教学号：答辩成绩：设计成绩：材料力学课程设计设计计算说明书设计题目：车床主轴设计题号: 7—8—Ⅰ—12教学号:姓名：指导教师：完成时间：目录一、材料力学课程设计的目的--------------------------------------------------3二、材料力学课程设计的任务和要求--------------------------------------------------3三、设计题目--------------------------------------------------3四、对主轴静定情况校核--------------------------------------------------5 1.根据第三强度理论校核---- ----------------------------------------7 2.根据刚度进行校核---------------------------------------------8 3.疲劳强度校核------------------------------------------- 12五、对主轴超静定情况校核-------------------------------------------------13 1.根据第三强度理论校核---------------------------------------------15 2.根据刚度进行校核---------------------------------------------16 3.疲劳强度校核----------------------------------------------19六、循环计算程序---------------------------------------------------19七、课程设计总结----------------------------------------------------26一、设计目的材料力学课程设计的目的是在于系统的学习材料力学之后，能结合工程中的实际问题，运用材料力学设计的基本原理和计算方法，独立计算工程中的典型零部件，已达到综合运用材料力学的知识解决工程实际问题的能力。
同时，可以使我们将材料力学的理论和现代的计算方法及手段融为一体。
即从整体上掌握了基本理论和现代的计算方法，又提高了分析问题，解决问题的能力；即把以前学到的知识综合的运用，又为以后的学习打下了基础，并初步掌握工程中的设计思想和设计方法，对实际工作能力有所提高。
1.使我们的材料力学知识系统化，完整化。
2.在系统的全面的复习的基础上，运用材料力学的知识解决工程中的实际问题。
3.由于选题力求结合专业实际，因而课程设计可以把材料力学的知识和专业需要结合起来。
4.综合运用以前所学的各门课程知识，是相关学科知识有机的联系起来。
5.初步了解和掌握工程实践中的设计思想和方法，为以后打下基础。
二、设计的任务和要求1.画出受力分析计算简图和内力图2.列出理论依据和导出的计算公式3.独立编制计算机程序，通过计算机给出计算结果4.完成设计说明书。
三、设计题目车床主轴设计---某车床主轴尺寸及受力情况如图1所示。
在A 、B 、C 三个支座的中间支座B 处，轴承与轴承座之间有间隙δ，正常工作时，B 处轴承不起支撑作用，此时轴处于A 、C 两支座下的静定状态。
当B 截面处弯曲变形大于间隙δ时，轴处于A 、B 、C 三支座下的静不定状态。
轴截面E 处装有斜齿轮，其法向压力角为α，螺旋角为β，工作处的切削力有Fx 、Fy 、Fz （在进行强度、刚度计算时，可以不计轴向力Fx 的影响，而以弯曲、扭转变形为主）。
轴的材料为优质碳素结构钢（45钢），表面磨削加工，氮化处理。
其他已知数据见表1。
1、 试按静定梁（A 、C 支撑）的强度、刚度条件设计等截面空心圆轴外径D(d/D 值可见数据表2)，并计算这时轴上B 截面处的实际位移。
2、 在安装齿轮的E 截面处有一铣刀加工的键槽，试校核此截面处的疲劳强度。
规定的安全系数n=3（1-σ=420a MP ，1-τ=240a MP ）。
3、 对静不定情况（A 、B 、C 支撑），同时根据强度、刚度条件设计外径D ，并用疲劳强度理论校核。
表1：注意：设计中不考虑轴的旋转静定要求和热变形的影响，并且将各轴承视为刚体，且不产生刚体位移，不考虑制造工艺和尺寸链等因素。
表2：（设计计算数据表Ⅰ12）图一：一、 对主轴静定情况校核由公式可知Me=9549⨯min/}{}{r kw n p = 9549 5.4500⨯=103.13N m •∴F t =103.130.12=859.41N 由斜齿轮受力分析得： F r =t tan cos F αβ=859.410.3640.985⨯=317.59N 则有：F y E =F t sin θ-F r cos θ=383.12N F Z E =F t cos θ+F r sin θ=832.26N F y b= F Hy b=4000⨯0.16=640N •mF Z b= F Hz b=2500⨯0.16=400N •m由图1受力分析求支座反力F Ay 、F Az 、F Cy 、F Cz ：)(F MCz∑= F Ay (L 1+L 2)+F Ey a-640- F y L 3=0∴ FAy=2091.30N∑)(FMAz = FCy(L1+L2)+ FEy(L1+L2-a)+640+ Fy( L1+L2+L3)=0∴ FCy=-6241.32N∑)(FMCy = FAz(L1+L2)+ FZEa+400+ FZL3=0∴FAz=-1157.53N∑)(FMAy = FCz(L1+L2)+ FEz(L1+L2-a)-400- F z( L1+L2+L3)=0∴ FCz=2681.14N根据已知分别作出Y、Z方向的剪力图与弯矩图，如下图所示：由剪力图及弯矩图可知c 点为危险点且： Mc=227041408+=1574.19N •m Me=81.17N •m 1.根据第三强度理论校核： WMe r 223Mc +=σ][σ≤ 且 )1(3243απ-=D W 代入数据解得： D 1≥39.5210-⨯m 2.由刚度对轴进行校核： 利用图乘法∑=--=∆ni cii EIM 1ϖ对各点进行刚度校核：1)根据D 点刚度计算轴径，在D 点分别沿y 、z 轴加一单位力有扭矩图如下图=Dy f 149.078.25714.021128.03222.115055.0211⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⎢⎣⎡EI()3216.070416.02122.115014.016.0128.021⨯⨯⨯⨯+⨯⨯++EI 89.672116.016.0704=⎥⎦⎤⨯⨯⨯+()]EIEI f Dz 99.3616.03235216.02108.035216.069.03214.055.064.63670414.02169.062.016.064.63614.0128.03264.63655.0211-=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯+⨯+⨯-⨯⨯+⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⎢⎣⎡-==+22Dz Dy D f f f EI 63.78m f D 4103.3][-⨯=≤ E=210Pa 910⨯I=44403.0)1(64D D =-απ494103.303.01021063.78-⨯⨯⨯⨯≥∴D 221084.7-⨯≥∴D m 2) 根据E 点刚度计算轴径，在E 点分别沿y 、Z 轴加一单位力有扭矩图如下图()EIEI f Ey 63.41]22.1150140814.021140.03122.115014.0140.021[1=-⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=()EIEI f Ez 80.22]14.03164.63670414.02114.064.63614.02164.6363214.055.021[1-=⨯⨯-⨯⨯+⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯-=][46.4722E Ez Ey E f EIf f f ≤=+= 即：449105.303.01021046.47-⨯≤⨯⨯D解得：D321081.6-⨯≥m3）根据C 点刚度计算直径，在C 点处加一单位力偶得如下图所示弯矩图：EIEI cy 39.495]114.0)22.11501408(21155.022.115021[1=⨯⨯++⨯⨯⨯=θEIEI Cz 92.268]114.0)70464.636(21164.63655.021[1-=⨯⨯+⨯+⨯⨯⨯-=θ 0028.0][67.56322=≤=+=C cz cy C EIθθθθ 即：0028.003.01021067.56349≤⨯⨯D解得：≥4D 21052.7-⨯m综上所述：D=max[D 1、D 2、D 3、D 4]=7.84210-⨯m当D= 6.97210-⨯m 时，计算B 点的实际位移：（应用图乘法）]128.052.007.02122.115014.052.038.03114.0128.038.022.115019.055.038.052.033.0128.038.022.115055.017.055.017.017.03222.1150128.021[1⨯⨯⨯⨯+⨯+⨯⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯=EI f By =EI 06.25()128.052.014.0312164.63670414.0128.052.007.064.63614.0128.052.038.03114.064.63655.038.019.052.019.014.0128.064.63655.017.038.055.017.0128.03264.63617.021[1⨯⨯⨯⨯-⨯+⨯⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯⨯++⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯-=EI f Bz =-EI 50.17m EI f f f Bz By B 4429221028.1)1084.7(03.01021057.3057.30--⨯=⨯⨯⨯⨯==+=3.疲劳强度校核:若不计键槽对抗弯截面系数的影响，则危险截面处抗弯截面系数：36431032.32)1(32--⨯=-=m D απϖ由弯矩M 不变可知该循环为对称循环，则有： MPa Pa W M 68.401032.3264.63622.1150622min max =⨯+==-=-σσ MPa Pa W M P X 26.11065.6417.816max =⨯==-τ 查表确定铣加工的键槽危险截面处疲劳强度的影响系数：60.1=σK 88.1=τK 75.0=σε 73.0=τε8.1=β则：71.868.408.175.060.1420max1=⨯⨯==-MPaMPaK n σβεσσσσ13.13326.18.173.088.1240max 1=⨯⨯==-MPaMPaK n τβεττττ369.822>=+=τστστσn n n n n 故E 处满足疲劳强度要求。