CK6163型数控车床主传动系统设计毕业论文

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1、 Ck6163型数控车床主传动系统设计 CK6163型数控车床主传动系统设计第1章、机床的主要参数的确定1.1尺寸参数1.1.1主参数 床身最大工件回转直径 630mm(1 P)1.1.2基本参数刀架上最大工件回转直径 320主轴通孔直径 80主轴头号B型 B型11号主轴前端孔锥度 公制100号装刀基面至主轴中心距离 h=36mm最大工件长度 1500mm (选自GB1582-79.JB/Z143-79)1.2运动参数1.2.1主轴极限转速的确定1.2.1.1计算n根据分析，用硬质合金车刀对小直径钢材精车外圆时，主轴转速最高，据经验，并参考切削用量资料，取Vmax=200m/min,取R=0.

2、5，Rd=0.2，则d=RD=0.5630=315mm (2 P)d=Rdd=0.2315=63mm (2 P)n=1010r/min (2 P)1.2.1.2计算n根据分析，用高速钢车刀粗车合金钢材料的梯形螺纹（丝杆），主轴转速最低。根据调查，630mm数控车床加工丝杆的最大直径为70mm。根据经验，并参考切削用量资料，取V=7m/min，则： n=32 r/min (2 P)访问若干个使用630数控车床的使用部门，了解并统计了这些机床的主轴转速如下：加工轴类零件 n=400900r/min加工盘形零件 n=150300r/min机修工作 n=80150r/min车大导程螺纹 n=3263r

3、/min最后综合地分析比较计算和调查所得的结果，对主轴的最高转速，计算结果为1010r/min，调查结果900r/min，根据用户需要并留有发展余地，取所设计机床的主轴最高转速为1000r/min，最低转速为32r/min。 1.2.2主轴转速级数的确定1.2.2.1主轴转速数列公比CK6163数控车床适中、小型通用机床，取=1.26 (2 P)1.2.2.2主轴转速的级数 Z=+1= (2 P)1.3动力参数主电动机功率的确定：1.3.1计算法负荷切削规范规范名称加工方法工作条件刀具条件切削用量CK6163数控车床最大扭矩试验车外圆材料45号钢，直径260mm材料YT15前角=6后角=68主

4、偏角=45倾角=3刀尖半径r=1mm主轴转速n=125r/min背吃刀量ap=6mm进给量f=0.5mm/r 切削速度V=(2 P)主切削力=（查表，用硬质合金刀具加工中碳钢料时，F=200,加工铸铁时F=180，P=(2 P),机床电机功率）(2 P),其中Fc主切削力，F单位面积的切削力1.3.2调查研究法参照普通车床CW6163B主电机=11kw，考虑数控车床加工特点和生产实际情况，故选用CK6163数控车床主电机功率为=13kw。第2章 运动设计2.1设计原则在满足一定转速范围、技术条件下，传动链尽可能短和简单； 传动平稳、振动小、噪声低、效率高； 功率和扭矩满足使用要求； 适应主轴精

5、度和刚度要求； 操作方便、轻巧、结构简单、工艺性好； 必须考虑制动装置； 必须考虑良好的润滑。2.2传动方式 根据设计原则，考虑数控车床的加工特点，本机传动方式采取分离传动，即把主轴组件与变速传动部分两者分开形成一个主轴箱和一个变速箱。有如下优点：变速箱工作中产生的振动和热量不直接传给主轴，因而减少了主轴的振动和热变形，提高了加工精度。主轴箱内齿轮可大为减少，故主轴箱的振动、噪声和热量都减少了。高速时可由皮带传动直接带动主轴旋转，缩短传动链，从而运动平稳，精度、效率均提高；低速时，经背轮机构传动主轴，可获得较大的扭矩，以满足粗加工的需要。缺点是多增加了箱体，使加工和装配工时增加。因而，提高了制

6、造成本。2.3变速形式 采用滑移齿轮有级变速传动方式，其优点是齿轮传动结构可靠，工艺成熟，变速方便。缺点是噪声较大，高速时更为严重。2.4确定主传动系统方案及运动设计计算，并绘制转速图2.4.1主传动采用分离传动 即分为变速箱和主轴箱两部分。主轴箱在上，变速箱在下。下面的变速箱有22=4级变速，作为第一扩大组和基本组。上面的主轴箱采用了背轮机构和增加变速组的传动系统。变速箱与主轴箱之间用皮带传动。若接合主轴内齿轮离器，可直接传动主轴，得到4级高速；若经背轮机构，可得到4级低速，它的结构式为8=ZZZ，背轮机构作为第二扩大组，其得8级转速。如前计算，主轴转速为16级，故采用增加一个变速组传动系统

7、来扩大变速范围和变速级数。本题采用增加一个变速组的传动系统，传动数为2，作为最后一个扩大组，则其结构式为Z=16=。最后扩大组的变速范围，故rr,即r没有超过最大变速范围，是允许的。2.4.2确定是否增加降速传动CK6163数控车床总降速比i=。若每一个变速组的最小降速比均取，则四个变速组总的降速比可达到=，故无需增加降速传动。但是为使中间两个变速组做到降速度慢。减小变速箱和主轴箱的径向尺寸。分别在变速箱和主轴箱前增加一对降速传动带轮传动，其降速比分别为：变速箱为180/130；主轴箱：304/190(1.5=1.26)。在主轴之前增加一对降速传动齿轮传动，其传动比为=2（），进一步提高主轴传

8、动平稳性和加工精度。2.4.3分配降速比前面已确定：16=ZZ 共需四个变速组。 增加：电动机变速箱 变速箱主轴箱 主轴前 共三个降速比它们分别是：主轴箱及变速箱电动机第一扩大组基本组 为四根轴，即电 变速箱主轴箱： 一根轴主轴箱：背轮机构 第二扩大组 新增变速组 第三扩大组 ，共三根轴主轴前定比传动： 一根轴 总共九根传动轴2.4.4绘制转速图1）画出竖直相等的线，分别代表电、九根轴，画十六根距离相等的水平线代表16级转速，这样形成了转速图格线。2）在主轴轴标出16级转速（查标准数列表，得如下数值：32，40，50，63，80，100，125，200，250，315，400，500，630，

9、800，1000）3）在最低转速用H点表示，在最高转速轴用B表示，在轴向上两格（=1.26），在电机轴上用A点代表电动级转速n0=1450r/min。B、H两点连线相距约15格，即代表总降速比i=。4）主轴箱 a、定比降速 ：从H点向上3格在轴得G点（）， b、变速组：（第二扩大组，背轮机构）， b、低速组：变速组的降速比的1/4，故从轴G点向上4格。得轴F点；变速组的降速比取1/4，轴向上4格得轴E点（轴E点）。 b、高速组：（直线传动）：从EE作一水平线与轴相交于G点 c、变速组（第三扩大组，新增）：P=2，Z=8，从F点分别向下向4格得G、G点。5）变速箱主轴箱定比降速（1.5=）从轴E

10、点向上两格到轴点。6）变速箱内变速组a:基本组 从轴D点向上1格到轴C点，因基本组为I，即基本组为二对齿轮传动，级比指数为=1.故从轴C水平作一线得D点； b:第一扩大组为I，即二对齿轮传动，级比指数=2.故二对齿轮传动相距2格，从C向上2格得C点。将以上各点连线，并画出全部传速线，得转速图。2.5变速组内模数相同齿数的确定第一扩大组： i= i=1.26 查表，得 Z=32，Z Z，Z=32基本组： i= i=1查表得： Z， Z第二扩大组:背轮机构 齿轮离合器直接传动: i=（）=1背轮传动: i= i=查得： Z， Z，Z Z，Z第三扩大组：（新增） i= i=1.26查得：Z（=Z）

11、Z=60（=Z） Z（=Z） Z（=Z=）（Z与Z，Z与Z，Z与Z，Z与Z设计成同一齿轮）将各级齿轮齿数标在转速线图上成转速图。CK6163转速图2.6验算主轴各级转速误差2.6.1计算主轴各级实际转速 n=1450=32.4r/min n=1450=40.5r/minn=1450=50.7r/minn=1450=63.5r/minn=1450=81r/minn=1450=101.3r/minn=1450=127.7r/minn=1450=158.4r/minn=1450=202.7r/minn=1450=253.4r/minn=1450=316.7r/minn=1450=395.9r/min

12、n=1450=506.7r/minn=1450=633.4r/minn=1450=791.8r/minn=1450=989.7r/min 2.6.2验算主轴各级转速差 主轴各级转速相对误差为: =100%=100%=1.25%=100%=100%=1.25=100%=100%=1.4%=100%=100%=0.79%=100%=100%=1.25%=100%=100%=1.3%=100%=100%=1.36%=100%=100%=1.00%=100%=100%=1.35%=100%=100%=1.36%=100%=100%=0.54%=100%=100%=1.025%=100%=100%=1.

13、34%=100%=100%=0.54%=100%=100%=1.025%=100%=100%=1.03%主轴转速相对误差表：n32.440.550.763.581101.3126.7158.4202.7253.4316.7395.9506.7633.4791.8989.7n32405063801001251602002503154005006308001000%1.251.251.40.791.251.31.361.001.351.360.541.0251.340.541.0251.03转速相对误差允许值为%=10(-1)%=10(1.26-1)%=2.6%比较以上计算结果，主轴实际各级转速相

14、对误差均未超差，符合要求。2.7绘制传动系统图第3章、传动零件的初步计算3.1计算转速n3.1.1主轴计算转速的确定 由于机床属于中型通用机床和用途较广的半自动机床，又为等公比传动，故计算转速：n=n=n= n= n=321.26=100r/min (6 P)3.1.2其他传动件计算转速的确定从转速图上确定其他各传动比的计算转速。3.1.2.1传动轴的计算转速a、轴的计算转速 轴共有16级转速，轴按30/60传动主轴，只有200r/min及其以上转速传递全部功率，故最低转速200r/min即为轴的计算转速。b、轴的计算转速同理轴共有8级转速，此时经齿轮副（，）传动，只有400r/min800r

15、/min共4级转速能够传递全部功率，故最低转速400r/min为其计算转速。c、其余轴计算转速 按上述方法类推。现将各轴的计算转速列表如下轴序号计算转速n/ rmin10008006304004004002001002）齿轮的计算转速a、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴上，经齿轮副传动主轴，得到63r/min2000r/min 16级转速，其中200r/min及其以上的转速才能传递全部功率，故齿轮Z的计算转速为200r/min。b、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴（主轴）上，共有32r/min1000r/min转速，其中只有100r/min及其以上者能传递全部功率，故100r/min为其计算转速。c、

16、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴上，经齿轮副传动轴，其本身转速为160r/min800r/min转速，其中250r/min及其以上者才能传递全部功率，故250r/min为其计算转速。d、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴上，经齿轮副传到轴得到63r/min315r/min转速，只有100r/min及其以上者能传递全部功率，故100r/min为其计算转速。e、以此类推，可得其他各齿轮的计算转速。现将各齿轮的计算转速列表如下：齿轮ZZZZZZZZZZZZZZZ计算转速/rmin1000125010008001250125080063040040040010002501002003.2各轴输入功率：轴 P=P

17、=130.96=12.48 KW轴 P= P=12.480.990.97=11.98 KW轴 P= P=11.980.990.97=11.51 KW轴 P= P=11.510.96=11 KW轴 P= P=110.990.97=10.6 KW轴 P= P=10.60.990.97=10.11 KW轴 P= P=10.110.990.97=9.78 KW轴 P= P=9.780.990.97=9.39 KW各轴输入功率列表如下：轴电输入功率/kw1312.4811.9811.511110.610.119.789.363.3各轴输入转矩：轴 T=9.5510=9.5510Nmm=119184 Nm

18、m轴 T=9.5510=9.5510Nmm=143071.25 Nmm轴 T=9.5510=9.5510 Nmm=174477 Nmm轴 T=9.5510=9.5510 Nmm=260625 Nmm轴 T=9.5510=9.5510 Nmm=253075 Nmm轴 T=9.5510=9.5510 Nmm=241376.25 Nmm轴 T=9.5510=9.5510 Nmm=46699.5 Nmm轴 T=9.5510=9.5510 Nmm=899105 Nmm各轴输入转矩列表如下：轴输入转矩/Nmm119184143071.25174477260625250075241376.2546699.5

19、8891053.4传动轴及主轴直径计算（最小直径）（1）按扭矩刚度对传动轴直径估算d=91=91=32.7mm 取d=35mm (5 P)d=91=91=32.8mm 取d=30mmd=91=91=35.95mm 取d=35mmd=91=9144mm 取d=45mmd=91=91=46.1mm 取d=50mmd=91=91=45.6mm 取d=50mm d=91=91=38.5mm 取d=40mm（2）主轴直径估算查表选择主轴前轴颈直径为D=（140165）mm，取D=160.25mm，D=（0.70.85）D=120.25mm。3.5传动齿轮的计算3.5.1齿轮的材料及热处理1）变速箱齿轮：

20、 、轴齿轮 选用锻钢 45 G45 轴齿轮 选用锻钢 40Cr G45 2）床头箱（主轴箱） 、轴齿轮 选用锻钢 45 G52、 轴齿轮 选用锻钢 40Cr G523.5.2齿轮精度选择 考虑齿轮转速均大于510m/s范围内，故选用8-7-7DC精度，表面粗糙度。3.5.3齿轮模数的估算一般同一变速组的齿轮模数相同，按简化的疲劳强度公式对负荷最重的小齿轮的模数进行估算。a、变速箱m=16338=16338=2.78 取m=3mm (6 P)b、主轴箱直齿轮模数：m=16338=16338 =3.6 取m=4mm斜齿轮模数： m=16338=16338 =4.38 取m=4.5mm3.6三角胶带

21、传动计算3.6.1变速箱（与电动机带轮）（1）确定计算功率(9 P) P=KP=1.113=14.3kw（2）选择胶带的型号根据计算功率P=14.3kw，小带轮转速n=1450r/min，选择带型，为B型带。（3）确定带轮基准直径d 、d小带轮基准直径d=130mm大带轮基准直径d=id=188.5mm ，取d=186mm校核速比误差 =0.01330.05, 在允许范围内，可以。（4）校核带速 V=9.86m/s V=525m/s之间，d选择合适。（5）确定带基准长度Ld和中心距a初取中心距a=0.7(d+d)2(d+d) =0.7(130+186)2(130+186) =212.2632m

22、m初取a=400mm确定带的基准长度 Ld=2a+（d+d）+ =2400+ =1298mm根据Ld值取标准值L=1250mm。实际中心距 a= a+400+376mm中心距变化范围 a=a+0.03Ld=376+0.031250=413.5mm a=a-0.015Ld=376-0.0151250=357.25mm（6）验算包角 =180-57.3 =180-57.3 171.2 120,符合要求。（7）确定胶带根数Z查表单根V带基本额定功率 P=2.2kw单根V带功率的增量 P=0.36kw包角修正系数 K=0.98带长修正系数 K=0.88代入公式Z=6.5取Z=7根10根，可以。（8）计

23、算预紧力F带每米长质量=0.17kg/m预紧力 F=500(-1)+ V =500（）+0.179.86 =160.35N（9）计算压轴力 F=2ZFsin=27160.35sin=2266.2N（10）带轮结构设计（见电动机与变速箱带轮）3.6.2主轴箱（与变速箱带轮）（1）确定计算功率 (9 P) P=1.111.51=12.661kw（2）选择三角带的型号根据计算功率P=12.661kw，小带轮转速n=1250r/min，选择带型，选择B型带。（3）确定带轮基准直径d 、d小带轮基准直径d=190mm 大带轮基准直径d=i190=297mm，取d=304mm校核速比误差 =-0.0240

24、.05在允许范围内，可以（4）校核带速V=12.44m/sV=525m/s之间，d选择合适（5）确定带基准长度和中心距a初定中心距 a=0.7(d+d)2(d+d) =0.7(190+304)2(190+304) =345.8988mm初取a=450mm确定带基准长度 =2a+（d+d）+ =2450+ 1683mm根据取标准值 =1680mm实际中心距 a=a+=450+=448.5中心距变化范围 a=a+0.03=448.5+0.031680=460.4mm a=a-0.015=448.5-0.0151680=384.8mm（6）验证包角 =180-57.3 =180-57.3 =1641

25、20，符合要求。（7）确定胶带根数查表单根V带基本额定功率=4.29kw单根V带功率的增量 =0.54kw包角修正系数 K=0.96带长修正系数 K=0.93代入公式 Z=2.94取Z=5根4b，（b为齿宽），如图所示：I轴与轴故设计合理 故设计合理4.2.5 固定齿轮定位轴向定位用轴环和隔套同向定位齿轮，用花键。轴齿轮内装轴承，内轴承定位保证。轴采用隔套和弹簧挡圈轴向定位，用花键周向定位。轴齿 轮靠弹簧挡套轴向定位，用花键周向定位。轴肩和隔套轴向定位，花键周向 定位。主轴采用锥度和平键实现轴向和周向定位。4.3 齿轮的结构设计（1） 变速箱齿轮由整块材料做成（2） 多联滑移齿轮由整块材料做成

26、，其结构如图：（3） 床头箱内齿离合器由整块材料做成，其结构如下：（4） 床头箱齿轮由整块材料做成4.4 各转动轴结构设计轴轴轴轴轴轴轴主轴（轴）4.5 操纵机构设计 (2 P) 主运动采用分离传动，变速箱实现四级变速，变速由操纵油缸、控制活塞杆、上的拨叉移动双联滑移齿轮、和实现变速。同时摇摆电机通过蜗杆带动蜗轮经电磁离合器，使传动系统缓慢摆动，以免齿轮顶相碰，可顺利啮合。变速完毕后，撞块和接电器触头发出信号，摇摆电机可停转，电磁离合器脱开，主电机方可启动。床头箱中双向内啮合离合器和，由操纵油缸中的活塞杆带动拨叉和来控制它的接通或放松；使主传动实现四级变速。停车时为克服旋转件的惯性，采用液压摩

27、擦制动器迅速停止。改变主电机转向，可实现主轴反转。第5章、主要零件的验算5.1 齿轮（按接触疲劳）强度验算5.1.1变速箱因所选齿轮为硬齿面，且高速运转，故按接触疲劳强度校核齿轮模数。 m=16300=16300 =3mm (5 P)与所选实际模数相同，故强度足够。5.1.2主轴箱因所选齿轮为硬齿面，且高速运转，故按接触疲劳强度校核齿轮模数。m=16300=16300=3.9mm4mm（所设计模数），故所设计模数强度足够 (5 P)5.2 传动轴的验算5.2.1传动轴的刚度验算当轴的转速n=800r/min时，运动由齿轮Z=40传入，运动传出的齿轮有Z=32、Z=36两个。但由于Z=36位置靠

28、近中间，故以Z=36传出时作用力最大，并且由此产生的弯矩也最大。所以按Z=40传入，Z=36传出的情况进行计算。图1 空间坐标计算图图2 挠度与倾角计算图图3 B(C)点挠度分解图1）、计算作用在轴的计算转矩T=1430.7kgfcm2）、作用在B点处的力F、FF=238.45kgf (5 P 表4-6)F= Ftg（）=238.45tg（20+543）=238.450.482=115kgf（摩擦角，f=0.1，=543）3）、作用在C点处的力F、FF=265kgf (5 P 表4-6)F= Ftg（）=265tg（20+543）=2650482=128kgf4）、挠度的计算a、作用在B点的力

29、在B点产生挠度查表I=16.6cm E=2.110kgf/cm轴简化受力图见图2Y=0.00298cm=0.03mm (5 P 表4-6)Y=0.00144cm=0.014mm (5 P 表4-6)b、作用在C点力在B点产生的挠度Y=（）=(5 P 表4-6) =0.0028cm=0.028mmY=（）=(5 P 表4-6) =0.0014cm=0.014mmc、作用在C点力在C点产生的挠度Y=0.0026cm=0.026mm (5 P 表4-6)Y=0.0013cm=0.013mm (5 P 表4-6)d、作用在B点力在C点产生的挠度Y= (5 P 表4-6) Y=0.0012cm=0.01

30、2mm e、计算B点的挠度对X、Y轴的分解，C点的挠度对x、y轴的分解 Y= Ycos60=0.03cos60=0.015mm Y= Ycos30=0.014cos30=0.012mm Y=Ycos45=0.028cos45=0.02mm Y=Ycos45=0.014cos45=0.01mm Y= Ysin60=0.03sin60=0.026mm Y= -Ysin30=0.014sin30=-0.007mm Y=Ysin45=0.028sin45=0.02mm Y=Ycos45=0.014cos45=0.01mm Y=Ycos45=0.026cos45=0.018mm Y=-Ycos45=-0

31、.013cos45=-0.009mm Y=Ycos60=0.025cos60=0.0125mm Y=Ycos30=0.012cos30=0.01mm Y= Ysin45=0.026sin45=0.018mm Y= Ycos45=0.013cos45=0.009mm Y=Ysin60=0.025sin60=0.0216mm Y=-Ycos30=-0.012cos30=-0.01mmf、计算B点在X、Y坐标方向的挠度，C点在X、Y坐标方向的挠度。 Y=Y+Y+Y+Y=0.015+0.012+0.02+0.01=0.037mm Y=Y+Y+Y+Y=0.026-0.007+0.02+0.01=0.04

32、9mm Y=Y+Y+Y+Y=0.018-0.009+0.0125+0.01=0.0315mm Y=Y+Y+Y+Y=0.018+0.009+0.0216-0.01=0.0386mm g、合成B点挠度，合成C点挠度。 Y=0.061mm Y=0.050mm将以上计算结果，列下表与挠度允许值进行比较（单位 mm）挠度坐标 方向由作用在B点的力产生的挠度由作用在B点的力产生的挠度叠加后的挠度合成的挠度计算值允许值YX0.0150.0120.02-0.010.0370.0610.11Y0.026-0.0070.020.010.049YX0.018-0.0090.01250.010.03150.050.1

33、1Y0.0180.0090.0216-0.010.03865）、倾角的计算 在轴上安装轴承和齿轮处应核算倾角是否超过允许值 a、作用在B点的力在B点产生的倾角：Q=0.000019rad (5 P 表4-6)Q=0.000009 rad (5 P 表4-6) b、作用在C点的力在B点产生的倾角： Q=0.000063rad Q=0.000031rad c、作用在C点的力在C点产生的倾角：Q=-0.00014 radQ=-0.00007rad d、作用在B点的力在C点产生的倾角：Q= =-0.00083 radQ=-0.00004 rad e、作用在B点的力在A点产生的倾角：Q=0.00033

34、radQ= =0.00016 rad f、作用在C点的力在A点产生的倾角： Q=0.00029radQ=0.00014radg、作用在B点的力在D点产生的倾角：Q=-0.00032radQ=-0.00015radh、作用在C点的力在D点产生的倾角:Q=-0.00036 radQ= =-0.00019 radi、计算A点在X、Y坐标方向的倾角: Q=Q+Q+Q+Q =0.00033cos60+0.00016cos30+0.0029cos45-0.00014sin45 =0.0004rad Q=Q+Q+Q+Q =0.00033sin60-0.00016sin30+0.0029sin45+0.000

35、14cos45 =0.000325rad合成A点倾角：Q=0.00052radj、计算B点在X、Y坐标方向的倾角: Q=Q+ Q+ Q+ Q =0.00019cos60+0.00009cos30+0.000065cos45-0.000031sin45 =0.000059radQ=Q+ Q+ Q+ Q=0.00019sin60-0.00009sin30+0.000065sin45+0.000031cos45=0.00008rad合成B点倾角：Q=0.0001rad k、计算C点在X、Y坐标方向的倾角: Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00083cos60-0.0004cos30-0.00014

36、cos45+0.00007sin45 =-0.0008rad Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00083sin60+0.0004sin30-0.00014sin45-0.00007cos45 =-0.00066rad合成C点倾角：Q=0.001radl、计算D点在X、Y坐标方向的倾角:Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00032cos60-0.00015cos15-0.00036cos45+0.00019sin45 =-0.0004radQ=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00032sin60+0.00015sin30-0.00036sin45-0.00019cos45 =-0.00074ra

37、d合成D点倾角：Q=0.00084rad将以上计算结果列下表与倾角允许值进行比较（rad）倾角坐标方向由作用在B点的力产生的倾角由作用在B点的力产生的倾角由作用在B点的力产生的倾角合成后的倾角计算值允许值QX0.00030.00010.00040.00052装向心球轴承处Q=0.0025Y0.000210.00030.00033QX0.0000170.0000390.000060.0001装向心球轴承处Q=0.001Y0.0000120.0000680.00008QX-0.00076-0.00005-0.000080.0001装向心球轴承处Q=0.001Y-0.00052-0.00015-0.

38、0007QX-0.00029-0.00012-0.00040.00084装向心球轴承处Q=0.0025Y-0.00035-0.00039-0.0007以上计算结果表明，所设计的传动轴刚度足够。5.2.2传动轴强度计算(9 P) 1）求F、F、F、F在X、Y轴上的分解 F=Fcos60=2385cos60=1192.5 NF=Fcos30=1150cos45=99.6 NF=F+F=1192.5+99.6=1292.1 NF=Fsin60=2385sin60=2065 NF=-Fsin30=-1150sin30=-575 NF=F+F=2065-575=1490NF=Fcos45=2650cos

39、45=1874 NF=-Fsin45=-128sin45=-90.5 NF=F+F=1874-90.5=1783.5 NF= Fsin45=2650sin45=1874NF= Fcos45=128cos45=90.5NF= F+ F=1874+90.5=1964.5N2）计算左支承点的支承反力R、R（见力学模型图） a、-R276+1292.1144+1783.592=0 R=1268.6Nb、-R276+1490144+1964.592=0 R=1432.2N3）计算右支承点的支承反力R、Ra、R276-1292.1132-1783.5184=0 R=1245.2Nb、R276-149013

40、2-1964.5144=0 R=1737.6N4）计算弯矩、绘制弯矩图，验算C点（见力学模型图）力学模型图、弯矩图力学模型图：水平弯矩图：垂直弯矩图：合成弯矩图：转矩图：当量弯矩图： a、水平弯矩 C点水平弯矩（左） M=RAC=1268.6184=233422.4NmmC点水平弯矩（右） M=RDC=1245.292=114558.4Nmmb、垂直弯矩 C点垂直弯矩（左） M=RAC=1432.2184=263524.8NmmC点垂直弯矩（右） M=RDC=1737.692=159859.2Nmm c、作合成弯矩 C点左侧合成弯矩： M=352038.8NmmC点右侧合成弯矩：M=19666

41、8.7Nmmd、计算后的转矩=0.6143070=85842Nmm转矩图：e、当量弯矩 M=362353.6NmmM=214586.6Nmm当量弯矩图： f、校核危险截面轴径 d=39.24mm 所选轴为花键。其大径为mm，其小径为mm均大于39.24mm，故轴的强度足够。5.3 主轴刚度验算 (6 P)5.3.1 跨距 L=813mm=81.3cm5.3.2 当量外径 (6 P)根据公式D=138mm=13.8mm5.3.3 主轴刚度 由于d/D=0.580.5 故孔对刚度有影响。 据公式K=479N/um (6 P)5.3.4 主轴刚度的要求刚度要求计算简图由于这种机床属于通用机床，对主轴

42、的刚度要求可根据自激振动稳定性决定。查表1取阻尼=0.03，查表2当V=50m/min，f=0.2mm时，K=2.06，夹角，这种机床要求的切削稳定性良好。取b=0.02D=6.4mm。根据公式K= (6 P) =61N/根据公式K= K0.6 (6 P) =610.6 =237N/根据公式K=1.66 K=1.66237=393N/393 N/479 N/，该机床主轴刚度是合格的。5.4 滚动轴承寿命的验算（验算轴承6307）5.4.1 传动轴、滚动轴承寿命验算通过分析可知，当轴的Z=32齿轮与轴的Z=40齿轮啮合，轴的Z=32齿轮与轴的Z=40齿轮啮合时，轴上的轴承受力状况最危险。这时轴的受力情况如下图所示：1）计算作用在轴上转矩T前已计算 T=1430.7kgfcm=143070Nmm2）计算作用在B点的力F 、F前已计算 F=