哈工大综合课程设计2.docx

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1、哈工大综合课程设计2综合课程设计II项目总结报告题目：最大加工直径6 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：1 .项目背景分析22 .研究计划要点与执行情况23 .项目关键技术的解决34 .具体研究内容与技术实现45 .技

2、术指标分析276 .存在的问题与建议277 .参考文献281 .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。铳床和钻床等旋 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

3、工作量的 40%liJ 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，具脱胎于“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 ”，是以车床和铳床主传动系统设计为内容，每个学生设计参数不同，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。

4、其中：开展图（A0）: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（180X56）,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）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

5、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

6、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 完 成 后， 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

7、）；准备5 分 钟PPTo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

8、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nmin 28rlzmin ,转速公比为1.41厅P机床主参数公比 。最低转 速级数Z功率（kW）13取大加工直径3 320mm 无丝杠车床1.4128124表4-1机床参数表驱动电动机功率P 5.5kw 0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。4.2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z 1nZ nmin12,且公比=1.41 o于是根据标准数列表

9、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nmaxnmin125044.642804.2.2确定公比根据设计数据，公比小=1.41112, 160, 224, 315, 450, 630, 900, 1250 r/min转速数列：28, 40, 56, 80,4.2.3 求出主轴转速级数z也1根据设计数据，转速级数1g，其中:Rn转速调整范围转速公比将 Rn 44.64,4.2.4 确定结构式12 0选用结才式为12 3i 23 26的传动方案。最后扩大组的变速范围 R 1.4

10、16(21) 88,符合要求，其它变速组的变速范围也一定按照主变速传动系设计的一般原则,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Y132M-4,其同步转速为1500r/mi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unminnd里 0.0194,又电动机转速nd 14401440r / min不在所要求标准转速数列当中，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+1=3+1+1=5(4)绘制转速图先按传动轴数及主动轴转速级数格距 电中画出网格，用以绘出转速图。在转速图上,

11、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口片1c网曲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 1.4168max ,选取故这两对传动副的最小和最大传动比必然是Uc11-4Uc2于是可以确定III轴的六级转速只能是：112, 160, 224, 315, 450, 630r/mi 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般限制降速最小传动比U min3。为

12、避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，11,又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最4大升速比Umax于是Ubl12.813Ub2II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:Ua1Ua21.41Ua31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:膛0 45031522416011280ufi4028(r min.)图4-1转速图3i 23 26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ua111Ua2 一11.41122Ua3由参考文献1表

13、2-5查得: 符合条件Sz,可取S 72,查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：36、30、24速组b:变速组b有两个传动副，传动比分别是ub11,)ub2131280查表得:可取&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上三齿轮的齿数分别是：42, 62。速组c：变速组c有两个传动副，传动比分别是2Uc12Uc21-4查表得:可取8 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IV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(1)%10 (1.41

14、1)%4.1%下表为主轴转速误差与规定值之间的比较：标准转速 r/min实际转速 r/min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%V160157.51.56%V224223.550.20%315319.351.38%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

15、算设计功率根据参考文献2图5.17普通V带选型图确定小带轮直径112140Pd,并且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进行初步计算：d 9lj/-式中d传动轴直径P电机额定功率nj 该轴的计算速度0.51.0 /m 1 /m(1)主轴的计算转速z 1nj 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i 。98

16、,齿轮副的效率2 0.95III 轴：Rii5.50.98 0.955.91kW ;II 轴：Pi ' 一591 6.35kW;1 20.98 0.95I 轴：P 型 一635 6.82kW o1 20.98 0.95(4)各传动轴直径I轴：P5.5d 914, 914mmnIj630 1II轴：P . 5.5 d 914 914 mmnnj315 127.82mm；33.08mm；III 轴:d ii914同5.5914mm,112 142.84mmo(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 o通过查表获得主轴前轴轴颈范围为 85105mm ,取 D1

17、100mm,后轴 颈直径 D2 (0.70.8)D1 70-80mm ,取D2 80mm o4.3.1.2、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 , III轴计算转速112r/min , II轴计算转速315r/min ,变速组内最小齿轮齿数是变速组内最小齿轮齿数是变速组内最小齿轮齿数是z=24,该齿轮计算转速为z=22,该齿轮计算转速为z=18,该齿轮计算转速为630r/min ；315r/min ；315r/min。I轴计算转速630r/min 。齿轮序号Z11 2Z256Z36Z36Z30Z42Z24Z48计算转速 nj14406306306306304

18、50630315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。(2)模数的计算要求每个变速组的模数相同根据：mj163 3832'mz1U(u 1)Nd2nj 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kW Nd 5.5kW m齿宽系数，取 m 8z1小齿轮齿数 j齿轮传动许用接触应力，取j 1370Mpanj计算齿轮计算转速(r/min )变速组：m1 163 383 () "N； 16338 322

19、155m m 1.88mm , 取,mz12u j nj.8 242 1370630m1 2.5mm；验证：D27.82Zmin 1.03 5.6 1.03 5.6 17.06m2.5Zmin 24,满足要求。变速组：m2 16338311)N216338 3-1z282 1-55mm 2.42mm mz12u j 2njV8 222 2.82 13702 315取 m2 3mm;验证：D33.08Zmin 1.03 5.6 1.03 5.6 16.96m3Zmin 22 ,满足要求。变速组：I (u 1)N二 4 1 5.5-m3 163383() ；16338 322mm 2.69mm ,

20、 取3 mz12u j 2nj88 182 4 13702 315m3 5mm ；D42.84Zmin 1.03 5.6 1.03 5.6 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解2,则Fd KAP 1.32 5.5 7.26KW,dd2大带轮直径14401440*dd1*112 256mm

21、630630,取为 256mm带的速度公式ddiRv 60 1000112 6303.69m/ s 25m/s60 1000符合要求初算带的基准长度Ld:Ld1 2a0 -(dd2 ddi)22 300 21195mm计算实际中心距(112 256)2(dd2 dd1)4 a。(256 112)24 300Ld Lda a030021250 1195 “ 327.5mm计算小带轮包角11 180dd2 dd1 57.3a180256 11257.3154.81327.5确定V带根数ZPd(BPo)K Kl式中:K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

22、Kl=0.93P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F01F0Kbn1 1 -Ki其中:3Kb为弯曲影响系数，由参考文献2查得Kb 0.7725 10匕为传动比系数，由参考文献2查得Ki 1.1373； 计算功率增量3F0 0.7725 10630110.0588kW1.1373所以根据公式可算得Z=4.6, 单根普通V带初拉力取Z=5根。Fo 500R 2.5 K vz K2 mv5007.26(2.5 0.93) 332.14N3.69 50.93计算轴向力Fq1Fq 2F0zcos 2F0zsin 22从结果看出，支撑轴的径向力为 荷

23、带轮结构。154.812 332.14 5 sin 3241.4 N23241.4N,此力较大，结构设计时应考虑采用卸(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弯曲应力需要满足下式由参考文献2,对于直齿圆柱齿轮，191 105K1K2K3KsN2_zm BYOj式中:齿轮的弯曲疲劳强度(MPa)Ks 载荷系数,Ks KTKnKNKq 1.526 0.93 0.88 1 1.259Kt 工作期限系数I.60n1T Q 60 80 20000Kt m 19.:61.526 C02 106Kn转速变化系数Kn 0.93Kn -功率利用系数Kn 0.88Kq

24、_材料弓®化系数Kq 1Y一齿形系数，z 72,取得丫 0.51b 齿宽（mm）,此处b 40mmK1齿向载荷分布系数K1 1.05K2 动载荷系数K2 1.05工作状况系数，取K3 1.3f许用弯曲应力（MPa）,F limYNFSf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，得一 一 5 一 一 一 一 一191 101.05 1.05 1.3 1.259 42 46.93MPa F72 52 40 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2088 103 ,(u-1)K

25、1K2K3KsNj zm V uBnj式中：Ks 载荷系数，Ks KTKnKNKq 1.526 0.93 0.88 1 1.259Kt 工作期限系数60nT m Co60 80 200002 1061.537Kn转速变化系数Kn 0.93Kn -功率利用系数Kn 0.88Kq _材料弓®化系数Kq 1丫 一齿形系数，z 72 ,取得，Y 0.51b 齿宽(mm),此处b 40mmK1 一齿向载荷分布系数K1 1.05K2-动载荷系数K2 1.05K3 工作状况系数，取K3 1.3 u 传动比，为4H 许用接触应力，H min ZnHc，则其中Hmin为试验齿轮的齿面接触疲劳极限，由参

26、考文献2知H 1650MPa673.17MPa h2088 103 (4 1) 1.05 1.05 1.3 1.259 5.518 5 V4 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丫及,允许变形量见参考文献2上，得y=0.0005l = 0.0005 X 320=0.16mm0.001rad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的受力进

27、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1Qb1,Qb2是轴的驱其中，Qa1，Qa2，Qa3是轴的驱动力，且3个驱动力不能同时作用, 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：八一7 NQa（或 Qb） 2.12 107 （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（r / min ） ,（ n na nb或n nb na ） 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 ）将五种驱动力或驱动阻力分别

28、带入式，可得到各驱动力为:_74Qa1 2.12 101495.59 N2.5 36 630Qa2 2.12 1072.5 48 3152243.38 NQa3 2.12 107II速度以后4 1794.71N 2.5 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 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：l3N(0.75x x3)%(或yb) 171.3

29、9D4mzn(mm)式中:1两支承间的跨距（mm）,对于轴II , 360 =360mmD该轴的平均直径（mm）,本轴的平均直径g 36mm.ai 齿轮Zi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)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aa1 35mm,故aa135x 且0.0972l 360Ya1 171.393603 4 (0.75 0.0972 0.09723)364 2.5 366300.0332mm110mm对于Qa2,其输入位置a

30、a2aa2 110x - 0.305ya2 171.39333604 (0.75 0.305 0.305 )4_362.5 48 3150.138mm对于Q3,其输入位置力3 190mm，故aa3190x T 0.528l 360ya3 171.393_33603 4 (0.75 0.528 0.5283)_ 4 _362.5 42 4500.100mm故Qa3引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用Qa Qa2,ya进行计算.此时轴III转速为450r/min。此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算，各力为ya2 0.185mmQb1 2.12107Qb22.1210743 42 450428

31、55.2 N4078.89 N3 22 315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Q1,其输入位置bb1 120mm,故0.334120x - l 360yb1 171.393603 4 (0.75 0.33 0.333)3643 42 3150.145mm对于Q2 ,其输入位置限40mm,故bb240x l 3600.111yb2 171.39333604 (0.75 0.111 0.111 )364 3 22 3150.115mm故Qb1引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用Qb Qb1, yb yb1 0.145mm 进行计算。由参考文献1,中点的合

32、成挠度并可按余弦定理计算，即:Yh &Yb 2 ya yb cos (mm)式中：yh被验算轴的中点合成挠度(mm);驱动力Q和阻力Qb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，由剖面图上可得值为90° ,啮合角20 ,齿面磨擦5.72 得 2() 90 2(20 5.72) 48.56代入计算，得：yh.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

33、点A, B处的倾角A, b时，可按下式进行近似计算:3 yh /B - (rad)代入外0.143mm, l 360mm,得3 0.143360_ _49.24 10 (rad)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 0.00021 (mm)式中：l两支承间的距离，在本主轴中，l 630mm。故取yc 0.126mm由参考文献1,对于最大加工直径为320mm勺卧式车床，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

34、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"须按主轴输出全功率和最大扭矩确定，其计算公式为：2 955 104Nd (N)Djnj式中：Nd电动机额定功率(kW),此处Nd4KW 。主传动系统的总效率,为各传动副、轴承的效率。由参考文献1,计算得出 0.752nj 主轴的计算转速(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D,Dj=(0.50.6)x320=160192mm,取 180mm将参数值带入上式，得Pt 3989.78

35、N 0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 JPy2 P；,总切削力P ='Py2 Pz2 Px2 ,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 0.58况；进给力 Px °.27Pz,则 P 1.15Pz0对于普通车床切削力合力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c150mmw 对于普通车床，w 0.4H0.4200 80mm代入

36、，切削力P的作用点到主轴前支承的距离为 s 80 150 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ycsp233sc cycsPsp 6EIC clsc3EI(l s)(l c)CbI2sc可(mm) CAl式中:E抗拉弹性模量，钢的2.1 105MPaIc 为BC段惯性矩，对于主轴前端，有,d4(14)I C 641004 (1 (空)4)例 4.14 64106NI

37、 为AB段惯性矩，有I d4(14)64460 4804 (1 (60)4)80 1.37 106 N64径向分力 Py( 0.582丹 0.582 4787.7 2786.4N做出双支撑主轴径向力计算简图rBP图4-4图4-5主轴部件的计算简图630 mm , s 225mm ,计算得2786.4630 2256303781.5N；Fa Fb Py 3781.5N 2786.4N 995.1N计算CA2/31/21/20.783z d0 R0.78 3 82/3 1 3.7W2 995.11/2 366.36N / mmCB 22.222R0.103d0.8 22.222 3781.驴03

38、100O.8 2066.7N / mm其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得：_ 3sc2 c3lsc (l s)(l c) scycsp 6EIc3eT CJ1 oi73 230 1502 1503630 150 2304598.6 1161166 2.1 104.14 103 2.1 101.37 100.05784mm630 230630 150 I22066.7 630230 1366.36506302其方向如图4-4所示，沿P方向,Parctan(Pz / Py) 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yccMyccMM(c2

39、 lc l c22EIC 3EI CBl2c 、2) (mm)CAl式中各参数定义与之前保持一致。M 995.1 侬 89559 N mm 2则力偶矩2 c lcl c cyccM M (工2) (mm)2EIc 3EICbICaI2“ c ,150630 150630 150150、89559(11611622 )2 2.1 104.14 103 2.1 101.37 102066.7 630366.36 63052.41 10 mm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排施式中各参数定义与之前保持一致。驱动力P PQ

40、 v 2 n mz60 T4cc ) ”3.316kN80 4 7260b=80mm代入得ycmQ 3.316 (80 150 (2 630 80) (630 80) (630 150)(630 80)80 1506 630 2.111104.14106 _ 22066.7 630366.36 63(32.64 10 mm其方向如图4-5所示，角度90 a p 3 9020 5.72112.72求主轴前端c点的综合挠度ycH轴上的分量代数和为:ycHycsp cos pycmQ cos qyccM cos m代入，得:ycH 0.05784 cos59.82.64 10 3cos112.72 2.41 105 cos1800.02662(mm)V轴上的分量代数和为:ycvycsp sin pycmQ sinQyccM sin代入，得:ycV0.05784 sin59.82.64 10 3sin112.722.41 10 5 sin1800.05253(mm)综合挠度为:22yc ycHycv 0.026622 0.05253 20.05853( mm) yc 0