主轴刚度校核

主轴校核

通常只作刚度验算 1. 弯曲变形验算

（1）端部桡度y≤[Y] ≤0.0002L L—跨距，前后支承间的轴向距离 （2）前支承处倾角θB≤[θ] ≤0.001rad (3) 大齿轮处倾角θ≤[θ] ≤0.001rad 2.扭转变形验算 扭转角φ≤1°

支承简化与受力分析

Tmax?955?104?N???(N?mm) njN--电机功率； η--机械效率取（0.75～0.85）； nj--主轴计算转速

Fc'?2?Tmax?(N)， 其中d?0.5?Dmax? dFf'?0.35?Fc'?(N) Fp'?0.5?Fc'?(N) 由F?a?0.4?DmaxF' 作用在主轴端部的作用力

aFz?P?2?Tmax?(N) , 其中df—齿轮分度圆直径 df分解成水平面受力图：Fp； Fz1=Fz×cosθ； M=Ff×d/2 分解成垂直面受力图：Fc； Fz2=Fz×sinθ （注意各力和力矩的方向，和公式示图相反加负号）

Ⅰ刚性支承、弹性主轴 （指导书P34） 由传动力Fz引起的变形：

主轴端部桡度：y??P?a?b.c(l?a)? （1-1）

6E?I?LP?a?b(b?a)? （2-1） 大齿轮处倾角：?1?3E?I?LP?a?b?(2a?b)? （3-1） 前支承处倾角：?2??6E?I?L由切削力Fp(Fc)引起的变形：

P?c2(L?c)? （1-2） 主轴端部桡度：y?3E?I?LP?c(L2?3a2)? （2-2）

6E?I?LP?c?L? （3-2） 前支承处倾角：?2?3E?I大齿轮处倾角：?1??由切削力矩M引起的变形：

M?c(2L?3c)? （1-3）

6E?I?LM(L2?2a2)? （2-3） 大齿轮处倾角：?1??6E?I?LM?L? （3-3） 前支承处倾角：?2?3E?I主轴端部桡度：y?抗弯截面惯性矩I???d464?(1?d0d)4? d—主轴平均直径；do—主轴内孔直径

材料弹性模量：E=2.1×105（MPa）

Ⅱ刚性主轴、弹性支承

由传动力Fz引起的变形： 主轴端部桡度：y?P(l?c)?(l?b)Pbc?? （1-4）

CB?l2CA?l2P(l?b)P?b?? （2-4） 22CB?lCA?l大齿轮和前支承处倾角：?1??2?由切削力Fp(Fc)引起的变形： 主轴端部桡度：y?PCPc(1?)2??()2? （1-5） CBLCAlP(l?c)P?c??. （2-5） 22CB?lCA?l大齿轮和前支承处倾角：?1??2?由切削力矩M引起的变形： 主轴端部桡度：y?M(l?c)M?c?? （1-6）

CB?l2CA?l2MM?? （2-6） 22CB?lCA?l大齿轮和前支承处倾角：?1??2?轴承刚度： CA?RA/?0?;CB?RB/?0?

RA---后端支承反力； RB---前端支承反力； Δ0---轴承径向位移量

F3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承：?0?0.062?r0.815? (μm)

d0.8950.077Q0.9圆锥滚子轴承：?0??0.8? (μm)

cos?l0滚动体上的载荷：Q?5Fr? （N）

iZcos?Fr--轴承的径向载荷； d--轴承的孔径； α--轴承的接触角； Z--每列中滚动体数； i--滚动体列数； l0—滚子长度

因此水平方向：

y?y11?y12?y13?y14?y15?y16?

?1??21??22??23??24??25??26? ?2??31??32??33??24??25??26?

垂直方向：

y?y11?y12?y14?y15?

?1??21??22??24??25? ?2??31??32??24??25? 综上所述

y?y221?y2?(???)?0.0002L

?21??1??22?(???)?0.001 ?2??21??22?(???)?0.001

?合格

扭转校核

??Tmax?LG?I?180?= 抗扭截面惯性矩I?132??d4?d40??切变模量 G?8.1?104（MPa）

L—主轴端部到大齿轮处的受扭长度

d—主轴平均直径；do—主轴内孔直径

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