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目錄
1、 概述
2、 主運(yùn)動的方案選擇與主運(yùn)動的設(shè)計(jì)
3、 確定齒輪齒數(shù)
4、 選擇電動機(jī)
5、 皮帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
6、 傳動裝置的運(yùn)動和運(yùn)動參數(shù)的計(jì)算
7、 主軸調(diào)速系統(tǒng)的選擇計(jì)算
8、 主軸剛度的校核
一、概述
主傳動系統(tǒng)是用來實(shí)現(xiàn)機(jī)床主運(yùn)動的傳動系統(tǒng)，它應(yīng)具有一定的轉(zhuǎn)速（速度）和一定的變速范圍，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的實(shí)現(xiàn)運(yùn)動的開停，變速，換向和制動等。
數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)主要包括電動機(jī)、傳動系統(tǒng)和主軸部件，它與普通機(jī)床的主傳動系統(tǒng)相比在結(jié)構(gòu)上比較簡單，這是因?yàn)樽兯俟δ苋炕虼蟛糠钟芍鬏S電動機(jī)的無級調(diào)速來承擔(dān)，剩去了復(fù)雜的齒輪變速機(jī)構(gòu)，有些只有二級或三級齒輪變速系統(tǒng)用以擴(kuò)大電動機(jī)無級調(diào)速的范圍。
1.1數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)的特點(diǎn)
與普通機(jī)床比較，數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)具有下列特點(diǎn)。
4 轉(zhuǎn)速高、功率大。它能使數(shù)控機(jī)床進(jìn)行大功率切削和高速切削，實(shí)現(xiàn)高效率加工。
5 變速范圍寬。數(shù)控機(jī)床的主傳動系統(tǒng)有較寬的調(diào)速范圍，一般Ra>100，以保證加工時(shí)能選用合理的切削用量，從而獲得最佳的生產(chǎn)率、加工精度和表面質(zhì)量。
6 主軸變速迅速可靠，數(shù)控機(jī)床的變速是按照控制指令自動進(jìn)行的，因此變速機(jī)構(gòu)必須適應(yīng)自動操作的要求。由于直流和交流主軸電動機(jī)的調(diào)速系統(tǒng)日趨完善，所以不僅能夠方便地實(shí)現(xiàn)寬范圍無級變速，而且減少了中間傳遞環(huán)節(jié)，提高了變速控制的可靠性。
7 主軸組件的耐磨性高，使傳動系統(tǒng)具有良好的精度保持性。凡有機(jī)械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。
1.2 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求
① 主軸具有一定的轉(zhuǎn)速和足夠的轉(zhuǎn)速范圍、轉(zhuǎn)速級數(shù)，能夠?qū)崿F(xiàn)運(yùn)動的開停、變速、換向和制動，以滿足機(jī)床的運(yùn)動要求。
② 主電機(jī)具有足夠的功率，全部機(jī)構(gòu)和元件具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以滿足機(jī)床的動力要求。
③ 主傳動的有關(guān)結(jié)構(gòu)，特別是主軸組件要有足夠高的精度、抗震性，熱變形和噪聲要小，傳動效率高，以滿足機(jī)床的工作性能要求。
④ 操縱靈活可靠， 維修方便，潤滑密封良好，以滿足機(jī)床的使用要求。
⑤ 結(jié)構(gòu)簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經(jīng)濟(jì)性要求。
1.3 數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)配置方式
數(shù)控機(jī)床的調(diào)速是按照控制指令自動執(zhí)行的，因此變速機(jī)構(gòu)必須適應(yīng)自動操作的要求。在主傳動系統(tǒng)中，目前多采用交流主軸電動機(jī)和直流主軸電動機(jī)無級調(diào)速系統(tǒng)。為擴(kuò)大調(diào)速范圍，適應(yīng)低速大轉(zhuǎn)矩的要求，也經(jīng)常應(yīng)用齒輪有級調(diào)速和電動機(jī)無級調(diào)速相結(jié)合的調(diào)速方式。
數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)主要有四種配置方式，如圖3-1所示。
⑴ 帶有變速齒輪的主傳動 大、中型數(shù)控機(jī)床采用這種變速方式。如圖3-1（a）所示，通過少數(shù)幾對齒輪降速，擴(kuò)大輸出轉(zhuǎn)矩，一滿足主軸低速時(shí)對輸出轉(zhuǎn)矩特性的要求。數(shù)控機(jī)床在交流或直流電動機(jī)無級變速的基礎(chǔ)上配以齒輪變速，使之成為分段無級變速?；讫X輪的移位大都采用液壓缸加撥叉，或者直接由液壓缸帶動齒輪來實(shí)現(xiàn)。
⑵ 通過帶傳動的主傳動 如圖3-1（b）所示，這種傳動主要應(yīng)用于轉(zhuǎn)速較高、變速范圍不大的機(jī)床。電動機(jī)本身的調(diào)速能夠滿足要求，不用齒輪變速，可以避免齒輪傳動引起的振動與噪聲。它適用于高速、低轉(zhuǎn)矩特性要求的主軸。常用的是V帶和同步齒形帶。
⑶ 用兩個(gè)電動機(jī)分別驅(qū)動主軸 如圖3-1（c）所示，這是上述兩種方式的混合傳動，具有上述兩種性能。高速時(shí)電動機(jī)通過帶輪直接驅(qū)動主軸旋轉(zhuǎn)；低速時(shí)，另一個(gè)電動機(jī)通過兩級齒輪傳動驅(qū)動主軸旋轉(zhuǎn)，齒輪起到降速和擴(kuò)大變速范圍的作用，這樣就使恒功率區(qū)增大，擴(kuò)大了變速范圍，克服了低速時(shí)轉(zhuǎn)矩不夠且電動機(jī)功率不能充分利用的缺陷。
⑷ 內(nèi)裝電動機(jī)主軸傳動結(jié)構(gòu) 如圖3-1（d）所示，這種主傳動方式大大簡化了主軸箱體與主軸的結(jié)構(gòu)，有效地提高了主軸部件的剛度，但主軸輸出轉(zhuǎn)矩小，電動機(jī)發(fā)熱對主軸影響較大。
1.4 主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
機(jī)床主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，是將傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，向生產(chǎn) 提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件明細(xì)表等。
在機(jī)床初步設(shè)計(jì)中，考慮主軸變速箱機(jī)床上位置，其他部件的相互關(guān)系，只是概略給出形狀與尺寸要求，最終還需要根據(jù)箱內(nèi)各元件的實(shí)際結(jié)構(gòu)與布置才確定具體方案，在可能的情況下，設(shè)計(jì)應(yīng)盡量減小主軸變速箱的軸向和徑向尺寸，以便節(jié)省材料，減輕質(zhì)量，滿足使用要求。設(shè)計(jì)中應(yīng)注意對于不同情況要區(qū)別對待，如某些立式機(jī)床和搖臂鉆床的主軸 箱；要求較小的軸向尺寸而對徑向尺寸要求并不嚴(yán)格；但有的機(jī)床，如臥式銑鏜床、龍門銑床的主軸箱要沿立柱或橫梁導(dǎo)軌移動，為減少其顛覆力矩，要求縮小徑向尺寸。
機(jī)床主傳動部件即主軸變速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要內(nèi)容包括：主軸組件設(shè)計(jì)，操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，傳動軸組件設(shè)計(jì)，其他機(jī)構(gòu)（如開停、制動及換向機(jī)構(gòu)等）設(shè)計(jì)，潤滑與密封裝置設(shè)計(jì)，箱體及其他零件設(shè)計(jì)等。
主軸變速箱部件裝配圖包括展開圖、橫向剖視圖、外觀圖及其他必要的局部視圖等。給制展開圖和橫向剖視圖時(shí)，要相互照應(yīng)，交替進(jìn)行，不應(yīng)孤立割裂地設(shè)計(jì)，以免顧此失彼。給制出部件的主要結(jié)構(gòu)裝配草圖之后，需要檢查各元件是否相碰或干涉，再根據(jù)動力計(jì)算的結(jié)果修改結(jié)構(gòu)，然后細(xì)化、完善裝配草圖，并按制圖標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行加深，最后進(jìn)行尺寸、配合及零件標(biāo)注等。
二、主運(yùn)動的方案選擇與主運(yùn)動設(shè)計(jì)
1、機(jī)床的工藝特性
1.1 工藝范圍
精車、半精車外圓、車螺紋、車端面
1.2 刀具材料
硬質(zhì)合金、高速鋼
1.3 加工工作材料
鋼、鑄鐵
1.4 尺寸范圍
0～500㎜
2、確定主軸轉(zhuǎn)速
2.1 最高轉(zhuǎn)速 nmax
采用硬質(zhì)合車刀半精車小直徑鋼材的外圓時(shí)，主軸轉(zhuǎn)速最高。參考切削用量資料：
Vmax =150～200 m/s K = 0.5 Rd =0.2～0.25
dmax =K·D =0.5×400 =200㎜
dmin =Rd ·dmax =0.2×200 =40㎜
nmax = = =1592.36
2.2最低轉(zhuǎn)速：
①用高速鋼車刀，粗車鑄鐵材料的端面時(shí)，參考切削用量資料：
Vmax =15～20 m/s
nmin = = =31.8
②用高速鋼車刀，精車合金鋼材料的絲杠時(shí)，參考資料：
直徑500㎜普通車床加工絲杠的最大直徑是50㎜，
Vmin =1.5 米/分
nmin = = =11.9轉(zhuǎn)/分
因此：取最低轉(zhuǎn)速nmin=11.9轉(zhuǎn)/分
③轉(zhuǎn)速范圍
Rn= ==133.8
由于高速鋼車刀少用低速，且為了避免結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜，因此取轉(zhuǎn)速范圍Rn=1592.36/31.8=50
④主運(yùn)動結(jié)構(gòu)圖
三、確定齒輪齒數(shù)
1、 根據(jù)分度圓直徑選齒數(shù)： d=mz
a組： Za1 = 64
Za2 = 54
Z = 34
b組:
Zb1 = 95
Zb2 = 30
2、 齒輪的各參數(shù)
a組：
模數(shù)m = 4
壓力角 α=20°
齒距 P = πm =12.56
齒厚 s = πm/2 = 6.28
齒槽寬 e =πm/2 = 6.28
頂隙 c = cm =1.2
齒頂高 h = hm = 4
齒根高 h = (h+ c)m = 5.2
全齒高 h = h+ h=(2h+ c)m = 9.2
中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240
a2 = (d1+d3)/2 = 178
b組: 模數(shù)m = 3.5
壓力角 α=20°
齒距 P = πm =12.56
齒厚 s = πm/2 = 6.28
齒槽寬 e =πm/2 = 6.28
頂隙 c = cm =1.2
齒頂高 h = hm = 4
齒根高 h = (h+ c)m = 5.2
全齒高 h = h+ h=(2h+ c)m = 9.2
中心距 a = (d4+d5)/2 = 240
四、選擇電動機(jī)
1、 電動機(jī)功率
N電=7.5kw 轉(zhuǎn)速n電=1450轉(zhuǎn)/分
2、 電機(jī)型號
J02—51—4 電機(jī)軸徑=38㎜
五、皮帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算：
設(shè)一天運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間=8～10小時(shí)（按小帶輪計(jì)算）
1、 計(jì)算功率Pc = KA·P = 1.2×7.5 = 9kw
2、 選膠帶型別為：B型
3、 選小帶輪直徑d1=140㎜(實(shí)心輪)
大帶輪直徑d2=280㎜(四孔板輪)
4、 帶速：
V===10.6米/秒
（B型：Vmax=25米/秒）
5、 實(shí)際傳動比：
i= 取ε=005
i==4<7
6、 初定中心距
=（1～0.95）d2=(1～0.95)×280=280～266
取=270
7、 初定膠帶節(jié)線長度
Lop=2+(d1+d2)+
=2×270+×(140+280)+
=1218
取Lp=1290 Li=1250
8、 計(jì)算中心距
=+=270+=306㎜
9、 小帶輪包角
≈180°-×60°
=180°-×60°=152.5°>120°
10、 單根膠帶傳遞的功率：
P0=2.03kw
11、 單根膠帶傳遞功率的增量：
ΔP0=kb·n1·(1-)
=1.99×10×1450×(1-)
=2.8
12、 膠帶根數(shù)：
由于需要傳遞的功率N=7kw， 因此需膠帶4根
13、 單根膠帶初拉力： F0=18公斤
14、 有效圓周力： Ft===91.8公斤
15、 作用在軸上的力：
F=2F0·Z·sin=2×18×4×sin
=134公斤
16、 帶輪寬：
B=（Z-1）e+2f=(4-1)×20+2×12.5=85㎜
六、 傳動裝置的運(yùn)動和運(yùn)動參數(shù)計(jì)算：
1、傳動比：
i= 1.19
2、傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)：
Ⅰ軸（電動機(jī)軸）：
P=Pd=7.5 kw
n=1450r/min
T=9550×=9550×=49.4 N·m
Ⅱ軸（主軸）：
P= Pη=7.5×0.96=7.2 kw
n= = = 1218 r/min
T=9550×=9550×=56.45 N·m
Ⅲ軸（編碼器）：
P= Pη=7.2×0.99×0.97=6.9 kw
n= = = 766 r/min
T=9550×=9550×=86.02 N·m
七、 主軸調(diào)速系統(tǒng)的選擇計(jì)算
1、 對調(diào)速系統(tǒng)的基本考慮:
a.由于調(diào)速范圍廣，且要求有較硬的機(jī)械特性。所以，以選用矢量控制方式為宜。對于普通車床來說，由于對動態(tài)響應(yīng)要求不高，用“無反饋矢量控制”方式已經(jīng)足夠。
b.因?yàn)檎{(diào)速范圍廣，且高速與低速段機(jī)械特性的特點(diǎn)不一樣，故工作頻率范圍應(yīng)不限于額定頻率以下。
c.電動機(jī)的容量一般應(yīng)比原拖動系統(tǒng)的電動機(jī)容量為大。
d.在低速段，可能出現(xiàn)較大的沖擊過載，容易引起變頻器的跳閘。所以，變頻器的容量以比電動機(jī)的容量大一檔為好。
2、 一檔傳動比，且方案
基本工作情況
a. 電動機(jī)和主軸之間的傳動比只有一檔,傳動比
b. 變頻器的最大輸出頻率等于電動機(jī)的額定頻率。從而，電動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速等于其額定轉(zhuǎn)速，它折算到負(fù)載軸上的值應(yīng)大于負(fù)載要求的最大轉(zhuǎn)速:
=
c. 電動機(jī)額定轉(zhuǎn)矩的折算值(折算到負(fù)載軸上的轉(zhuǎn)矩)；
綜上所述，電動機(jī)的有效轉(zhuǎn)矩線如圖3.2的曲線2所示，
圖3.2
曲線1是車床的機(jī)械特性曲線。為了便于比較，
圖中，電動機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速均為折算到負(fù)載軸上的值。
電動機(jī)的容量在圖3.2中，負(fù)載所需功率
其大小與面積成正比。而電動機(jī)的容量則與面積成正比，其大小為：
可見,采用了變頻調(diào)速后,電動機(jī)的容量需增大倍以上。
3、 電動機(jī)的工作頻率范圍
a. 最高頻率。
b. 最底頻率因?yàn)橹挥幸粰n轉(zhuǎn)速，故頻率調(diào)節(jié)范圍為：
當(dāng)時(shí), ；
當(dāng)時(shí)，。
異步電動機(jī)在這樣低的頻率下連續(xù)工作，如不用負(fù)載反饋，是比較困難的。
4、 一檔傳動比，且方案
基本工作情況
a. 電動機(jī)和主軸之間的傳動比仍只有一檔，但變頻器的最高輸出頻率
允許超過額定頻率。但一般不宜超過額定頻率的1.5倍(即：).
設(shè)最大調(diào)頻比
則:電動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速也約為額定轉(zhuǎn)速的倍：
b. 電動機(jī)的額定轉(zhuǎn)速
電動機(jī)有效轉(zhuǎn)矩線圈如圖中的曲線2所示。曲線1為車床的機(jī)械特性曲線。
電動機(jī)的容量如圖，電動機(jī)的容量與面積成正比，其大小為
可見,頻率范圍擴(kuò)大之后,電動機(jī)的容量可 以比減小倍,但與負(fù)載功率相比,仍需增大很多。
5、 電動機(jī)的工作頻率范圍
設(shè)：最高頻率為，則最低頻率為
當(dāng)時(shí)，；
當(dāng)時(shí)，。
6、兩檔傳動比，且方案
基本工作情況
將電動機(jī)和主軸之間的傳動比分成兩檔(和)，使變頻器的輸出頻率、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速與負(fù)載轉(zhuǎn)速之間的對應(yīng)關(guān)系見表4-1
表4-1 頻率、電動機(jī)與負(fù)載轉(zhuǎn)速之間的對應(yīng)關(guān)系
工作頻率
電動機(jī)的轉(zhuǎn)速
低檔傳動比
負(fù)載轉(zhuǎn)速
高檔傳動比
負(fù)載轉(zhuǎn)速
表中，是兩檔轉(zhuǎn)速分界點(diǎn)的“中間速”。在抵擋時(shí)，傳動比為，當(dāng)從
到（到）時(shí)，從到；在高檔時(shí)，傳動比為，當(dāng)從到 (從到)時(shí), 從到。
忽略電動機(jī)轉(zhuǎn)差率的變化的因素，則有：
圖3.3
作為兩檔中間的分界轉(zhuǎn)速（中間速）
所以,電動機(jī)工作頻率的范圍
可見,采用兩檔傳動比后,在負(fù)載的速度范圍不變的情況下,工作頻率的調(diào)節(jié)范圍大大的縮小了。采用兩檔傳動比后，在全頻率范圍內(nèi)的有效轉(zhuǎn)矩線如圖3.3中之曲線2所示，曲線1為車床的機(jī)械特性曲線。可以看出兩者已經(jīng)十分接近了。
7 、動機(jī)的容量
電動機(jī)的容量與面積成正比,如圖3所示。其大小為：
可見,采用兩檔傳動比后,電動機(jī)容量可比減小倍。
電動機(jī)的工作頻率范圍
設(shè)：最高頻率為，則最低頻率為
當(dāng)時(shí)
當(dāng)時(shí)
可見,最低工作頻率增大了很多,使變頻調(diào)速系統(tǒng)在最低速時(shí)的工作穩(wěn)定性大大改善了.
8、 調(diào)速系統(tǒng)的選擇
經(jīng)上述分析，主軸拖動系統(tǒng)在不更換電動機(jī)的條件下，要實(shí)現(xiàn)主軸轉(zhuǎn)速的無級調(diào)速，可以采用機(jī)械多檔變速傳動，與變頻器調(diào)速相結(jié)合的方法。
原拖動與系統(tǒng)概況。
電動機(jī)的主要數(shù)據(jù)
電動機(jī)額定功率：7.5KW
電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速：1450rpm
主軸轉(zhuǎn)速范圍：10—2000r/min
計(jì)算數(shù)據(jù)
a. 調(diào)速范圍
b. 負(fù)載轉(zhuǎn)矩
n/(r/min)
1.恒轉(zhuǎn)矩區(qū)的最大轉(zhuǎn)速
143.25
T/(N/m)
35.8
500
2000
2.恒轉(zhuǎn)矩區(qū)的轉(zhuǎn)矩
3.恒功率區(qū)的最小轉(zhuǎn)矩
3.3.9普通籠型異步電動機(jī)變頻調(diào)速運(yùn)行時(shí)的性能分析
普通籠型異步電動機(jī)是按工頻電源條件下運(yùn)行所設(shè)計(jì)制造的，用變頻器對其進(jìn)行調(diào)速時(shí)，因變頻器輸出波形中含有諧波的影響，電動機(jī)功率因數(shù)、效率均有下降，電流與線圈溫升將有所增高，電機(jī)在額定頻率以下連續(xù)進(jìn)行時(shí)，影響其帶負(fù)載能力的主要因素是溫升，在額定頻率以上連續(xù)運(yùn)行時(shí)，電機(jī)允許最高頻率受軸承的極限轉(zhuǎn)速、旋轉(zhuǎn)件的強(qiáng)度限制，因此初步選定電機(jī)的變頻范圍在10Hz～75Hz之間。最大頻率調(diào)節(jié)比
因此在不變換主軸電機(jī)的條件下，主軸拖動系統(tǒng)需采用機(jī)械三檔以上變速傳動比在機(jī)械結(jié)構(gòu)上，三檔與四檔變速傳動的方案相似，而采用四檔變速對電機(jī)的調(diào)速更為合適，因此決定利用機(jī)械四檔變速傳動方案。
確定傳動比
拖動系統(tǒng)機(jī)械四檔變速分配
傳動比
檔次
低
中
高
最高
電機(jī)
工作區(qū)
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
主軸轉(zhuǎn)速r/min
10 50
50
72.5
72
360
360
540
540
1080
1080
1620
1620
1800
1800
2160
電機(jī)
頻率Hz
10
50
50
75
10
50
50
75
22.5 50
50
75
45
50
50
55
電機(jī)轉(zhuǎn)r/min
290
1450
1450
2175
290
1450
1450
2175
725
1450
1450
2175
1305
1450
1450
1595
低速傳動比
取
中速傳動比
取
高速傳動比
取
最高速傳動比
取
電機(jī)負(fù)荷性能核算
恒轉(zhuǎn)矩區(qū)折算至負(fù)載軸的轉(zhuǎn)矩
恒功率區(qū)折算至負(fù)載軸的轉(zhuǎn)矩
、、、調(diào)整后。拖動系統(tǒng)機(jī)械四檔調(diào)速分配及帶負(fù)載核算如下表：
傳動比
檔次
低
中
高
最高
電機(jī)
工作區(qū)
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
恒轉(zhuǎn)矩
恒功率
主軸轉(zhuǎn)速r/min
10
50
50
72.5
72
360
360
540
540
1080
1080
1620
1620
1800
1800
2160
電機(jī)
頻率Hz
10
50
50
75
10
50
50
75
22.5
50
50
75
45
50
50
55
電機(jī)轉(zhuǎn)速r/min
290
1450
1450
2175
290
1450
1450
2175
725
1450
1450
2175
1305
1450
1450
1595
電機(jī)
調(diào)頻比
0.2
1
1
1.5
0.2
1
1
1.5
0.5
1
1
1.5
0.9
1
1
1.1
折算
轉(zhuǎn)矩N·M
1432.5
1432.5
955
198
198
132
66
66
44
39
39
36
核算結(jié)果表明：在不變換主軸電機(jī)的條件下，主軸拖動系統(tǒng)采用機(jī)械四檔變速傳動比的方案滿足要求。
注：
狀態(tài)
輸入
低檔（K10）
中檔（K11）
高檔（K12）
最高檔（K10、K12）
SQ15
1
0
0
1
SQ16
0
1
0
0
SQ17
0
0
1
1
八、主軸鋼度的校核
1、 計(jì)算切削力和驅(qū)動力
① 切削力的計(jì)算（Pz）
a、切削功率：N切=NⅣ·=6.3×0.98=6.05kw
b、切削轉(zhuǎn)矩：M=9550×=9550×=638.7N·M
c、切削力：Pz= 取=130
Pz==9.8×10N
d、Py=0.4Pz=0.4×9.8×10=3.92×10N
Px=0.25Pz=0.25×9.8×10=2.45×10N
② 驅(qū)動力的計(jì)算（Qr）
a、 齒輪的傳遞功率
N齒= NⅣ·η齒=6.57×0.98=6.44kw
b、 齒輪的傳遞轉(zhuǎn)距
M=9550×=9550×=173.3N·m
c、 驅(qū)動力 QT===4304.2N
Qr= QT·tgα=4304.2×tg20°=1566.6N
③ 切削力Pz與驅(qū)動力QT的位置關(guān)系，由機(jī)床個(gè)軸位置布置關(guān)系可知：
β=20°
Qz=QTcosβ+Qrsinβ=4304.2×cos20°+1566.6×sin20°=4580.4N
Qy=QTsinβ-Qrcosβ=4304.2×sin20°-1566.6×cos20°=0
2、 主軸的受力分析
① Z方向
三軸承支撐可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)
式中： 卡盤長L卡=150㎜
工件長LⅠ=160㎜
a=100㎜ b=65㎜ c=456㎜
L1=285㎜ L2=236㎜ L=521㎜
Mz=Pz(L卡+ LⅠ)=9800×(150+160)=3.038×10N·㎜
E=2.1×10
I=（D平-d）=3870571.2
a、 在Pz作用下，B處的撓度：
（yB）Pz=
b、 在Mz作用下，B處的撓度：
（rB）MZ=
c、 在QZ作用下，B處的撓度：
（YB）QZ=-
所以YB=+-
d、 在（RB）Z作用B處的撓度：
（Y′B）=
由于B處軸承是剛性支承
所以YB= Y′B
+-
=
由上式可求出（RB）Z
（RB）Z=
=22330N
② r方向：
三軸承支承可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)：
（RB）y=
式中：My=Py·(L卡+ LⅠ)=1215200N·㎜
Mx=Px·=147000N·㎜
Qy=0
（RB）y=10510.5N
3、 主軸撓度計(jì)算：
① Z方向
Y=--++
=-[9800×100×(521+100)
+--
=-0.06
② Y方向
Y=---+
=-[3920×100×(521+100)
+ -]
=-0.025
③ 計(jì)算總撓度：Y===0.065
[Y]=0.002l=0.002×521=0.104
計(jì)算結(jié)果：Y〈[Y] 主軸撓度合格
4、 軸承處轉(zhuǎn)角的校核
① Z方向：
Qz=+-
其中：a′=a+ l卡+ lⅠ=100+150+160=410㎜
Qz=-0.00033
② Y方向：
Qy=--;( Qy=0)
=-0.00012
③ 計(jì)算總轉(zhuǎn)角
Q==0.00035〈0.001rad
因此機(jī)床主軸的剛度是合適的