1、<p>　　機械制造裝備課程設計項目總結報告</p><p>　　題 目：工作臺面積320×1250mm2 臥式升降臺銑床主傳動系統(tǒng)設計</p><p>　　院 （系） 機電工程學院 </p><p>　　專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　學 生

2、 </p><p>　　學 號 </p><p>　　班 號 </p><p>　　指導教師 </p><p>　　填報日期

3、 2014年12月10 </p><p>　　機械制造裝備課程設計任務書</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1.項目背景分析</b></p><p>　　1.1. 綜合課程設計II的目的</p><p>　　

4、1.2.金屬切削機床在國內外發(fā)展趨勢</p><p>　　2. 研究計劃要點與執(zhí)行情況</p><p><b>　　2.1.設計任務</b></p><p><b>　　2.2.進度安排</b></p><p>　　3. 項目關鍵技術的解決</p><p>　　4.

5、 具體研究內容與技術實現</p><p>　　4.1. 機床的規(guī)格及用途</p><p>　　4.2. 運動設計</p><p><b>　　1.確定極限轉速：</b></p><p>　　2.確定結構網或結構式：</p><p><b>　　3.繪制轉速圖：</b>&

6、lt;/p><p><b>　　4.繪制傳動系統(tǒng)圖</b></p><p>　　1）確定變速組齒輪傳動副的齒數</p><p>　　2）核算主軸轉速誤差</p><p>　　4.3. 動力設計</p><p>　　1.傳動件的計算轉速</p><p><b>　　2

7、.傳動軸直徑初定</b></p><p>　　3.主軸軸頸直徑的確定</p><p>　　4.齒輪模數的初步計算</p><p>　　4.4. 結構設計</p><p>　　4.5. 零件的驗算</p><p>　　1直齒圓柱齒輪的應力計算</p><p><b>　　

8、2齒輪精度的確定</b></p><p>　　3傳動軸的彎曲剛度驗算</p><p>　　4主軸主件靜剛度驗算</p><p>　　5. 存在的問題與分析</p><p>　　6. 技術指標分析</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>

9、;<b>　　1. 項目背景分析</b></p><p>　　綜合課程設計II的目的</p><p>　　機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳送和變速的結構方案中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思

10、想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。</p><p>　　金屬切削機床在國內外發(fā)展趨勢</p><p>　　機床作為加工的母機，總是要保證和提高加工質量和生產率，隨著科技的不斷進步，各種機床也相應地不斷發(fā)展與更新，如性能參數的提高、功能的擴大、切削功率的加大，自動化程度的提高，機床動態(tài)性能的不斷改善，加工精度的不斷提高，基礎元件的不斷創(chuàng)新，控制系統(tǒng)的更

11、新等等。</p><p>　　我國機床工業(yè)的發(fā)展趨勢：根據機床工具工業(yè)局對振興我國機床工業(yè)的設想，要在以后相當長時期內限制和壓縮落后機床的生產，要化大力氣發(fā)展高性能、高效率、高水平的適合國民經濟需要的“高檔”產品，改善機床品種的構成比。重點發(fā)展機、電、儀結合的產品。注意在沖壓、電加工、激光、等離子加工中應用數控技術。</p><p>　　國外機床工業(yè)的發(fā)展，特別講究機床的精度、效率，講究機

12、床制造工藝技術水平，試驗分析與理論研究。從七十年代以來，國外已普遍推廣使用數控機床。日本和美國已建成柔性自動化生產車間和柔性自動化工廠，整個機床制造的技術水平和自動檢測控制技術已有大幅度提高。</p><p>　　2. 研究計劃要點與執(zhí)行情況</p><p><b>　　設計任務</b></p><p>　　機械制造及其自動化專業(yè)的“綜合課程設

13、計II”，是以車床和銑床主傳動系統(tǒng)設計為內容，每個學生設計參數不同，完成展開圖和截面圖各一張及相關計算和文件和項目結題報告。</p><p><b>　?。?）設計內容要求</b></p><p>　　圖紙工作量：畫兩張圖。其中：</p><p>　　開展圖（A0）：軸系展開圖。其中摩擦離合器、制動和潤滑不要求畫，但要求掌握；操縱機構只畫一個變

14、速手柄。</p><p>　　截面圖（A1）：畫剖面軸系布置示意圖（包括截面外型及尺寸、車床標中心高）。</p><p>　　（2）標注： 中心距、 配合尺寸、定位尺寸、中心高（車床）、外型尺寸。</p><p>　?。?）標題欄和明細欄</p><p>　　不設明細表，件號采用流水號（1，2，3，…）標注，標準件的標準直接標在圖紙上（件號下

15、面）；</p><p>　　標題欄采用標準裝配圖的標題欄（180×56），其中，圖號：KS01（表示：課設01 號圖紙）；單位：哈爾濱工業(yè)大學；圖名：主傳動系統(tǒng)裝配圖。</p><p>　?。?）主軸端部結構要按標準畫。</p><p>　?。?）按模板編寫《項目總結報告》，相關設計計算內容，寫到“具體研究內容與技術實現”項中。要求驗算：一對齒輪，小齒輪驗

16、算接觸彎曲強度，大齒輪驗算接觸彎曲強度，一根傳動軸，主軸按兩支撐計算。</p><p><b>　　進度安排</b></p><p><b>　　一、運動設計</b></p><p>　　根據給定設備的用途規(guī)格、調速范圍、極限轉速的、公比和功率要求，擬定傳動方案，確定傳動系統(tǒng)圖和轉速圖。</p><p&

17、gt;<b>　　二、動力設計</b></p><p>　　根據功率和速度，選擇電機型號，確定各傳動件計算轉速，初算傳動件尺寸、繪制裝配圖草圖，驗算傳動件的應力、剛度、壽命等參數。 </p><p><b>　　三、結構設計</b></p><p>　　繪制主傳動系統(tǒng)展開圖和截面圖，完成傳動件、箱體、操縱機構零部件結構設計

18、。</p><p>　　完成相關技術文檔，形成項目總結報告。</p><p>　　3. 項目關鍵技術的解決</p><p>　　減速箱內各級減速比分配、齒輪模數齒數齒寬的選取和機床功率的計算為本次設計的關鍵內容，解決以上問題可以完成機床基本功能的實現以及機床正常運行的保證。</p><p>　　同時主軸箱內傳動件的空間布置是極其重要的問題之

19、一，變速箱內各傳動軸的空間布置首先要滿足機床總體布局對變速箱的形狀和尺寸的限制，還要考慮各軸受力情況，裝配調整的操縱維修的方便。其中齒輪的布置與排列是否合理將直接影響主軸箱的尺寸大小、結構實現的可能性以及變速操縱的方便性。主軸傳動件的合理布置也很重要。合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。</p><p>　　4. 具體研究內容與技術實現</p>

20、<p>　　4.1. 機床的規(guī)格及用途</p><p>　　通用機床，加工范圍廣泛，用于各種圓柱銑刀、盤銑刀、成型銑刀、端銑刀、角度銑刀等來銑削各種斜面、成型表面、溝槽及齒輪、螺旋槽等。參數如下：</p><p>　　4.2. 運動設計</p><p><b>　　1.確定極限轉速：</b></p><p>

21、;　　由已知設計要求，車床的主軸最小轉速是,主軸轉速級數,公比，故可得出,。</p><p>　　根據已知的公比、最小轉速和級數計算最大轉速和各級轉速，查標準數列得到各級轉速分別為：28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900和1250。</p><p>　　2.確定結構網或結構式：</p><p>　　根據傳動副“前多后少”的原則

22、，選擇主軸轉速結構式。根據級數要求，需要有一組重復的轉速。故其轉速結構式及級比指數為，符合要求。</p><p>　　則系統(tǒng)的結構網如下圖：</p><p><b>　　3.繪制轉速圖：</b></p><p><b>　　選定電動機</b></p><p>　　銑床為一般金屬切削機床的驅動，沒有特

23、殊性能要求，所以采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。Y系列電動機高效、節(jié)能、啟動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據《機床使用設計手冊》選擇電動機的型號為Y112S-4，同步轉速1500r/min，滿載轉速1440r/min，功率5.5kW。 </p><p><b>　　分配總降速傳動比</b></p><p>　　最后擴大組的級比指數為6，同

24、時升速和降速都不能超過極限范圍，所以III軸的最低轉速只能為112r/min，根據 “前慢后快”的原則II軸的最低轉速可以為224r/min或315r/min，選擇較低轉速雖然可以減小發(fā)熱和噪聲，但這兩根軸上的齒輪副模數會略大，所以選擇為315r/min。電機轉速為1450r/min，II軸的轉速定為630r/min,可選出電機傳入齒輪傳動比。</p><p><b>　　確定傳動軸的軸數</b&

25、gt;</p><p>　　變速機構共需要5個軸。</p><p><b>　　繪制轉速圖如下：</b></p><p><b>　　4.繪制傳動系統(tǒng)圖</b></p><p>　　因為零件的參數尚未確定，先根據轉速圖，按傳動副的傳動比擬定一個主傳動系統(tǒng)草圖如下：</p><p&

26、gt;　　1） 確定變速組齒輪傳動副的齒數可用計算法或查表法選定齒輪的齒數</p><p>　　各個變速組雙軸間的齒數和 的確定</p><p>　　式中： — 同一變速組中的最小傳動比，第一、二變速組，第三變速； — 同一變速組中最小齒輪齒數，。</p><p>　　由參考文獻【2】表5-1查表選定選定第一變速組的齒數和為72，小齒輪齒數分別為24、30、36。

27、第二變速組的齒數和為80，小齒輪齒數分別為21、40。第三變速組為避免出現齒輪軸，選擇齒數和為115，查表得小齒輪的齒數分別為23和38。</p><p>　　2） 核算主軸轉速誤差</p><p>　　實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不超過 ，即= 。則通過齒輪齒數計算的實際主軸轉速誤差如下表：</p><p>　　主軸轉速誤差與規(guī)定值之間的比較</p

28、><p>　　4.3. 動力設計</p><p>　　零件的計算，需要知道它們的計算轉速nj,即參與傳遞全功率的最低轉速、傳遞全扭矩的最高轉速。各零件的計算轉速可從轉速圖上按主軸的計算轉速確定。</p><p>　　1.傳動件的計算轉速</p><p>　　計算轉速為主軸或傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，所以各軸的計算轉速和齒輪的計算轉速分別如

29、下表</p><p><b>　　各傳動軸計算轉速表</b></p><p><b>　　各齒輪計算轉速表</b></p><p><b>　　2.傳動軸直徑初定</b></p><p>　　傳動軸直徑按扭轉剛度用下式進行概算</p><p>　　式中

30、—傳動軸直徑（mm）；</p><p>　　—該軸傳遞的功率（kW）；</p><p>　　—該軸的計算轉速（r/min）；</p><p>　　—該軸每米長度允許扭轉角（deg/m），一般傳動軸取 ＝ 0.5°～1°。</p><p><b>　　這里取0.8°。</b></p>

31、;<p>　　則各個軸的初算直徑為</p><p><b>　　I軸</b></p><p><b>　　取為。</b></p><p><b>　　II軸</b></p><p>　　取為?；ㄦI軸尺寸取。</p><p><b>

32、;　　III軸</b></p><p>　　取為?；ㄦI軸尺寸取。</p><p><b>　　IV軸</b></p><p>　　取為?；ㄦI軸尺寸取。</p><p>　　3.主軸軸頸直徑的確定</p><p>　　由參考文獻[1]表3-13查得主軸前軸頸的直徑，取為80mm。后軸頸的

33、直徑。取為65mm。盡量使主軸截面變化要小，外徑尺寸要緩減。銑床主軸內孔直徑按銑床主軸端部尺寸標準選取。主軸材料選為45號鋼，調質處理，在主軸端部、錐孔、定心軸頸和定心錐面處進行高頻局部淬火。</p><p>　　4.齒輪模數的初步計算</p><p>　　同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪，第一變速組選擇齒輪1計算，第二變速組選擇齒輪6計算，第三變速組選擇齒輪11計算。&

34、lt;/p><p>　　按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算：</p><p>　　式中 —按接觸疲勞強度計算的齒輪模數（mm）；</p><p>　　——驅動電動機功率（ｋＷ）；</p><p>　　——計算齒輪的計算轉速（ｒ／ｍｉｎ）</p><p>　　——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比</p><p&

35、gt;<b>　　——小齒輪齒數；</b></p><p>　　——齒寬系數，（Ｂ為齒寬，ｍ為模數），?。?；</p><p>　　——許用接觸應力（ＭＰａ），一般的機床壽命為6~10年，，齒輪材料為調質45號鋼表面淬火，查得許用接觸應力。</p><p>　　則初步計算各個傳動組的齒輪模數如下：</p><p><

36、;b>　　第一變速組的齒輪1</b></p><p><b>　　第二變速組的齒輪4</b></p><p>　　第三變速組的齒輪10</p><p>　　第四變速組的齒輪15</p><p>　　取第一、第二變速組的模數相等，便于減少設備成本，所以模數m1 m2為2.5mm。第三、第四變速組的齒輪模

37、數m3、m4選擇為3.0mm。</p><p>　　4.4. 結構設計</p><p><b>　　見A0及A1圖紙。</b></p><p>　　4.5. 零件的驗算</p><p>　　1直齒圓柱齒輪的應力計算</p><p>　　選擇第四傳動組中的Z23和Z92進行接觸應力和彎曲應力進行

38、驗算。</p><p><b>　　接觸應力驗算公式為</b></p><p><b>　　彎曲應力驗算公式為</b></p><p>　　式中：N——傳遞的額定功率（kW）, ;</p><p>　　Nd——電動機的功率（kW）;</p><p>　　——從電動機到計算齒輪

39、的傳遞效率；</p><p>　　——計算轉速（r/min）；</p><p>　　——齒輪模數（mm）；</p><p><b>　　——齒寬（mm）；</b></p><p><b>　　Z——小齒輪齒數；</b></p><p>　　u——大齒輪齒數和小齒輪齒數之比；&

40、lt;/p><p><b>　　——壽命系數：</b></p><p><b>　　——工作期限系數：</b></p><p>　　T——齒輪在機床工作期限內的總工作時間（h） ，對于中型機床的齒輪取。同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，p 為該變速組的傳動副數。此處取Ts=15000h，p=2，則T=7500h。<

41、;/p><p>　　——齒輪的最低轉速（r/min），此處小齒輪為315，大齒輪為 80；</p><p>　　——基準循環(huán)次數，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取，彎曲載荷?。?lt;/p><p>　　m—— 疲勞曲線指數，鋼和鑄鐵件，接觸載荷取m=3，彎曲載荷時，對正火、調質及整體淬硬件取m=6，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）取m=9；</p><p>

42、　　此處解得KT=1.95（小）/2.60（大）。</p><p>　　——轉速變化系數，此處取0.97/0.98；</p><p>　　——功率利用系數，此處取0.76/1.08；</p><p>　　——材料強化系數，此處取0.76/0.77；</p><p><b>　　解得。</b></p><

43、;p>　　K3——工作狀況系數，考慮載荷沖擊的影響，主運動（中等沖擊）取K3=1.2～1.6；</p><p>　　??動載荷系數，此處取1.1；</p><p>　　??齒向載荷分布系數，此處取1.05；</p><p>　　Y ??齒形系數，大齒輪取0.510；</p><p>　　[ ]-許用接觸應力（MPa ），查表3-9，

44、[ ]=1370MPa ；</p><p>　　[]-許用彎曲應力（MPa ），查表3-9， []=283MPa 。</p><p><b>　　代入式中得</b></p><p><b>　　符合要求。</b></p><p><b>　　符合要求。</b></p>

45、;<p><b>　　2齒輪精度的確定</b></p><p>　　齒輪精度等級的選擇根據它的用途、圓周速度、載荷狀況和對振動、噪聲、使用壽命等方面的要求確定。</p><p>　　本設計中齒輪傳遞的速度和功率都不太大，故選用7級精度的圓柱齒輪。</p><p>　　3傳動軸的彎曲剛度驗算</p><p>

46、　　(1)傳動軸III 的彎曲載荷</p><p>　　齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力Qa 和輸出扭矩的齒輪驅動阻力Qb的作用而產生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角????20?，齒面摩擦角????5.72?時，其彎曲載荷由下式計算：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　N ——該齒輪傳遞的全功率(

47、kW )，此處取N =5.5kW</p><p>　　m, z——該齒輪的模數(mm)、齒數</p><p>　　n——該傳動軸的計算工況轉速( r /min )，</p><p>　　——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉速( r /min )</p><p>　　——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉速( r /min )</p><p&

48、gt;　　選取III 軸進行彎曲剛度驗算，輸入齒輪選取48，其計算轉速為315r/min，輸出齒輪選取21，其計算轉速為315r/min，則II 軸的計算工況轉速為315r/min。帶入</p><p>　　式（4-8）計算得：</p><p>　　(2)驗算兩支承傳動軸的彎曲變形</p><p>　　齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝

49、處的傾角驗算。 其值均應小于允許變形量[y]及， 允許變形量見參考文獻 ［6］</p><p><b>　　表3.10-7，得</b></p><p>　　[y ]= (0.01~ 0.03)m= 3 (0.01~ 0.03) =(0.03 ~ 0.09)mm</p><p>　　為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大

50、誤差不超過3%。</p><p>　　若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單在彎曲載荷作用下,其中點撓度為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　l——兩支承間的跨距(mm)，對于軸III，i=400mm</p><p>　　D——該軸的平均直徑(mm)，本軸的平均直徑D=

51、40mm</p><p>　　——齒輪的工作位置至較近支承點的距離(mm)70 mm；130 mm</p><p><b>　　代入數據得：</b></p><p>　　計算在驅動力Qa 和驅動阻力Qb 同時作用下，傳動軸中心的合成撓度，可按余弦定理計算</p><p>　　式中：——被驗算軸的中心合成撓度（mm）<

52、;/p><p>　　——輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度(mm)</p><p>　　——輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度(mm)</p><p>　　??——驅動力a Q 和阻力b Q 在橫剖面上,兩向量合成時夾角</p><p>　　??——在橫剖面上,被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角，按被驗算的軸的旋轉方向計量,由剖面圖上可得=1

53、80o 。嚙合角????20?，齒面磨擦角=5.72 ，得</p><p><b>　　代入式中計算，得</b></p><p><b>　　未滿足要求。</b></p><p>　　傳動軸在支承點A，B 處的傾角 時,可按下式進行近似計算：</p><p><b>　　滿足要求</

54、b></p><p>　　4主軸主件靜剛度驗算</p><p>　?。?）主軸支承跨距 L 的確定</p><p>　　選定前端懸伸量 C，主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心推軸承</p><p>　　則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離，這里選定 C=75mm。</p><p>

55、;　　一般最佳跨距L0= （2~3）C=140~225mm。考慮到結構以及支承剛度會因磨損不斷降低，應取跨距L比最佳跨距L0大一些。再考慮到結構需要，這里取L=370mm。</p><p>　?。?）計算條件的確定</p><p>　　變形量允許值：驗算主軸軸端的撓度 y0，對普通機床前端撓度的允許值[y0]，目前廣泛使用經</p><p>　　驗數據為：[y0]&

56、lt;0.0002L（mm），其中 L為主軸兩支撐間的距離（mm）。本設計中 L=370mm，</p><p>　　故前端撓度的允許值[y0]應不大于 0.0740mm。驗算時以此作為是否合格的依據。</p><p>　　（3）軸組件的靜剛度驗算</p><p><b>　　1.切削力的確定</b></p><p>　　

57、最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定,其計算公式為： 式（4-18）</p><p>　　式中：——電動機額定功率(kW),此處.</p><p>　　——主傳動系統(tǒng)的總效率,,為各傳動副、軸承的效率,總效率,此處,為方便起見,起</p><p>　　——主軸的計算轉速),由前知,主軸的計算轉速為.</p><p

58、>　　——計算直徑,對于銑床,為最大端銑刀計算直徑,對于升降臺寬度為的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為,.</p><p><b>　　得</b></p><p>　　驗算主軸組件剛度時,須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力.對于升降臺式銑床的銑削力,一般按端銑計算,不妨設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構,應采用不對稱順銑,則各切削分力與

59、的比值可大致認為,,.</p><p>　　則,,即與水平面成角,在水平面的投影與成角.</p><p><b>　　3切削力的作用點</b></p><p>　　設切削力的作用點到主軸前支承的距離為,則</p><p>　　式（4-19） </p><p>

60、;　　式中：——主軸前端的懸伸長度,此處</p><p>　　——對于普通升降臺銑床</p><p>　　代入,切削力的作用點到主軸前支承的距離為</p><p>　　4.受力分析及計算：</p><p>　　由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大,故僅對大齒輪進行計算.</p><p>　　為了計算上的簡便,

61、主軸部件前端撓度可將各載荷單獨作用下所引起的變形值按線性進行向量迭加,其計算公式為：</p><p>　　(1) 計算切削力作用在點引起主軸前端占的撓度</p><p><b>　　式(4-20)</b></p><p><b>　　對圓錐滾子軸承：</b></p><p><b>　　i

62、——滾動體的列數</b></p><p>　　z——每列中的滾動體數 zA=16.zB=20</p><p>　　l0——滾子的有效長度 l0A=26; l0B=35</p><p><b>　　a——軸承的接觸角</b></p><p><b>　　a=15</b></p&g

63、t;<p>　　R——軸承的徑向負荷 RA=210000;RB=440000</p><p>　　式中：——抗拉彈性模量,鋼的</p><p>　　——為段慣性矩,對于主軸前端,有</p><p>　　——為AB段慣性矩,有</p><p><b>　　、</b></p><p>

64、　　其余各參數定義與之前保持一致.代入計算,得</p><p>　　其方向如圖4-3所示,沿方向,.</p><p>　　(2)計算力偶矩作用在主軸前端點產生的撓度</p><p><b>　　式(4-21)</b></p><p>　　式中各參數定義與之前保持一致.力偶矩</p><p><

65、;b>　　代入,</b></p><p><b>　　得：</b></p><p>　　其方向在H平面內,如圖4-3所示,.</p><p>　　(3)計算驅動力作用在兩支承之間時,主軸前端點的撓度</p><p><b>　　式(4-22)</b></p><

66、p>　　式中各參數定義與之前保持一致.驅動力</p><p>　　代入得,其方向如圖4-3所示,角度</p><p>　　求主軸前端點的綜合撓度</p><p>　　H軸上的分量代數和為：</p><p><b>　　式(4-23)</b></p><p><b>　　代入,得：&

67、lt;/b></p><p>　　V軸上的分量代數和為：</p><p><b>　　式 (4-24)</b></p><p><b>　　代入,得：</b></p><p>　　綜合撓度為：(mm)=0.003</p><p><b>　　=32.1<

68、/b></p><p>　　故滿足對主軸的剛度要求。</p><p>　?。?）滾動軸承的驗算</p><p>　　機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故要進行疲勞壽命計算，其額定壽命的計算公式為</p><p>　　式中：——額定壽命（h）；</p><p>　　T——工作期限（h），本設計

69、中為7500h；</p><p>　　C——滾動軸承尺寸表所載的額定動載荷（N）。圓錐滾子軸承30313的動載荷為，圓錐滾子軸承30314的動載荷為;</p><p><b>　　P——切削力;</b></p><p>　　式中：——計算直徑;</p><p><b>　　代入數據得：</b><

70、;/p><p><b>　　;</b></p><p><b>　　;</b></p><p>　　——溫度系數，查《機械設計》表10-10得=1.0;</p><p>　　——載荷系數，查《機械設計》表10-11得=1.6;</p><p><b>　　代入數據得：&

71、lt;/b></p><p>　　圓錐滾子軸承30313：</p><p>　　圓錐滾子軸承30314：</p><p>　　顯然，軸承壽命符合要求。</p><p>　　6. 技術指標分析</p><p>　　由校核可知，主軸 12 級轉速均在誤差允許范圍之內；所校驗齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均在允許

72、范圍之內；主軸剛度在允許范圍之內；傳動軸的最大撓度超過額定值，解決的措施為適當加大軸徑或改變熱處理工藝或更換材料。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]王連明，宋寶玉. 機械設計課程設計. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2010.</p><p>　　[2]馮辛安. 機械制造裝備設計. 北京：機械工業(yè)出版社，

73、2005.</p><p>　　[3]機械制造裝備設計.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社</p><p>　　[4]李洪主編.實用機床設計手冊.沈陽：遼寧科學技術出版社，1999.1</p><p>　　[5]綜合課程設計Ⅱ指導書.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社</p><p>　　[6] 高等教育出版社 機械設計 宋寶玉主編</p>