关 键 词：

减速器课程设计

资源描述：

二级直齿减速器课程设计11294%116,减速器课程设计

内容简介：

标记 处数 分区 更改文件号 签名 年 月 日标准化设计 李光俊审核工艺 批准重量 比例阶段标记共 张 第 张主传动系统截面图哈尔滨工业大学ntsnts标记处数分区更改文件号签名年 月 日标准化设计李光俊审核工艺批准重量比例阶段标记共 张 第 张主传动系统装配图 哈尔滨工业大学nts目 录 第 1 章 机床的规格及用途 . 1 第 2 章 运动设计 . 1 2.1 确定极限转速 . 1 2.2 确定公比 . 1 2.3 求出主轴转速级数 . 1 2.4 确定结构网或结构式 . 2 2.5 绘制转速图 . 2 2.5.1 选用电动机 . 2 2.5.2 确定传动轴的轴数 . 2 2.5.3 绘制转速图 . 3 2.6 转速图 . 4 第 3 章 传动零件的初步计算 . 5 3.1 传动轴直径初定 . 5 3.2 主轴轴颈直径的确定 . 6 3.3 齿轮模数计算 . 6 3.3.1 初算齿轮模数 . 6 3.3.2 对各种限制的讨论 . 7 3.3.3 其余验证 . 8 3.4 核算主轴转速误差 . 8 第 4 章 零件的验算 . 9 4.1 第 2 变速组的验证计算 . 9 4.1.1 小齿轮的弯曲强度验算 . 9 4.1.2 大齿轮的接触强度验算 . 10 4.2 传动轴的验证计算 . 12 4.2.1 传动轴的载荷分析 . 12 4.2.2 传动轴的最 大挠度计算 . 13 4.2.3 传动轴在支承处的倾角计算 . 16 4.3 主轴组件的静刚度验算 . 16 4.3.1 计算条件的确定 . 16 4.3.2 两支承主轴组件的静刚度验算 . 17 第 5 章 结构设计的说明 . 20 第 6 章 参考文献 . 21 nts第 1 页，共 22 页 第 1章 机床的规格及用途 本设计机床为卧式升降台铣床 ， 其级数 18Z ， 最小转数min 28 / minnr ， 转速公比为 1.26 ， 驱动电动机功率 5.5N kW 。 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 。 第 2章 运动设计 2.1 确定极限转速 由已知最小转数 min 28 / minnr ， 级数 18Z ， 得到主轴极限转速max 1400 / minnr ， 转速调整范围 maxmin 50nRR R。 2.2 确定公比 由设计任务书 给 定 条件 ， 转速公比 1.26 ， 由参考文献 1， 查得其转速数列为 28， 35。 5， 45， 56， 71， 90， 112， 140， 180， 224， 280， 355， 450，560， 710， 900， 1120， 1400( /min)r 。 2.3 求出主轴转速级数 由参考文 献 1， 转速级速 lg 1lg nRz (1-1) 其中 ： nR 转速调整范围 转速公比 nts第 2 页，共 22 页 将 50nR ， 1.26 代入 ， 得 18z 。 2.4 确定结构网或结构式 在设计简单变速系统时 ， 变速级数应选为 32mnz 的形式 ， 其中 ,mn为正整数 。 故 2118 3 2z ， 即选用 2 对三联齿轮 ， 1 对两联齿轮进行变速 。 由参考文献 2， 主变速传动系设计的一般原则是 ： 传动副前多后少原则 ，传动顺序与扩大顺序相一致的原则 ， 变速组降速要前慢后快 。 因此 ， 确定其变速 结构式如下 ： 1 3 918 3 3 2 (1-2) 其最末扩大组的调整范围 991 .2 6 8 8nr ， 满足要求 。 由于其调整范围已经达到最值 ， 故其最大传动比与最小传动比均已确定 ，即最大传动比 ： max 2u (1-3) 最小传动比 min14u (1-4) 2.5 绘制转速图 2.5.1 选用电动机 由参考文献 1， 选用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机 ， 其 级数 4P 级 ， 同步转速 1440 / minr ， 电机型号 132 4YS 。 2.5.2 确定传动轴的轴数 传动轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5 nts第 3 页，共 22 页 2.5.3 绘制转速图 图 2-1 主传动系统 转速图 nts第 4 页，共 22 页 2.6 转速图 由参考文献 2， 根据各级变速组 传动比 ， 在满足各传动比的各总 齿数和中选择 ， 得各传动组各齿轮 齿数 由图 2-2 所示 ： 图 2-2 传动示意图 nts第 5 页，共 22 页 第 3章 传动零件的初步计算 3.1 传动轴直径初定 由参考文献 1， 传动轴直径按扭转刚度用式 (3-1)进行计算 ： 491jNd n (mm ) (3-1) 其中 ： d 传动轴直径 (mm) N 该轴传递的功率 (kW ) jn 该轴的计算转速 ( /minr ) 该轴每米长度允许扭转角 (deg/m )， 本例中 ， 取 0.75 由图知 ， 各轴的计算转速为 ： 90 / minjnr ， 112 / minjnr ， 280 / minjnr ， 560 / minjnr ，1440 / minjnr 。 由于本计算为初定 ， 各轴传递功率为电机功率乘以其中的效率 ， 故 各轴取电机功率可能造成传动轴直径较大 ， 但是不会造成轴强度不够的情况 。 故各轴的 5.5N 带入： 得： 4 5 . 59 1 2 4 . 3 11 4 4 0 0 . 7 5Id m m4 5 . 59 1 3 0 . 7 85 6 0 0 . 7 5IId m m4 5 . 59 1 3 6 . 6 12 8 0 0 . 7 5IIId m m4 5 . 59 1 4 6 . 0 31 1 2 0 . 7 5d m m 取各轴最小轴径为 24Id mm ， 30IId mm ， 35IIId mm ， 45d mm nts第 6 页，共 22 页 3.2 主轴轴颈直径的确定 由参考文献 3， 功率为 5.5kW 的卧式 铣床选用前轴颈轴径为 90mm ， 后轴颈选用前轴颈的 70%85%， 为了选用轴承的方便， 主轴中部与圆锥滚子轴承后轴颈 配合测轴颈去 70mm ，为使主轴缓慢过渡，主轴后部与深沟球轴承 轴承配合处的轴颈 55mm 。 3.3 齿轮模数计算 3.3.1 初算齿轮模数 一般同一变速组中的齿轮取同一模数 ， 选择各组负荷最重的小齿轮 ， 由参考文献 1， 其计算得到的齿轮模数为 ： 3 221( 1 )16338 djm j juNm z u n (3-2) 其中 ： jm 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 ； dN 驱动电动机功率 (kW)； u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 1u ， 外啮合取“ +”号 ， 内啮合取“ -”号 ； 1z 小齿轮齿数 ； m 齿宽系数 ，m Bm (B 为齿宽 ， m 为模数 )， 610m ， 此处 ， 均选用 8m ； j 许用接触应力 (MPa )， 查表可得 1370j MPa 对于基本组 ， 小齿轮最小齿数是 1 24z ， 2u ， 其计算转速为560 / minjnr 带入式 (3-2)得 31 22( 2 1 ) 5 . 51 6 3 3 8 1 . 9 58 2 4 2 1 3 7 0 5 6 0jm m m 取 对于第一扩大组 变速组 ， 小齿轮最小齿数是 1 26z ， 2.5u ， 其计算转速nts第 7 页，共 22 页 为 280 / minjnr 带入式 (3-2)得 32 22( 2 . 5 1 ) 5 . 51 6 3 3 8 2 . 2 88 2 6 2 . 5 1 3 7 0 2 8 0jm m m 对于第二扩大组 变速组 ， 小齿轮最小齿数是 19， 4u ， 其计算转速为355 / minjnr 带入式 (3-2)得 31 22( 4 1 ) 5 . 51 6 3 3 8 2 . 4 9 68 1 9 4 1 3 7 0 3 5 5jm m m 3.3.2对各种限制的讨论 对于 第二扩大组变速组 ， 由于主轴轴径是由标准查得 ， 其值较大 ， 前轴径为 90mm ， 后轴径为 55mm ， 即安装齿轮处轴外径约为 80mm ， 由参考文献 1 ，轴上的小齿轮还考虑到齿根贺到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚 ， 以防断裂 ， 即其最小齿数 minz 应满足： m in 1.03 5.6Dz m(3-3) 其中： D 齿轮花键孔的外径 (mm)， 单键槽的取孔中心至键槽槽底的尺寸两倍 m 齿轮模数 对于主轴 ， 选用单键槽 ， 查得 45.4 2 91.8D ， 若 3m ， min 37.12z ，大于已确定的最少齿数 。 若 4m ， min 29.24 35z ， 满足要求 ， 故 第 二扩大组变速组 的模数取 3 4mmm 。 考虑到花键滑动与定位较容易 ， 除主轴外 ， 其余轴均选用花键 连接 。 对于 第二扩大组变速组 ， 在 轴 上 ， 选用 花键 8 46 50 9 ， 将 50D 带入 ， 若 2.5m ， 则 min 26.2z ， 大于已确定的最小齿数 26 。 若 3m ， 则 min 22.8z ， 小于 26。故取第二扩大组的齿轮模数 3m mm 。在本设计中，第一扩大组和第二扩大组之间选用了一个公用齿轮，由于相互啮合的齿轮要选用相同的模数，故第一扩大组变速组的齿轮应选用模数为3m mm 的齿轮。 验证第 一扩大组 变速组 ， 第轴选用花键 8 32 36 6， 将nts第 8 页，共 22 页 36D 代入 ， 得 min 18z ，小于最小齿数 24。故 满足要求 。 故第 一扩大组 变速组选用模数 2 3m 。 对于电机轴上的齿轮配合，选 25mmD 。 若 2m ， 得 min 18.5z ， 小于最小齿轮 26，故选取 2mmm 满足要求。 3.3.3 其余验证 1. 机床主传动系 统最小齿数 min 18 20z ， 所有齿轮均满足此条件 。 2. 机床主传动的最小极限传动比为min 14u ， 中型机床的最大齿数和max 120zS ， 以上设计均满足此要求 。 3.4 核算主轴转速误差 由参考文献 1 ， 实际传动比所造成的主轴转速误差 ， 一般不应超过( 1)% ， 即 2.6% 。 经过核算 ， ， 18 级转速 各设计转速的实际 转速为： 28： 26 24 26 191440 28.06867 48 65 76 误差 0.24% 35。 5： 26 28 26 191440 35.72367 44 65 76 误差 0.63% 45： 26 32 26 191440 44.90867 40 65 76 误差 0.2% 56： 26 24 40 191440 55.03567 48 51 76 误差 1.70% 71： 26 28 40 191440 70.04067 44 51 76 误差 1.34% 90： 26 32 40 191440 88.05567 40 51 76 误差 2.1% 112： 26 24 56 191440 112.27067 48 35 76 误差 0.24% 140： 26 32 56 191440 179.63067 40 35 76 误差 2.07% 180： 26 32 26 191440 44.90867 40 65 76 误差 0.20% nts第 9 页，共 22 页 224： 26 24 26 6314 40 22 1. 03 667 48 65 32 误差 1.32% 280： 26 28 26 6314 40 28 1. 32 067 44 65 32 误差 0.47% 355： 26 32 26 6314 40 35 3. 65 067 40 65 32 误差 0.38% 450： 26 24 40 6314 40 43 3. 40 067 48 51 32 误差 3.60% 560： 26 28 40 6314 40 55 1. 60 067 44 51 32 误差 1.40% 710： 26 32 40 6314 40 61 3. 40 067 40 51 32 误差 2.30% 900： 26 24 56 631440 884.14267 48 35 32 误差 1.76% 1120： 26 28 56 631440 1125.27067 48 35 32 误差 0.47% 1400： 26 32 56 631440 1414.60067 40 35 32 误差 0.10% 可见 ， 仅有设计转速 450 的 实际转速 误差 略超过允许值 ，但是考虑到差距不大 ， 故选用本设计结果进行绘制 。 第 4章 零件的验算 4.1 第 2 变速组的验证计算 第 一扩大组 变速组的最小齿轮齿数为 1 26z ， 与之相啮合的大齿轮齿数为2 65z 。 由参考文献 1 ， 对于传递一定速度和功率的一般驱动用齿轮 ， 基本、第一扩大组 级变速组选用 7 级齿轮 ， 主轴选用 6 级齿轮 4.1.1 小齿轮的弯曲强度验算 由参考文献 4 ， 对于直齿圆柱 齿轮 ， 弯曲应力需要满足下式： tF F s FKF Y Y Ybm (4-1) 式中 ： F 齿轮的弯曲疲劳强度 (MPa ) K 载荷系 数 ， AVK K K K K 。 对于平稳的原动机与工作机 ， 有nts第 10 页，共 22 页 使用系数 1.0AK ， 由于 311 22 8 0 3 9 1 0 1 . 1 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0tdnv m s ， 查表得 1.08vK ， 设轴的刚性大 ， 查得齿向载荷分布系数 1.03K ， 则齿间载荷分配系数 1.1K 故载荷系数 1 . 0 1 . 0 8 1 . 0 3 1 . 1 1 . 2 2AVK K K K K tF 齿轮所受切向力 (N )， 由于轴 II 最小转速为 280 /minr ， 代入得到最大切向力 3 33m i n m i n5 . 5 1 0 4 . 8 1 2 1 022 8 0 3 9 1 060tPPFNvr ； b 齿宽 (mm)， 此处 24b ； FY 齿形系数 ， 查图得 2.6FY ； sY 齿轮齿根应力修正系数 ， 查图得 1.56sY ； Y 重合度系数 。 0.750.25Y ， 其中 12111 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 0 7zz ， 代入得 0.689Y ； F 许用弯曲应力 (MPa )， limFNF FYS ， 本齿轮采用 45 钢渗碳淬火 ， 查表得弯曲疲劳极限应力： lim 350F MPa ， 1.0NY ， 取弯曲系数 1.25FS ， 代入 ， 得 3 5 0 1 2801 .2 5F MP a 。 代入公式 ， 得 31 . 2 2 4 . 8 1 2 1 0 2 . 6 1 . 5 6 0 . 6 8 9 2 2 7 . 92 4 3FF M P a 满足齿根弯曲疲劳强度 。 4.1.2 大齿轮的接触强度验算 由参考文献 4 ， 对于直齿圆柱齿轮 ， 接触疲劳强度的校核公式为： nts第 11 页，共 22 页 2 1tH E H HKF uZ Z Z b d u (4-2) 式中： EZ 材料弹性系数 ， 由表查得 189.8EZ MPa ； HZ 节点区域系数 ， 查表得 2.5HZ ； Z 重合度系数 ，12111 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 0 7zz ， 其 查表可得0.88Z ； u 传动比 ， 由前可知 65 2.526u； tF 齿轮所受切向力 (N )， 由于该对齿轮进入啮合时 ， 轴 III 的最小转速为 112 /minr ， 代入 ， 得到最大切向力： 3 33m i n m i n5 . 5 1 0 4 . 8 1 0 1 021 1 2 9 7 . 5 1 060tPPFNvr K 载荷系数 ， AVK K K K K 。 对于平稳的原动机与工作机 ， 有使用系数 1.0AK ， 由于 311 21 1 2 9 7 . 5 1 0 1 . 1 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0tdnv m s ， 查表得1.08vK ， 设轴的刚性大 ， 查得齿向载荷分布系数 1.03K ， 则齿间载荷分配系数 1.1K 故载荷系数 1 . 0 1 . 0 8 1 . 0 3 1 . 1 1 . 2 2AVK K K K K 。 H 许用接触应力 ， minHNH HZS ， 其中 minH 为试验齿轮的齿面接触疲劳极限 ， 由参考文献 4P146 知 MPaH 1200min ， NZ 为接触强度寿命系数 ， 取 05.1NZ ， 其余系数与前述相同 ， 故 M P aS ZH NHH 1 2 6 01 05.11 2 0 0m i n nts第 12 页，共 22 页 代入计算得： 31 .2 2 4 .8 1 0 1 0 2 .5 11 8 9 .8 2 .5 0 .8 8 5 5 3 .2 42 4 6 5 3 2 .5HH M P a 满足接触疲劳强度的要求 4.2 传动轴 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 ， 允许变形量见参考文 献 3上 910 页 表 3。 10-7， 得 0 . 0 0 0 5 0 . 0 0 0 5 3 6 0 0 . 1 8y l m m 0.001rad 由参考文献 1 ， 对于传动轴 II， 仅需要进行刚度计算 ， 无须进行强度验算 。 4.2.1 传动轴 的载荷分析 对传动轴 的受力进行简化 ， 得到下示载荷分布图： 图 4-1 轴 的受力分析 其中 1 2 3,a a aQ Q Q 是 第一扩大组 变速组的驱动力 ， 且 3 个驱动力不能同时作用 ； 1 2 3,b b bQ Q Q 是 第二扩大组 变速组的驱动阻力 ， 且 3 个驱动阻力 不能同56 80 80 79 30 35 nts第 13 页，共 22 页 时作用 。 其弯曲载荷由下式计算 ： 7( / ) 2.12 10 ( )ab NQ Q Nm zn (4-3) 式中： N 该齿轮传递的全功率 (kW )， 如前述原因 ， 此处均取 5.5N kW 。 ,mz 该齿轮的模数 ()mm ， 齿数 ； n 该传动轴的计算工况转速 ( /minr )， ( aj bjn n n或 bj ajn n n) ajn 该轴输入扭矩的齿轮计算转速 ( /minr ) bjn 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 ( /minr ) 将六种驱动力 /驱动阻力分别带入式 (4-3)， 可得到各驱动力为： 71 5. 52. 12 10 28 923 48 28 0aQN 72 5.52.12 10 21593 40 450a 73 5. 52. 12 10 24 883 44 35 5aQN 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 速度以后计算 。 4.2.2 传动轴 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： 334( 0 .7 5 )( / ) 1 7 1 .3 9 ( )ab l N x xy y m mD m zn (4-4) 式中： l 两支承间的跨距 (mm)， 对于轴 ， 360l mm 。 D 该轴的平均直径 (mm)， 本轴的平均直径 38D mm 。 iax l ， ia 齿轮 iz 的工作位置至较近支承点的距离 (mm) ay 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 (mm ) by 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 (mm ) nts第 14 页，共 22 页 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 1aQ ， 其输入位置 1 56aa mm ， 故 56 0.156360x 331 43 6 0 5 .5 ( 0 .7 5 0 .1 5 6 0 .1 5 6 )1 7 1 .3 9 0 .0 5 93 8 3 4 8 2 8 0ay m m 对于 2aQ ， 其输入位置 2 136aa mm ， 故 136 0.378360x 332 43 6 0 5 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 3 7 8 0 . 3 7 8 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 9 03 8 3 4 0 4 5 0ay m m 对于 3aQ ， 其输入位置 3 75aa mm ， 故 75 0.208360x 333 43 6 0 5 .5 ( 0 .7 5 0 .2 0 8 0 .2 0 8 )1 7 1 .3 9 0 .0 6 63 8 3 4 4 3 5 5ay m m 故 2aQ 引起的 中点挠度最大 ， 在计算合成挠度时使用 2aaQQ ，2 0.090aay y mm 进行计算 。 此时轴 转速为 450 /minr 此时对之前计算的输出驱动阻力进行 计算 ， 各力为 71 5. 52. 12 10 21 593 40 45 0bQN 72 5.52.12 10 33223 26 450b 73 5.52.12 10 15423 56 450bQN 带入式 (4-4)， 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 1bQ ， 其输入位置 1 136ba mm ， 故 136 0.378360x 331 43 6 0 5 .5 ( 0 .7 5 0 .3 7 8 0 .3 7 8 )1 7 1 .3 9 0 .1 4 53 8 3 4 0 2 8 0by m m 对于 2bQ ， 其输入位置 2 144ba mm ， 故 144 0.4360x nts第 15 页，共 22 页 332 43 6 0 5 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 4 0 . 4 )1 7 1 . 3 9 0 . 2 2 83 8 3 2 6 2 8 0by m m 对于 2bQ ， 其输入位置 3 35ba mm ， 故 35 0.097360x 333 43 6 0 5 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 0 9 7 0 . 0 9 7 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 3 23 8 3 5 6 2 8 0by m m 故 2bQ 引起的中点挠度最大 ， 在计算合成挠度时使用 2bbQQ ，2 0.1798bby y mm 进行计算 。 由参考文献 1 ， 中点的合成挠度 hy 可按余弦定理计算 ， 即： 22 2 c o s ( )h a b a by y y y y mm (4-5) 式中 ： hy 被验算轴的中点合成挠度 (mm)； 驱动力 aQ 和阻力 bQ 在横剖面上 ， 两向量合成时的夹角 (deg)，2( ) 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 。 啮合角 20， 齿面磨擦角 5.72， 得 2 ( ) 0 2 ( 2 0 5 . 7 2 ) 5 1 . 4 4 代入计算 ， 得： 220 . 0 9 0 . 2 2 8 2 0 . 0 9 0 . 2 2 8 c o s ( 5 1 . 4 4 ) 0 . 1 8 6hy m m 说明：虽然计算结果： 0.186hy mm 略大于需用值： 0.18y mm ，但在计算过程中所采用的计算公式 所选参数都是偏安全考虑取得略大，例如： N 该齿轮传递的全功率 (kW )在计算过程中都取了 5.5kW ，而电机功率只是5.5kW ，在传递功率过程中有各种磨损，从而使功率损耗，所以齿轮传递的功率必定会小于 5.5kW 。所以计算结果略大于需用值也是允许的，满足设计要求。 nts第 16 页，共 22 页 4.2.3 传动轴 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 ,AB时 ， 可按下式进行近似计算： 3 ()hAB y radl (4-6) 代入 0.186hy mm ， 360l mm ， 得 3 0. 18 6 0. 00 15 5 ( )360AB r ad 计算结果虽略小于许用值 0.001rad ，但都是偏安全考虑设计的，虽然略小于许用值，但基本满足设计要求。 4.3 主轴组件的静刚度验算 4.3.1 计算条件的确定 1. 变形量的允许值 (1) 验算主轴轴端的挠度 cy ， 目前广泛采用的经验数据为 ： 0.0002 ( )cy l mm (4-7) 式中： l 两支承间的距离 ， 在本主轴中 ， 310l mm 。 故取 0.062cy mm (2) 由参考文献 1 ， 对于工作 台宽度为 320mm 的卧式铣床 ， 其主轴前端静刚度为 120 /Nm 。 (3) 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， (1)、 (2)、 (3)可以任选一种 ， 进行判定 。 此处 ， 选用验算主轴轴端的挠度 cy 2. 切削力的确定 最大圆周切削力 tP 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定 ， 其计算公式为： 42 9 5 5 1 0 ()dt jj NPNDn (4-8) 式中： dN 电动机额定功率 (kW)， 此处 5.5dN kW 。 nts第 17 页，共 22 页 主传动系统的总效率 ，1nii ， i 为各传动副、轴承的效率 。 由参考文献 3 ， 对于普通机床的主变速系统 ， 总效率 0.7 0.85 ，此处 ， 为方便起见 ， 起 0.8 jn 主轴的计算转速 ( /minr )， 由前知 ， 主轴的计算转速为90 /minr 。 jD 计算直径 ， 对于铣床 ， jD 为最大端铣刀计算直径 ， 由参考文献 1 ， 对于升降台宽度为 320 1250 的卧式铣床 ， 其端铣刀的计算直径及宽度分别为 200jD mm ， 60B mm 。 将参数值带入 (4-8)式 ， 得 4669tPN 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 P 。 对于升降台式铣床的铣削力 ， 一般按端铣计算 ， 不妨设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构 ， 应 采用不对称顺铣 ， 则各切削分力与 tP 的比值可大致认为 0 .9 5 4 3 3 5 .6VtP P N， 0 .2 4 1 1 2 0 .6HtP P N， 0 .5 2 3 3 4 .5atP P N 。 则22 0.98 457 5.6H V tP P P P N ， 1.1 5135.9tP N ， 即 P 与水平面成 60角 ， P 在水平面的投影与 HP 成 65 角 。 3. 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 (4-9) 式中： c 主轴前端的悬伸长度 ， 此处 81c mm w 对于普通 升降台铣床 60w B mm 代入 ， 切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为 141s mm 4.3.2 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 。 nts第 18 页，共 22 页 主轴受力如图所示 ： 图 4-2 主轴纵向视图力的分布 图 4-3 主轴部件横向视图力的分布 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： (1) 计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端 c 占的挠度 cspy 23223 ( ) ( ) ( )63c sp c B Asc c lsc l s l c scy P m mE I E I C l C l (4-10) 式中： E 抗拉弹性模量 ， 钢的 52.1 10E MPa cI 为 BC 段 惯性矩 ， 对于 主轴前端 ， 有 444464701 2 8 ( 1 ( ) )( 1 ) 1281 2 1 06 4 6 4c dI m m nts第 19 页，共 22 页 I 为 AB 段惯性矩 ， 有 444464308 0 ( 1 ( ) )( 1 ) 801 . 9 7 1 06 4 6 4dI m m 其余各参数定义与之前保持一致 。 代入计算 ， 得 0.0015cspy mm 其方向如图 4-3 所示 ， 沿 P 方向 ， 75.8p 。 (2)计算力偶矩 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度 ccMy 222( ) ( )23ccM C B Ac lc l c cy M m mE I E I C l C l (4-11) 式中 各参数定义与之前保持一致 。 力偶矩 1001 0 0 8 .5 1 0 0 .92 1 0 0 0jH DM P N m 代入 ， 得： 62 .4 1 1 0ccMy mm 其方向在 H 平面内 ， 如图 4-3 所示 ， 180M 。 (3)计