角:=20，齿面磨擦角P = 5.72 ° 得 B =6 2(。+P) =90 2(20 +5.72)=48.56°代入计算，得：yh

34、 = 0.1852 0.1452 -2 0.185 0.145 cos(48.56 )=0.143mm :：yh = 0.245mm满足要求. 传动轴II在支承处的倾角计算由参考文献1,传动轴在支承点A, B处的倾角日A为B时，可按下式进行近似计 -b= 3yh (rad )代入 yh = 0.143mm，丨=360mm，得3疋0143- -b9.24 10*(rad )讥习360能够满足要求，故不用计算其在齿轮处的倾角.(4)主轴的验证计算计算条件的确定a. 变形量的允许值验算主轴轴端的挠度yc，目前广泛采用的经验数据为：yc M0.0002(mm)式中：丨一一两支承间的距离，在本主轴中，l

35、=630mm。故取yc0.126mm 由参考文献1,对于最大加工直径为320mm的卧式车床，其主轴前端静刚度为 120N/um根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度。由参考文献1，上述可以任选一种，进行判定.此处，选用验算主轴轴端的挠度ycb. 切削力的确定最大圆周切削力P须按主轴输出全功率和最大扭矩确定，其计算公式为：门 2 955 104 肌p =Dj®(N)第 30 页第 # 页式中:Nd电动机额定功率(kW)，此处Nd =4KW第 # 页第 # 页n二主传动系统的总效率，二兀'为各传动副、轴承的效率。由参考nj文献1,计算得出口口=0.752主轴的计算转速(

36、r/min)，由前知，主轴的计算转速为 80r/min.Dj计算直径，对于车床，Dj为溜板上的最大加工直径，Dj = ( 0.50.6 ) Dmax ,Dmax为最大加工直径Dj=(0.50.6)x320=160192m m,取 180mm将参数值带入上式，得R =3989.78N验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力2Pz2，总切削力Py Pz Px，如果按通常采用未磨钝的，其主偏角为45°的车刀，切削钢材时的进给量较大，各切削分力的比例关系大致为：径向分力Py =0.582Pz.进给力巳=0.27Pz，则 P ".15及对于普通车床切削力合

37、力P =1.15 Pz -1.15 3989.78 =4598.60N。c. 切削力的作用点设切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s，则s = c w (mm)式中：c主轴前端的悬伸长度，此处 c= 150mmw对于普通车床， w = 0.4H=80mm代入，切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s=80 T50=230mmd. 两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大，故仅对大齿轮进行计算为了计算上的简便，主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按 线性进行向量迭加，由参考文献1其计算公式为：计算切削力P作用在s点引起主轴前端c占的挠度ycsp第 33

38、 页233sc -c lsc (l s)(l c) sc、"P育"菊 才 CT(mm)式中:5E抗拉弹性模量，钢的E=2.1 10 MPaIc为BC段惯性矩，对于主轴前端，有4. nd (1a )IC =64二 1004 (1 _(63)4)100=4.14x106N64I 为AB段惯性矩，有44I 二 d (1 _ ：)I64二 804 (1 一(60)4)80=1.37x106N64径向分力 Py =0.582R =0.582 4787.7 = 2786.4N第 34 页第 # 页1-5 IAOI 'B图4-4做出双支撑主轴径向力计算简图第 35 页I = 63

39、0mm , s= 225mm，计算得s+l630 +225FPyT2786.4 6"0630-=3781.5NFa =Fb -Py =3781.5N -2786.4N =995.1N计算 Ca =0.783z2/3d0/2R1/2 =0.783汉82/3 汉13.7/2 x995.11/2 =366.36N / mm0.103 , 0.80.1030.8Cb =22.222Rd =22.222 3781.5100 =2066.7N/mm其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得:23= P3sc Y6EJ._!S£ . (l - S)(l SC 2 2 3EICBlCaI=

40、4598.6 3 230 1502 -15036 2.1 10114.14 106630X150230丄(630 +230 字(630+150 » 23015011 6 2 23 2.1 101.37 102066.7 630366.36 630=0.05784mm其方向如图4-4所示，沿P方向,第 37 页:P = arctan(FZ / Fy)二 arctan(1/0.582) = 59.8(deg)计算力偶矩M作用在主轴前端c点产生的挠度yccM2clcl cyccM 二 M (-22EIC3EICBl2c 、/、C2)(mm)式中各参数定义与之前保持一致。180M =995.189559N mm2则力偶矩2c lcl c C 、/、yccM =M(22) (mm)2EIc 3EICbICaI2150630X15089559(116116.1 104.14 103 2.1 101.37 10=2.41 10”mm630 1501502066.7 6302 366.36 6302)其方向在H平面内，如图4-5所示，M =180计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度ycmQycmQQ -bc(2l -b)(l -b) . (l c)(l b) 6EIlCBl2beC7(mm)第 38 页第 # 页式中各参数定义与之前