数控车床主传动机构设计课程设计(4)

弯曲应力 ?b?M/W?110220?9.11MPa

12093应力幅 ?a??b?9.11MPa 平均应力 ?m?0 切应力 ?T?T156000??12.90MPa WT12093 ?a??m?安全系数

?T2?12.90?6.45MPa 2S??

??1K??26.67

???S??K?????m??1???????m?6.45

2

S?

S?S?S??S?2?9.66

～1.5，显然s??s?，故，a-a截面安全,即整个查表10-6得许用安全系数?s??1.3轴都是安全的，其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。

5.3 轴的刚度校核(以Ⅰ轴为例)

轴受载后要发生弯曲和扭转变形，如果变形过大，会影响轴上零件正常工作。 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。刚度要求保证轴在（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。

Ⅰ轴的直径按扭转刚度估算，上文已完成，估算出的直径为40mm.

车床传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角θ。各类轴的挠度y和倾角θ，应小于弯曲刚度的许用值[Y]和[θ]值，即：

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y≤[Y]；θ≤[θ]值，即： 轴的弯曲变形的允许值：

安装齿轮的轴允许的挠度为（0.01～0.03）m

计算轴本身弯曲变形产生的挠度y和倾角θ时,一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁,当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时,可把轴看作等径轴,采用平均直径（dii)来计算。计算公式为：圆轴：平均直径d1??di

惯性矩 I??d4164

Ⅰ轴为圆轴,其平均直径d?40?501??dii?303?40mm

4 惯性矩 I??d1???404?125664mm46464

带轮轴承齿轮aayxpxxb=199.4a=97.1c=40.5l=296.5计算挠度:

a 段内:yPbxx?6EIl(l2?b2?x2)?1560?199.4?x6?2?107?125664(296.52?199.42?x2) [1] 其中P----力载荷(N) I----截面惯性矩 M---弯矩载荷 θ----倾角 y----挠度 x----所求之点距离

E-----轴材料的弹性模量,钢材E=

2?107MPa b段内:yPa(l?x)x?[l2?(l?x)2?a2] [1]

6EIl

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c段内:yx??B(x?1)?由图分析得, a 段内挠度yx??Pab(2a?b)(x?1) [1]

6EIl

Pbx21560?199.4?x(l?b2?x2)?(296.52?199.42?x2)[1] 76EIl6?2?10?125664x的值为0和97.1之间由求导得x的值为97.1时,挠度最大,其挠度值为

0.0025081,而轴的挠度的允许值为(0.01～0.03)m,其中m为齿轮模数,

所以,[y]=0.03～0.09mm 可知a 段内挠度<[y] b段内挠度

Pa(l?x)2[l?(l?x)2?a2]6EIl1560(296.5?x)[296.52?(296.5?x)2?97.12][1] =76?2?10?125664对式子求导,得到挠度为最大时,

yx?

求得 其挠度值也<[y]

再由公式计算得到几个受力端点处的挠度,由计算可得同样<[y] 所以,挠度符合要求 倾角的校核

由分析可知,最大倾角出现在左支承点处

?Pab(l?a)?1560?97.1?199.4?(296.5?97.1)?6??2.66?10 其倾角为??弧度 76EIl6?2?10?125664?296.5左支承处装有深沟球轴承,其许用倾角为[θ]=0.0025rad 可得最大倾角<许用倾角[θ] 所以轴的刚度符合要求.

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6 主轴变速箱的装配设计

箱体内结构的设计:设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）。

6.1 箱体内结构设计的特点

主轴变速箱是机床的主要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题:

(1)精度:车床主轴部件要求比较高的精度。如：主轴的径向跳动＜0.01mm;主轴的轴向窜动＜0.01mm。

(2)刚度和抗振性:综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）：

3j综合?3400D N/mm;

其中D为最大回转直径mm。

(3)传动效率的要求：等级1 效率≥0.85 等级2 效率≥0.8 等级3 效率为0.75

(4)主轴前轴承处温度和温升应控制在一定范围内，噪音也应控制在一定范围之内：

等级1 dB≤78 等级2 dB≤80 等级3 dB≤83

结构应尽可能简单、紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整。 操作方便，安全可靠。 遵循标准化和通用化的原则。

6.2 设计的方法(以轴的布置为例)

主轴箱结构设计由于是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在画正式图之前，最好能先画草图。目的是：

布置传动件及选择结构方案。

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检验传动设计的结果中有无相互干涉，碰撞或其它不合理的情况，以便及时改正。 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。

为达到上述目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。

各部分结构经过反复推敲修改，经过必要得验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装配图。

展开图和横截面图应该尽量交叉进行，这样容易及时发现问题。 传动轴设计

特点:机床的传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安排齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。

首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。

两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 轴的结构

传动轴可以是光轴也可以是花键轴。 轴的空间布置

轴系布置的一般程序是：先确定主轴在变速箱中的位置，在确定传动轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合的关系的轴，第三步确定电动机轴或运动输入轴（1轴）的位置，最后确定其他各传动轴的位置。

车床主轴（图6-20） 1、垂直方向（高度）

H=1/2D---由车床主参数D决定。 2水平方向

a≤b－主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前、后导轨之间，主轴中心越往后越好；但从便于装卸工件、减轻劳动强度的角度讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取尾架导轨中央或稍偏后，这样，既便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架地两导轨面上。

传动主轴的轴

由于切削力P切和转动力P齿的作用，主轴及其轴承将产生变形。

从实验的结果分析，中型车床主轴部件的变形及其组成比为：主轴本身变形约占45至65%，主轴轴轴承的变形约占30至45%，轴承的支承件（箱体）变形很少。因此，可以认为主轴部件的刚度主要取决于主轴及其轴承。然而，主轴传动齿轮与其啮合的齿轮之间不同的位置，将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大上午变化。通过