主轴刚度校核
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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
)(109554max mm N n N T j
•=⨯⨯⨯=η N--电机功率; η--机械效率取(0.75~0.85); nj--主轴计算转速 )(2'max N d
T F c =⨯=, 其中=⨯=max 5.0D d )('35.0'N F F c f =⨯=
)('5.0'N F F c p =⨯= 由'4.0max F a
D a F ⨯+= 作用在主轴端部的作用力
)(2max N d T P F f
z =⨯== , 其中d f —齿轮分度圆直径 分解成水平面受力图:Fp ; Fz 1=Fz ×cos θ; M=F f ×d/2
分解成垂直面受力图:Fc ; Fz 2=Fz ×sin θ
(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:=+⋅⋅⋅⋅-=)(6.a l L
I E c b a P y (1-1) 大齿轮处倾角:=-⋅⋅⋅⋅=)(31a b L
I E b a P θ (2-1) 前支承处倾角:=⋅⋅+⋅⋅⋅-=L
I E b a b a P 6)2(2θ (3-1) 由切削力Fp(Fc)引起的变形: 主轴端部桡度:=+⋅⋅=)(32
c L I
E c P y (1-2) 大齿轮处倾角:=-⋅⋅⋅-
=)3(6221a L L
I E c P θ (2-2) 前支承处倾角:=⋅⋅⋅=I E L c P 32θ (3-2) 由切削力矩M 引起的变形: 主轴端部桡度:=+⋅⋅⋅=
)32(6c L L
I E c M y (1-3) 大齿轮处倾角:=-⋅⋅-=)2(6221a L L
I E M θ (2-3) 前支承处倾角:=⋅⋅=I E L M 32θ (3-3) 抗弯截面惯性矩=-⨯⋅=44
)1(640
d d d I π 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:=⨯-⨯-⨯+=2
2)()(l C Pbc l C b l c l P y A B (1-4) 大齿轮和前支承处倾角:=⨯⨯-⨯-=
=222)(1l C b P l C b l P A B θθ (2-4) 由切削力Fp(Fc)引起的变形: 主轴端部桡度:=⨯++=22)()1(l
c C P L C C P y A B (1-5) 大齿轮和前支承处倾角:.)(2221=⨯⨯+⨯+=
=l C c P l C c l P A B θθ (2-5) 由切削力矩M 引起的变形: 主轴端部桡度:=⨯⨯+⨯+=2
2B C )(l C c M l c l M y A (1-6) 大齿轮和前支承处倾角:=⨯+⨯=
=2221l C M l C M A B θθ (2-6) 轴承刚度: =∆==∆=00/;/B B A A R C R C
R A ---后端支承反力; R B ---前端支承反力; Δ0---轴承径向位移量
3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承:=⨯=∆815.0895
.00062.0d F r
(μm) 圆锥滚子轴承:=⨯=∆8
.009
.00cos 077.0l Q α (μm) 滚动体上的载荷:==α
cos 5iZ Fr Q (N ) 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; l 0—滚子长度
因此水平方向:
=+++++=161514131211y y y y y y y
=+++++=2625242322211θθθθθθθ
=+++++=2625243332312θθθθθθθ
垂直方向:
=+++=15141211y y y y y =+++=252422211θθθθθ =+++=252432312θθθθθ 综上所述
L y y y 0002.0)(2
221<---=+= 001.0)(2
22
11<---=+=θϑθ
001.0)(2
22
12<---=+=θϑθ
合格∴
扭转校核
π180
max ⨯⨯⨯=ΦI G L
T =
L —主轴端部到大齿轮处的受扭长度 抗扭截面惯性矩()=
-=4
04321
d d I π
d —主轴平均直径;do —主轴内孔直径 切变模量 4101.8⨯=G (MPa )