工作台面积250×1000mm2卧式升降台铣床主传动系统设计

1、机械制造装备课程设计项目总结报告题 目：工作台面积250250 xiOOOmmxiOOOmm2 2卧式升降台铳床主传动系统设计期： _期： _毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教 师的指导下进行的研究工作及取得的成果。 尽我所知，除文中特别加 以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研 究成果，也不包含我为获得_及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。 作者签名：_ 日指导教师签名： _ 日使用授权说明本人完全了解 _大学关

2、于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电 子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供 目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制 手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分 或全部内容。作者签名： _ 日 期： _日期:学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外， 本论文 不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。 对本文的研 究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完 全意识到本声

3、明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定， 同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版， 允许论文被查阅和借阅。本人授权_大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期：年月日导师签名:注意事项1.设计（论文）的内容包括：1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明3）中文摘要（ 300 字左右）、关键词4）外文摘要、关键词5）目次页（附件不统一编入）6）论文主体部分：引言（或绪

4、论） 、正文、结论7）参考文献8）致谢9）附录（对论文支持必要时）2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于 1 万字（不包括图纸、 程序清单等），文科类论文正文字数不少于 1.2 万字。3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件） 。4.文字、图表要求：1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错 别字，不准请他人代写2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所 有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁， 布局合理， 文字注释必须使用工程 字书写，不准用徒手画3）毕业论文须用A4单面打印，论文50页以上的双面打印4）图表应绘制

5、于无格子的页面上5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档5.装订顺序1）设计（论文）2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神 优 良 中 及格 不及格2、 学生掌握专业知识、技能的扎实程度优良中及格不及格3、 学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力优良中及格不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性 优 良 中 及格 不及格5、 完成毕业论文（设计）期间的出勤情况优良中及格不及格二、论文（设计）质量1、 论文（设计）的整体结构是否符合撰

6、写规范？优良中及格不及格2、 是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？优良中及格不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、 论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优良中及格不及格3、 论文（设计说明书）所体现的整体水平优良中及格不及格建议成绩：优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“ V”）指导教师：（签名）单位：（盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、 论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？优良中及格不及格2、 是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？优良中及格不及格二

7、、论文（设计）水平1、 论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、 论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优良中及格不及格3、 论文（设计说明书）所体现的整体水平优良中及格不及格建议成绩：优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“ V）评阅教师：（签名）单位：（盖章）年 月 日教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价：一、答辩过程1、 毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况优 良 中 及格 不及格2、 对答辩问题的反应、理解、表达情况优良中及格不及格3、 学生答辩过程中的精神状态优良中及格不及格二、论文（设计）质量1、 论文（设计）的

8、整体结构是否符合撰写规范？优良中及格不及格2、 是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？优良中及格不及格三、论文（设计）水平1、 论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、 论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优良中及格不及格3、 论文（设计说明书）所体现的整体水平优良中及格不及格评定成绩：优 良 中 及格 不及格 教研室主任（或答辩小组组长）：（签名）年 月 日教学系意见：系主任：（签名）年 月 日哈尔滨工业大学机械制造装备课程设计任务书姓名：院系：专 业：机械设计制造及其自动化班号： 学号：任务起止日期：2014年11月24日 至2014年1

9、2月12日课程设计题目：工作台面积250 1000mm2卧式升降台铣床主传动系统设计主要内容：（1） 运动设计：根据给定的设计要求，分析定传动方案和传动系统图，确定传动副的传 动比及轮齿数，并计算主轴实际转速与标准转速的相对误差。（2） 动力设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴朱静、齿轮模数，确定皮带类型及根数等。完成装配草图，验算传动件的应力、变形等是否在允许范围内， 验算主轴组件的静刚度。（3） 结构设计：进行主传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封 等结构设计，回执装配图（包括展开图、剖视图）及零件工作图。（4）撰写项目总结报告，包含详细的设计说明。

10、技术要求：主轴转速级数 Z =17，最低转速nmin =26.5r/min ,公比 =1.26，电动机功率P = 4KW。进度安排：三周（1）准备工作及初算2天；（2 ）展开草图4天；（3）截面草图2天;（4）验算、加粗、标注4 天;（5）技术文档整理3天；（6）答辩1天指导教师签字:年 月 日教研室主任意见：教研室主任签字:目录1项目背景分析.111.1综合课程设计U的目的 .111.2金属切削机床在国内外发展趋势 .112研究计划要点与执行情况 .122.1设计任务书 .122.2进度安排 .123项目关键技术的解决 .134具体研究内容与技术实现 .144.1运动设计 .144.1.1确

11、定转速范围结构方案确定 .144.1.2转速图 .1.64.1.3传动系统图 .184.2动力设计 .244.2.1主轴及传动轴轴颈.244.2.2齿轮模数.264.3结构设计 .294.3.1展开图设计.294.3.2截面图及轴的空间布置.304.4零件验算 .304.4.1主轴刚度.304.4.2传动轴刚度 .364.4.3齿轮疲劳强度 .435.技术指标分析 .465.1传动系统图的设计 .465.2齿轮齿数、模数的选择 .465.3轴径、孔径的选择 .465.4其他零部件、细节 .476.存在的问题与建议 错误！未定义书签。7参考文献.4.71 1项目背景分析1.11.1综合课程设计H

12、的目的综合课程设计 II 是机械设计制造及自动化专业极其重要的实践性教学 环节。其目的是在相关先修课程学习后，进行机械结构设计综合训练，使学生 掌握机械系统分析和设计的基本步骤和方法，培养和锻炼学生综合运用所学知 识解决实际工程问题的能力。 也为学习后续专业课奠定基础。1.21.2 金属切削机床在国内外发展趋势机床作为加工的母机，总是要保证和提高加工质量和生产率，随着科技的 不断进步，各种机床也相应地不断发展与更新，如性能参数的提高、功能的扩 大、切削功率的加大，自动化程度的提高，机床动态性能的不断改善，加工精 度的不断提高， 基础元件的不断创新， 控制系统的更新等等。我国机床工业的发展趋势：

13、根据机床工具工业局对振兴我国机床工业的设 想，要在以后相当长时期内限制和压缩落后机床的生产，要化大力气发展高性 能、高效率、高水平的适合国民经济需要的 “高档”产品，改善机床品种的构成 比。重点发展机、电、仪结合的产品。注意在冲压、电加工、激光、等离子加工中应用数控技术。国外机床工业的发展，特别讲究机床的精度、效率，讲究机床制造工艺技 术水平，试验分析与理论研究。从七十年代以来，国外已普遍推广使用数控机 床。日本和美国已建成柔性自动化生产车间和柔性自动化工厂，整个机床制造 的技术水平和自动检测控制技术已有大幅度提高。2 2 研究计划要点与执行情况2.12.1设计任务书设计内容见表2-1。表2-

14、1 设计任务题目公比甲nmin级数Z功率N工作台面积2251000mm 卧式升1.2626.5r/min174KW降台铳床主传动系统设计2.22.2进度安排进度安排见表2-2表2-2进度安排第一周第二周第三周星期123、4、5123、4、512、3、45论文准备初算开题展开草图截面早图验算加粗报告答辩图版手册 指导书齿轮和轴的布置兀成项目总结报告图册等教师下达任务书3 3项目关键技术的解决课程设计设计要求：1、图纸工作量：画两张图：开展图（A0 ）。操纵机构、摩擦离合器、 换向、制动和润滑不要求画，但要求掌握。截面图（A1）:画剖面轴系布置 示意图（包括截面外形及尺寸、车床标中心高）。（2、标

15、注：中心距，配合尺寸，中心高（车床），外形尺寸。3、 明细：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（18006）， 其中，图号：KS01 （表示：课设01号图纸）；单位：哈尔滨工业大学；图 名：主传动系统装配图。4、验算：一对齿轮，小齿轮验算弯曲强度，大齿轮验算接触强度，一 根传动轴，主轴按两支撑计算。5、主轴端部结构要按标准画。4 4 具体研究内容与技术实现4.14.1运动设计4.1.14.1.1确定转速范围结构方案确定4.1.1.1确定极限转速由设计任务书，电机额定功率N = 4KW，铣床最低转速nmin =26.

16、5r/min ，级 数 Z=17，公比=1.26。则转速调整范围Rn= （ 4-1）其中：Rn 转速调整范围；：转速公比；Z 传动级数。可以得到，Rn=忆丄=1.2616 =40主轴的极限转速nmax二Rn 门皿in （ min）（ 4-2）其中：Rn 转速调整范围；N min-最低转速 （r / min）。可以得到,(4-3)lg 40lg1.261 =17nmax=Rn nmin=40 26.5 =1060 r/min4.1.1.2确定公比由参考文献1表3-6可知主轴实际最大转速nmax =1060 r/min 。主轴的转速数列为 26.5, 33.5，42.5, 53，67，85，106

17、，132，170，212,265，335，425，530，670, 850，1060r/min。4.1.1.3确定主轴转速级数由参考文献1式（3-2）得，转速级数ig尺lg其中：Rn 转速调整范围;:转速公比可以得到,4.1.1.4确定结构网或结构式因两轴间变速组的传动副数多采用 2或3,在设计简单变速系统时，变速 级数应选择Z=3m2n的形式，m、n均为正整数，即选用三联齿轮和两联齿轮进 行变速。由参考文献1，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原则和变速组降速前慢后快原则，确定变速结构式 如下：17=31 3- 2$其最末扩大组的调速范围R2=1.2

18、68(2=1.268=6.35 8，设计机床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比U主min -丄为避免扩大传动误差，减少振动噪声,4一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比U主max空24.1.24.1.2转速图4.1.2.1选用电动机由参考文献2表15.1，选用丫系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机,机型号Y132M1 -6。其级数6，同步转速1000r/min，满载转速960r/ min。4.1.2.2分配总降速传动比总的降速传动比比较大，增加定比传动副，然后将总的降速传动比根据 缓后急”原则，确定各变速组最小传动比。4.1.2.3确定传动轴的轴数传动

19、轴数二变速组数 定比传动副数3 15。4.1.2.4绘制转速图因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以先确定川轴的转速确定川轴的转速由于第二扩大组的变速范围为 6.35,故这两对传动副的最小和最大传动比选择1 1为口二飞二彳,= 2 =1.58于是可以确定川轴的六级转速只能是96033106,132,170,212,265,335,425,530,670 / min确定U轴转速第一扩大组的级比指数X = 3。为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向 尺寸，一般限制降速最低传动比Umin _丄，又为了避免扩大传动误差，减少震4动噪声，限制最大升速比Umax乞川=2。为使U轴转速不至过低，造

20、成U轴的转矩较大，又避免升速，取Umax =卩，Umin =4确定I轴转速I轴级比指数X =1，由升2降4的原则，确定I轴转速为 670r/min。最后确定电动机主轴与I轴之间的的传动比。采用齿轮传动，传动比为 比二670二23转速图见图4-1图4-1 转速图4.1.34.1.3传动系统图4.131应该注意的问题1.因为零件的参数尚未确定，一般根据转速图，先按传动副的传动比拟定 一个主传动系统草图。待装配图完成后再修改草图为证实系统传动图，传动轴 上的出路轴向位置大致展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号，齿轮齿数及 模数，皮带轮直径，电动机型号，功率和转速。2.要有利降低齿轮变速箱的噪声(1)

21、主轴高转速范围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转 速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传 动比有升速有降速，有利于减小齿数和，齿轮线速度及中心距。(2)主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数。(3) 不采用噪声大的锥齿轮传动副。(4) 前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值，以避免增加径向尺寸。 最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。4.1.3.2确定变速组齿轮传动副的齿数由传动结构式可知，变速组a有3个传动副，其传动比分别是Ual、Ua2、U a3 传动比小于1时取其倒数，由参考文献1表3-9，在变速组a中，可以得到，

22、1Ua1 二:-1.26SZ 二川63,65, 66, 68,72(, 7ua2 二 2 =1.58SZ =丨1(65, 67, 69, 7 0, 701 7Ua3 八3 =2SZ 1(63, 66, 69, 721175,取 SZ =75 o在变速组b中，可以得到,Ub1 =1/ 1 =1/1.26SZ =11177,7 9,8 1,8 2,83,614,Ub2 二;：2 =1.58SZ 1(7 7, 78,82, 83, 801, 86Ub3 = 3 =3.17Sz 二川75, 7 9, 8 0, 8 3, 84( 8取 SZ =88 o在变速组c中，可以得到,Uc1 =1/ ： =1/1

23、.58Sz 才1(1 0 6, 1 0 7,1 08,109,Uc2 = ：4 =3.9 8Sim 05,106,108,101取 Sz =109。一般变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，因而三对传动副的齿数和Sz应该是相同的。中型机床一般取 Sz =70100，Szmax =120，由此可以确 定各传动之间的齿数。定比组（电动机主轴与I轴之间的齿轮齿数）0 = 23 II z2 = 33变速组a75Z, =33Z3=29Z5=25Z2 二 42Z4二46Z6二 50变速组bSz =88Z49 乙=34乙广21Z& 二 39乙。=54= 67第二扩大组Sz =109乙 3 =67 乙 5

24、 =22Z14 二 42Z16 二 87初选的齿轮齿数和应在后面进行限制的讨论和验证。由此，初步确定了各 变速组及定比传动的齿轮齿数，可以得到详细的转速图见图4-2(4-4)4.133核算主轴转速误差齿轮齿数确定后，主轴的各级实际转速即确定，实际传动比所造成的主轴转速误差，应满足：衍二世匹10（ 一1）%n标其中：-转速公比.可以得到,图4-2 详细转速图 =10 (1.261)% =2.6%误差分析结果见表4-1表4-1主轴转速误差号 标n实n标误差结论11053.681060-0.60%合格2845.44850-0.54%合格3670.526700.08%合格4528.03530-0.37

25、%合格5423.68425-0.31%合格6336.023350.30%合格7262.86265-0.81%合格8210.91212-0.51%合格9167.27170-1.60%合格10167.03170-1.75%合格11134.021321.53%合格12106.291060.27%合格1383.7085-1.53%合格1467.16670.24%合格1553.27530.50%合格1641.6742.5-1.96%合格1733.4333.5-0.20%合格4.134各轴的计算转速各轴的计算转速见表4-2表4-2各轴计算转速轴序号0In出主轴计算转速n (r/ min)106067033

26、510677.924.1.3.5绘制传动系统图图4-3传动系统图(4-5)4.24.2动力设计4.2.14.2.1主轴及传动轴轴颈421.1传动轴直径初定由参考文献3，按扭转刚度估算轴的直径I Nd -914（mm）其中：d -传动轴直径（mm）；N该轴传递的功率（KW）；小 -该轴的计算转矩（r/min）；-该轴每米长度允许扭转角（deg/ m），取0.8由表2-2可知各轴的计算转速,njO =960r/min ， nji =670r/min ， n川=335r/min ， njIII =106r/min，njIV =77.92r/min本次计算中，各轴传递功率为点击功率与传递过程中的效率的

27、乘积，效率 值可由参考文献2表9.1确定，联轴器=0.99，轴承=0.98，齿轮=.98可以得到,O轴d -9144 98 O = 24.26mm960 0.8取 dO =30mmI轴di-9144 0.99 0.983670 0.8=26.28mm取d =28mm ；II轴dii_9144 .99 .985 V 335 汉 0.8=30.94mmdm-9144 0.99 0.987=40.83mm106 0.8取dII =32mm ；III轴取 dIII =42mm 4.2.1.2主轴轴颈直径的确定没有特殊要求的时候，主轴材料优先选用价格低廉的优质结构钢，如45号钢，调质到220250HB。

28、在端部锥孔，定心轴颈或定心锥面等部位，采用高频 淬火至5055HRC。由参考文献1表5.7,功率为4KW的卧式升降台铣床选用 前轴颈直径 D 60 95mm，取D80mm。后轴颈为前轴颈的70% 85%，即为56 68mm。为了选用轴承的方便，由 参考文献2轴承型号，主轴中部与圆锥滚子轴承配合处轴颈直径取 60mm，为 使主轴缓慢过度，主轴后部与深沟球轴承配合处轴颈直径取 50mm。4 4 2 2 2 2齿轮模数422.1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3，其计算得到的齿轮模数mij =163383|(i ：1)Nd(mm)Y mZi u n

29、j(4-6)其中:mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；Nd 驱动电机的功率（KW）；nj-齿轮的计算转速（r/min）；u大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u_1，外啮合取 牛”号，内啮合取”号；Zi-小齿轮的齿数；Bm 齿宽系数，：m二B （ B为齿宽，m为模数），一般为610，此m处均选用二6 ；刁许用接触应力（Mpa），由参考文献表13-16，齿轮材料选用40Cr，高频淬火，可得J =1370 Mpa 。可以得到,基本组ma =16338(50/25+1)46 252 50/25 13702 670=1.77mm按标准模数表取m =3mm ;mb(3.17 1) 42 2=16338?申

30、6疋212 x3.17x13702x335=2.40mmme-163383第一扩大组按标准模数表取m =3mm ;第二扩大组2(4 4 22.29mm6 224 1370335按标准模数表取m =3mm由于取齿轮厚度系数6,则由公式B = ：mLm可得各齿轮厚度。4.2.2.2对各种限制的讨论对于变速组c,由于主轴轴径是由标准查得，其值较大，前轴径为80mm ,后轴径为60mm，即安装齿轮处轴外径约为75mm，由参考文献2，轴上的小 齿轮还要考虑到齿根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Zmin应满足：Zmin -1.03D 5.6( 4-7)m其中：D 齿轮花键孔

31、的外径(mm)，单键槽的取孔中心至键槽底的尺寸两倍；m -齿轮模数(mm)。对于变速组c,在主轴上，选用单键槽，查得 D= (37.5 4.9) 2 = 84.8mm，若m=3mm，则Zmin =35，小于已确定的最小齿数42，在主轴上该模数满足要求。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电机轴外，其余轴均选用花键连接。第二扩大组在轴III上的最小齿轮齿数Zmin =22，选用花键8 42 46 8 , 将D =46mm代入，若m =3mm，则Zmin二21.39 22,在轴III上该模数满足要求。故第二扩大组的模数取mc 3mm。对于第一扩大组，在轴II上的最小齿轮齿数Zmin = 21，选用

32、花键6 32 36，将 D =36nm 代入，若 m=3mm，则 Zmn -17.96 21，在轴 II 上 该模数满足要求。第一扩大组在轴III上的最小齿轮齿数Zmin = 39，若m = 3mm，则 Zmi21. 393,9在轴III上该模数满足要求。故第一扩大组的模数取m3mm。对于基本组，基本组在轴II上的最小齿轮齿数Zmin =42，若m = 3mm，则 Zmin =18.3:42，在轴II上该模数满足要求。基本组在轴I上的最小齿轮齿数zmin=25，选用花键6 28 32 7,将D =32mm代入，若m =3m m，则Zmin =16.59 ：25，在轴I上该模数满足要求。故基本组

33、的模数取ma = 3mm。对于电机轴0上的齿轮配合，选单键槽，查得 D = (15 3.3) 2二36.6mm。若m=3mm，则Zmin =13.63 A =54.74。FB =7523N，方向与X轴正方向夹角 飞=-86.87。前后轴承的负荷大小与支反力大小相同，方向相反。故前后轴承的负荷为:RA =2864N，方向与X轴正方向夹角:R -125.26。RB =7523N，方向与X轴正方向夹角 飞=93.13。按轴承的合成负荷R，计算轴承的弹性位移二R/C。滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴 颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可

34、以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承 的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚 度P:ycp 二2Pc (3sc-c 6E(匕)(mm)IIQ:Qabc(l a)6EIII(mm)(4-13)(4-14)其中：I滚动体列数；Z每列中滚动体数;Io滚子有效长度（mm）;R轴承的径向负荷（N）;轴承的接触角（deg）。可以得到，CA =3.011091609200812000001cos1.915 =0.52 106CB =3.0110.9200.9240.820000001cos1.915 1.25106前后支承轴承的弹性位移，、A = RA/CA

35、 =2864/0.52 106 =5.508 10mm、B = RB/CB =7523/1.25 106 =6.018 10mm分别计算各作用力对弹性主轴前端c点产生的挠度。由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴c点挠度公式其中:P、Q 载荷力（N）；E 材料的弹性模量，钢的E =2.1 105（MPa）；Ip Is -分别为轴的I、s的抗弯惯性矩（mm4）可以得到,IT 44七(D -d )(4-15)IlIs3336 180 87 60 (276+180)56 2.1 105 871792 276=0.00214mm60444(70 4 - 504)=87 1 792mm4 64

36、二444(80 -55 )=1561439mm6可以得到,P: y 3843.53 60(3 120 60 一一60 2 276 12O)=o.oi6mmp 6 2.1 101561439871792P、Q共同作用下，c点的挠度分解ycx, = 0.0214xcos25.72+0.016xcos75.82 = 0.00199mmycy1 =0.016 sin 25.720.00214 sin75.82 = 0.00902mm将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端c点产生的相应挠度值。A点：A cos(147.49 ) = -3.18 10mmAysin(-147.49 ) =

37、-4.50 10mmB点：、BX B cos93.67 =-3.28 10 mm、ByB sin93.67=6.009 10 mm在水平面(x方向)c点产生的挠度：0.00318 -0.000328 _ 0.000328 - ycx2276在垂直面（y方向）c点产生的挠度:0.0060090.0045 ycy2 -0.006009276-60可以得到，y% = - 2.94汉 10“mm3yc =8.29 10 mm将主轴组件前端c点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合 挠度值并计算其方向角。分量：ycx - -2.92 10* -1.99 10-3=-2.282 10；mm332y

38、cy =8.29 109.02 10 =1.73 10 mm合成：yc ；y；壷=1.74 10mm方向角：yc =arcta n（為 1 ycx） =82.48 口由综合挠度，可见yc :y。，故主轴通过校核。4.4.24.4.2传动轴刚度4.4.2.1齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角:=20，齿面摩擦角=5.72时，其弯曲载荷7 NQ=2.12 107(N)(4-16)mzn其中：N 该齿轮传递的全功率(KW)，取N =3.58KW ;m, z -该齿轮的模数(mm)和齿数；n该传动轴

39、的计算工况转速(r/min)；naj该轴输入扭矩的齿轮计算转速(r/min)；nbj-该轴输出扭矩的齿轮计算转速(r/min)。由于轴川上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的计算结果在下文讨论。442.2变形量允许值的确定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p，允许变形量可由参考文献4查得。y0 = 0.00051 二 0.0005 390 二 0.195mm珂=0.0016rad由参考文献3知，对于传动轴U,仅需要进行刚度计算，无须进行强度验= 2.12 107358350 x335= 1510.38NQ

40、a2-2.12 1073.583 42 530-1136.51NQa3= 2.12 1073.583 46 425= 1294.05N442.3主轴组件的挠度验算其中Qai、Qa2、Qa3是变速组1的驱动力，且3个驱动力不能同时作用;Qbi、Qb2、Qb3是变速组2的驱动阻力，且3个驱动阻力不能同时作用。可以得到对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴川速度以后 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4，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，在单位弯曲载荷作用下，其中点挠度图5-4传动轴II载荷分布

41、 -两支承间的跨距(mm)， =390mm;D该轴的平均直径(mm),D 二 36mm ;(4-18)ai 齿轮z的工作位置至较近支撑点的距离(mm)；输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm);其中:x =ai!yb -输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)；其余各符号定义与前文一致 可以得到,xa1 =175/390 =0.449 ；xa2 = 100 / 390 = 0.256 ；xa3 = 30/ 390 = 0.076。xb 59 / 390 = 0.15xb2 =125/ 390 =0.32 xb3 =192/390 =0.492可以得到33川0.7荻)他)y “71.39D

42、mznya1进行= 2.12 1073.583 49 530= 974.15N= 2.12 1073596.11N3 21 335-2.12 1073.583 34 425= 1750.77N故Qa1引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用Qa二Qa1 ,头计算。此时轴川转速为335r/min。可以得到，可以得到,yal= 171.39333903.58 (0.75 0.448 -0.448 )4363 50 335= 171.39333903.58 (0.75 0.256 -0.256 )4363 42 530=0.057mmya3=171.39333903.58 (0.75 0.076 -0.076 )364汉3汇46汉425=0.021mmyb1= 171.393903 3.58 (0.75 0.15 - 0.153)364汇3汉49汇530=0.030mmyb2= 171.39 3903 3.584 (0.75 32 一一.323)=0.213mm36 汉3沢21335yb233_171 3390 x 3.58 汇(0.