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]≤0.0002LL—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]≤0.001rad2.扭转变形验算扭转角φ≤1°支承简化与受力分析)(109554maxmmNnNTjN--电机功率；η--机械效率取（0.75～0.85）；nj--主轴计算转速)(2'maxNdTFc，其中max5.0Dd)('35.0'NFFcf)('5.0'NFFcp由'4.0maxFaDaF作用在主轴端部的作用力)(2maxNdTPFfz,其中df—齿轮分度圆直径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：)(6.alLIEcbaPy（1-1）大齿轮处倾角：)(31abLIEbaP（2-1）前支承处倾角：LIEbabaP6)2(2（3-1）由切削力Fp(Fc)引起的变形：主轴端部桡度：)(32cLIEcPy（1-2）大齿轮处倾角：)3(6221aLLIEcP（2-2）前支承处倾角：IELcP32（3-2）由切削力矩M引起的变形：主轴端部桡度：)32(6cLLIEcMy（1-3）大齿轮处倾角：)2(6221aLLIEM（2-3）前支承处倾角：IELM32（3-3）抗弯截面惯性矩44)1(640dddI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：22)()(lCPbclCblclPyAB（1-4）大齿轮和前支承处倾角：222)(1lCbPlCblPAB（2-4）由切削力Fp(Fc)引起的变形：主轴端部桡度：22)()1(lcCPLCCPyAB（1-5）大齿轮和前支承处倾角：.)(2221lCcPlCclPAB（2-5）由切削力矩M引起的变形：主轴端部桡度：22BC)(lCcMlclMyA（1-6）大齿轮和前支承处倾角：2221lCMlCMAB（2-6）轴承刚度：00/;/BBAARCRCRA---后端支承反力；RB---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：815.0895.00062.0dFr(μm)圆锥滚子轴承：8.009.00cos077.0lQ(μm)滚动体上的载荷：cos5iZFrQ（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；l0—滚子长度因此水平方向：161514131211yyyyyyy26252423222112625243332312垂直方向：15141211yyyyy252422211252432312综上所述Lyyy0002.0)(2221001.0)(22211001.0)(22212合格扭转校核180maxIGLT=L—主轴端部到大齿轮处的受扭长度抗扭截面惯性矩404321ddId—主轴平均直径；do—主轴内孔直径切变模量4101.8G（MPa）