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2015 届毕业设计（论文）开题报告题 目 螺旋弹簧疲劳试验机设计学 院 专 业 _ 姓 名 班 级 指导教师 起止日期 201年 月 日毕业设计（论文）开题报告1、 课题研究的目的和意义： 螺旋弹簧疲劳试验机是在各种条件、环境下测定螺旋弹簧等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验弹簧疲劳的精密测试仪器，可以对材料弹簧疲劳等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。广泛应用于机械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通运输、等工业部门以及大专院校、科研院所的相关实验室。对有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、降低成本、保证产品安全可靠等都具有重要作用。中国螺旋弹簧疲劳试验机的现状验机制造行业在旧中国是空白，中华民共和国成立后，党和政府十分重视我国计量检测事业的历史悠久，但试计量检测技术的发展，采取了许多重要措来发展仪器仪表工业。经过五十多年的努力，我国材料试验机的制造，从无到有从小到大，从单参数到多参数，从静态到动态，逐步发展成初具规模，负荷试验机（如冲击试验机和疲劳试验机等）的能力，有效地促进了国民经济建设和国防建设的发展。 长期以来，试验机也一直是欧美对我国尖端科研课题限制出口的产品。我国的国防科技工业和其它部门的科产业，就必须走自主创新的道路。在新三思集团研院所不能直接进口某些关键材料试验的仪器设备。所以，要发展中国的试验机公司为首的中国试验机民营企业的不断努力下，中国试验机的技术水平得到了长足的进步，国内与国外的试验机技术水平的差距正在逐步的缩小。该设计培养了学生综合运用各学科的基本理论、专业知识和基本技能，提高分析与解决实际问题的能力，同时还培养学生的独立工作能力、开发创造能力，其就是对学生自身综合素质的考验和提升。螺旋弹簧疲劳试验机设计是在学完了机械制图、机械制造技术基础、机械设计、机械工程材料等的基础下，进行的一个全面的考核。本次设计也要培养自己的自学与创新能力。因此本次设计综合性和实践性强、涉及知识面广。所以在设计中既要注意基本概念、基本理论，又要注意生产实践的需要，只有将各种理论与生产实践相结合，才能很好的完成本次设计。二、研究内容 （1）弹簧疲劳试验机的需求分析。（2）弹簧疲劳试验机的总体结构设计。（3）确定弹簧疲劳试验机的结构参数，设计主要零部件并进行强度计算。（4）绘制主要零件图和装配图。（5）整理并组织相关材料，完成设计图及设计说明书的撰写。3、 设计方案1.方案一 电动机产生动力由涡杆传到涡轮轴，然后通过蜗轮传至锥齿轮，再通过锥齿轮传动系统传递到丝杠。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动横梁上下运动，而下夹具则是固定在试验台上，至此完成试验。如图1所示： 图1方案一示意图2方案二电动机产生动力后输出到减速器，然后进入涡轮蜗杆传动系统，进一步减速并改变运动旋转方向后，通过链传动系统传递到丝杠。由链轮的转动带动丝杠转动。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动横梁上下运动，而下夹具则是固定在试验台上，至此完成试验。如图2所示：图2 方案二示意图3方案三电动机产生动力后输出到减速器，然后由直齿轮带动丝杠转动。丝杠转动同时两个丝杠螺母同步背向或相向运动，两个连杆同时远离或靠近。这就使下夹具所在试验台向上或向下运动。上面横梁可以固定，也可以在液压、丝杠等外力驱动下上下运动，至此完成试验。如图3所示：图3方案三示意图4方案四本方案与上述两种文件有所不同，本方案是由油泵驱动油缸里的活塞提供外部试验力。油泵输出油经进油管达到液压缸，然后经回油管路流回回油缸再次利用。此方案要求液压系统要有较精确的控制阀的配合才能实现试验目的。而目前液压控制阀与计算机控制联系越来越密切，国外在计算机控制领域取得了较大进展，可惜的是我国控制系统方面还较薄弱。如图4所示： 图4方案四示意图5方案五本机采用传统的连杆机构。机械部分由电机、偏心装置、随动器、直线导轨、夹具等组成。动力由变频调速电动机输出, 通过减速器、轴承座、偏心装置传递至连杆, 带动压盘对弹簧进行压缩 (或拉伸) 往复疲劳试验。如图 1 所示。对导向装置产生较大的侧向力 , 设计的压力角尽量减小, 采用加长连杆的方式; 导向装置的设计, 导向装置采用直线导轨。这样, 不仅简化了结构, 降低了成本,而且试验机在运行过程中, 同样稳定、可靠。弹簧预压力的调节, 方便、轻捷。对导向装置产生较大的侧向力 , 设计的压力角尽量减小, 采用加长连杆的方式; 导向装置的设计, 导向装置采用直线导轨。这样, 不仅简化了结构, 降低了成本,而且试验机在运行过程中, 同样稳定、可靠。弹簧预压力的调节, 方便、轻捷。图5 方案5示意图四、预期成果（1）螺旋弹簧疲劳试验机设计绘制主要零件图和装配图。（2）整理并组织相关材料螺旋弹簧疲劳试验机设计，完成设计图及设计说明书的撰写。五、进度安排14.12.01-15.02.10 调研并且查阅参考文献，完成开题报告；15.02.11-15.03.28 查阅机械设计手册完成计算绘图，穿插教师指导15.4.1-15.04.10 设计说明书撰写15.4.11-15.04.20 完成全部毕业设计工作六参考文献1. 吴宗泽、罗圣国，机械设计课程设计手册（第三版）， 北京高等教育出版社，2006.5 41702. 濮良贵、纪名刚等，机械设计（第八版），北京 高等教育出版社，2006.6 1862723. 成大先等，机械设计手册（第四版）北京化学工业出版社，2001.11 2103514. 王中发、吴宗泽，实用机械设计，北京理工大学出版社，1998.25. 现代机械传动手册编辑委员会，现代机械传动手册（第二版），北京机械工业出版社，2002.5 1451676. 杨黎明、黄凯、李恩至、陈实现，机械零件设计手册，北京 国防工业出版社，1987.6，2252877. 孙桓，机械原理， 北京高等教育出版社，2006.5 1742018. 廖念钊、莫雨松等，互换性与技术测量(第四版)，北京 中国计量出版社，2006.7 11179. 朱孝录等，机械传动设计手册，北京 电子工业出版社，2007.7 12035710. 李晓杰，CSS-2200系列电子万能试验机，试验技术与试验机，1996年，卷36,36指导教师意见：指导教师签名：年 月 日系（教研室）审核意见： 同意指导教师意见。 系主任签名： 年 月 日 JIANGSU UNIVERSITY OF TECHNOLOGY “专接本”毕业设计（论文）螺旋弹簧疲劳试验机设计 学院名称： 汽车与交通工程学院 专 业： * 班 级： （按教务网班级名称填写） 姓 名： 指导教师姓名： 张蓉 指导教师职称： （请准确填写导师职称）2015 年 6 月VI螺旋弹簧疲劳试验机设计摘 要:整机结构主要由电动机、机架、传动带、偏心轮构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要：(1) 螺旋弹簧疲劳试验机总体结构设计。(2) 螺旋弹簧疲劳试验机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对螺旋弹簧疲劳试验机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。 (6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：螺旋弹簧疲劳试验机，结构设计The design of the spiral spring fatigue testing machineAbstract:The structure is mainly composed of a motor, a frame, a transmission belt, an eccentric wheel. Produced by the motor power through a belt wheel speed reducer will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drives the V belt, so as to drive the movement of the whole deviceAbstract this thesis research:(1) the overall structure design of helical spring fatigue testing machine.(2) analysis of helical spring fatigue testing machine performance.(3) the choice of motor.(4) transmission system, execution unit and frame design of helical spring fatigue testing machine.(5) the design of parts of design calculation and check.(6) drawing machine assembly drawing and assembly drawing design of important parts and parts drawings.Keywords: helical spring fatigue testing machine, structure design江苏理工学院汽车与交通工程学院毕业论文目 录第1章 绪论11.1课题研究的目的和意义11.2研究内容21.3设计方案2第2章 螺旋弹簧疲劳试验机总体参数的设计62.1 系统总体方案的分析62.2传动原理图62.3大弹簧设计计算72.4计算切削功率所需切削速度的确定122.5 由切削功率推算许用工作转速17第3章 带传动的计算203.1 带传动设计203.2选择带型213.3确定带轮的基准直径并验证带速223.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角233.5确定带的根数z243.6确定带轮的结构和尺寸243.7确定带的张紧装置24第4章 主轴组件要求与设计计算274.1 主轴的基本要求274.1.1 旋转精度274.1.2 刚度274.1.3 抗振性284.1.4 温升和热变形284.1.5 耐磨性294.2 主轴组件的布局294.3 主轴结构的初步拟定324.4 主轴的材料与热处理324.5 主轴的技术要求334.6 主轴直径的选择334.7 主轴前后轴承的选择344.8 轴承的选型及校核354.9 主轴前端悬伸量374.10 主轴支承跨距384.11 主轴结构图394.12 主轴组件的验算394.12.1 支承的简化394.12.2 主轴的挠度404.12.3 主轴倾角41第5章 键的选择与校核495.1 带轮1上键的选择与校核495.1.1键的选择495.1.2 键的校核495.2 带轮2上键的选择与校核515.2.1 键的选择515.2.2 键的校核51第6章 试验机其他主要零件的设计与校核536.1 偏心轮尺寸的设计与校核536.1.1 偏心轮尺寸的设计536.1.2 偏心轮的校核536.2 连接轴（一）的设计与校核556.2.1 连接轴的设计556.2.2 连接轴的校核556.3 连接轴（二）的设计与校核606.4 连杆的设计与校核616.4.1 连杆的设计616.4.2 连杆的校核61结 论63参考文献64致 谢65第1章 绪论1.1课题研究的目的和意义 螺旋弹簧疲劳试验机是在各种条件、环境下测定螺旋弹簧等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验弹簧疲劳的精密测试仪器，可以对材料弹簧疲劳等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。广泛应用于机械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通运输、等工业部门以及大专院校、科研院所的相关实验室。对有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、降低成本、保证产品安全可靠等都具有重要作用。中国螺旋弹簧疲劳试验机的现状验机制造行业在旧中国是空白，中华民共和国成立后，党和政府十分重视我国计量检测事业的历史悠久，但试计量检测技术的发展，采取了许多重要措来发展仪器仪表工业。经过五十多年的努力，我国材料试验机的制造，从无到有从小到大，从单参数到多参数，从静态到动态，逐步发展成初具规模，负荷试验机（如冲击试验机和疲劳试验机等）的能力，有效地促进了国民经济建设和国防建设的发展。 长期以来，试验机也一直是欧美对我国尖端科研课题限制出口的产品。我国的国防科技工业和其它部门的科产业，就必须走自主创新的道路。在新三思集团研院所不能直接进口某些关键材料试验的仪器设备。所以，要发展中国的试验机公司为首的中国试验机民营企业的不断努力下，中国试验机的技术水平得到了长足的进步，国内与国外的试验机技术水平的差距正在逐步的缩小。该设计培养了学生综合运用各学科的基本理论、专业知识和基本技能，提高分析与解决实际问题的能力，同时还培养学生的独立工作能力、开发创造能力，其就是对学生自身综合素质的考验和提升。螺旋弹簧疲劳试验机设计是在学完了机械制图、机械制造技术基础、机械设计、机械工程材料等的基础下，进行的一个全面的考核。本次设计也要培养自己的自学与创新能力。因此本次设计综合性和实践性强、涉及知识面广。所以在设计中既要注意基本概念、基本理论，又要注意生产实践的需要，只有将各种理论与生产实践相结合，才能很好的完成本次设计。1.2研究内容 （1）弹簧疲劳试验机的需求分析。（2）弹簧疲劳试验机的总体结构设计。（3）确定弹簧疲劳试验机的结构参数，设计主要零部件并进行强度计算。（4）绘制主要零件图和装配图。（5）整理并组织相关材料，完成设计图及设计说明书的撰写。1.3设计方案1.方案一 电动机产生动力由涡杆传到涡轮轴，然后通过蜗轮传至锥齿轮，再通过锥齿轮传动系统传递到丝杠。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动横梁上下运动，而下夹具则是固定在试验台上，至此完成试验。如图1-1所示： 图1-1方案一示意图2方案二电动机产生动力后输出到减速器，然后进入涡轮蜗杆传动系统，进一步减速并改变运动旋转方向后，通过链传动系统传递到丝杠。由链轮的转动带动丝杠转动。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动横梁上下运动，而下夹具则是固定在试验台上，至此完成试验。如图1-2所示：图-2 方案二示意图3方案三电动机产生动力后输出到减速器，然后由直齿轮带动丝杠转动。丝杠转动同时两个丝杠螺母同步背向或相向运动，两个连杆同时远离或靠近。这就使下夹具所在试验台向上或向下运动。上面横梁可以固定，也可以在液压、丝杠等外力驱动下上下运动，至此完成试验。如图1-3所示：图1-3方案三示意图4方案四本方案与上述两种文件有所不同，本方案是由油泵驱动油缸里的活塞提供外部试验力。油泵输出油经进油管达到液压缸，然后经回油管路流回回油缸再次利用。此方案要求液压系统要有较精确的控制阀的配合才能实现试验目的。而目前液压控制阀与计算机控制联系越来越密切，国外在计算机控制领域取得了较大进展，可惜的是我国控制系统方面还较薄弱。如图1-4所示： 图1-4方案四示意图5方案五本机采用传统的连杆机构。机械部分由电机、偏心装置、随动器、直线导轨、夹具等组成。动力由变频调速电动机输出, 通过减速器、轴承座、偏心装置传递至连杆, 带动压盘对弹簧进行压缩 (或拉伸) 往复疲劳试验。如图 1 所示。对导向装置产生较大的侧向力 , 设计的压力角尽量减小, 采用加长连杆的方式; 导向装置的设计, 导向装置采用直线导轨。这样, 不仅简化了结构, 降低了成本,而且试验机在运行过程中, 同样稳定、可靠。弹簧预压力的调节, 方便、轻捷。对导向装置产生较大的侧向力 , 设计的压力角尽量减小, 采用加长连杆的方式; 导向装置的设计, 导向装置采用直线导轨。这样, 不仅简化了结构, 降低了成本,而且试验机在运行过程中, 同样稳定、可靠。弹簧预压力的调节, 方便、轻捷。图5 方案5示意图由于以上方案都存在操作安装不方便的问题，均不采用，最终方案见下一章节所述.第 66 页 共 72 页第2章 螺旋弹簧疲劳试验机总体参数的设计2.1 系统总体方案的分析我们螺旋弹簧疲劳试验机的目的是要将主轴的水平旋转运动转化为弹簧的上下往复直线运动（压缩或者伸长）。我们进车间进行实地考察，询问工人师傅。他们耐心的给我们讲解运动，还拆开主轴部位让我们详细了解。凭借他们多年的操作经验，首先他们对我们改进的课题给予了肯定，之后我们彼此交流了想法。回来之后我们结合所学专业知识分析得如下运动简图：图2-1 总体方案分析2.2传动原理图我们螺旋弹簧疲劳试验机的目的是要将主轴的水平旋转运动转化为弹簧的上下往复直线运动（压缩或者伸长），这让我们想到了曲柄滑块机构，如上图4-1所示，曲柄1做回转运动，滑块3在轨道4上作竖直方向往复直线运动，连杆2可将曲柄1和滑块3连接起来，针对上述原理的分析并结合实际考虑强度、便与主轴配合以及使用寿命等等.弹簧试验机的动力由电磁调速电机输出，将载荷传递到试验机的主动轴上，主动轴上装有曲柄滑块机构，由于曲柄相对很短，在机械设计中一般将其设计成偏心轮机构，偏心轮与驱动杆之间通过连杆铰接在一起。当主动轴带动偏心轮机构转动时，连杆把偏心轮的旋转运动变成为驱动杆的往复直线运动，从而带动其顶端的弹簧压盘做往复运动，压缩其间的弹簧，使弹簧受到往复的压力，从而模拟其在工作状态下的受力，如图2-2所示，本实验的机械构建主要由大带轮、主轴、偏心连杆机构、机架、弹簧压盘座等组成，对应着不同的试验弹簧直径，有相对应的一组弹簧压盘与其对应，更换压盘，即可进行不同直径的弹簧的检测。1-偏心轮、2-连杆、3-驱动杆滑块、4-弹簧压盘、5-驱动杆、弹簧、7-导轨、8-主轴、9-轴承座、10-轴承、11-机架、12-大带轮、13-离合器图2-2偏心轮疲劳试验机机械结构简图2.3大弹簧设计计算弹簧选择圆柱螺旋压缩弹簧30，具体设计方法和步骤1) 工作时，假设弹簧所受最大工作载荷为600N，工作环境有腐蚀性，故选择材料为1Cr18Ni9，类弹簧，许用切应力，许用弯曲应力， 弹性模量 ，切变模量 ，此种材料耐腐蚀，耐高温，有良好的工艺性，适用于小弹簧。2) 选择旋绕比 ，暂取 ，则根据公式 计算出曲度系数 3）根据安装空间，初定弹簧中径，则根据公式 计算出 4）计算弹簧丝直径 取 5）对于压缩弹簧，工作圈数根据公式 计算 实际工作中正常情况下 ，为保证检测时钻杆过度偏向一边时的仪器的安全，这里取 弹簧内径 弹簧外径 弹簧节距 弹簧自由长度因在实际安装中，允许的空间满足不了所设计的弹簧自由高度值，也即过大，不符合实际应用要求，需重新设计。重新设计如下: 重选 则 曲度系数：弹簧丝直径： 取 弹簧中径： 弹簧内径： 弹簧外径： 弹簧节距： 弹簧工作圈数： 取 弹簧自由长度： 取 7）验算稳定性：细长比 符合两端固定弹簧的选择标准，故不需要进行稳定性验算。8）疲劳强度和静应力强度的验算 疲劳强度验算公式 已知： 由 可得 对于变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，疲劳强度安全系数值按公式 计算， 式中：-弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的力学性能数据精确性高时，取；-弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数N，由下表查取；表3-1 弹簧参数表 变载荷作用次数N 取 故设计合理。1）选材：1Cr18Ni9 2）旋绕比：取， 则 3）弹簧中径：4）弹簧丝直径： 取5）对于压缩弹簧工作圈数根据公式 计算，其中 在实际工作中正常情况下 这里取 则 取 6）计算弹簧内径，外径，节距，自由长度：弹簧内径 弹簧外径 弹簧节距 弹簧自由长度 取7）验算稳定性：细长比 符合两端固定弹簧的选择标准，故不需要进行稳定性验算。8）疲劳强度和静应力强度的验算 疲劳强度验算公式 由 可得 对于变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，疲劳强度安全系数值按公式 演算 即 故弹簧设计合理。大弹簧的有关参数如下表： 表3-2 弹簧参数表参数名称及代号计算公式结果中径30mm内径25mm外径35mm旋绕比 6长细比 3.67自由长度 110mm工作长度 30.15mm有效圈数 11.5圈总圈数 13.5圈节距 9mm轴向间距 4mm展开长度 1277.5mm螺旋角 5.458质量 0.203Kg2.4计算切削功率所需切削速度的确定切削速度（B点的速度）主要由所设计的偏心轮的转速（铣床主轴的输出转速）、以及转动的位置等决定。经过分析，当转速一定为N时，得到一个转速最大的位置，从而分析此位置，并进行计算。下图2-3就为机构运动的各个位置图，我们可以借助它来进行分析。图2-3 机构运动位置图我们可以按照机械原理课程设计的方法对机构运动的速度进行分析，从而得到一个最大速度的运动点。经过分析，易得运动左右两部分为对称结构，速度也相互对称，所以只需要分析一边（取右边）进行。经过分析得到B点的速度可以根据A点的速度结合作图的方法求得，公式如下所示 ： VA = 2RN 式4-5； VB = VA + VBA 式4-6；方向： 竖直向下 杆1 杆2大小： ？ 2RN ？1、先分析从1点处到4点的位置的运动：（1点VB为0），经过分析它的速度由0开始逐渐增大。分析2点得各杆位置图如下：图2-4 2点各杆位置图注：60表示偏心轮偏心长度为60mm；100表示杆2 长度为100mm；根据2点各杆位置图，进行速度分析如下： 图2-5 2点速度多边形分析图注：Pb长度表示VB 的大小；Pa2长60表示VA大小，为一个标定值（下同），所以只需要比较Pb长度就可以比较VB 的大小分析上图4-3的3点得各杆位置图如下：图2-6 3点各杆位置图根据3点各杆位置图，进行速度分析如下：图2-7 3点速度多边形分析图对比以上两点的Pb长，由于Pb3 Pb2 所以取3、4点之间的一点再进行分析对上图2-3中的3、4中间点进行分析得各连杆的位置图如下：图2-8 3、4点中间点各杆位置图根据3、4中间点各杆位置图，进行速度分析如下：图2-9 3、4点中间点速度多边形分析图得： Pb3.5 、分析上图4-3所示4点位置的运动对图4-3中的4点进行分析得各连杆的位置图如下：图2-10 4点各杆位置图注：以上数字所代表的意义同上；根据4点各杆位置图，进行速度分析如下：图2-11 4点速度多边形分析图说明：Pb代表VB大小与Pa代表VA的大小相等、但b a重合代表VBA的大小为0；所以易得：VB = VA 式6-7；3、对如图4-3中的4点到7点的运动进行分析据5点时各杆的位置图，绘制如下5点的速度分析图：图2-12 5点速度多边形分析图说明：Pb5线段长度代表的是VB的大小；根据6点的各杆的位置图，绘制如下6点的速度图：图2-13 6点速度多边形分析图分析7点易得VB的值为 0；对4、5、6、7点的VB对比得：其值在逐渐的减小。综上VB的大体变化规律为由如图6-1所示13点时逐渐增大；3点到4点减小到与VA相等大小；4点到7点的过程为一个逐渐递减的过程，直到7点减小到0。 所以，据切削功率的计算公式取最大的切削速度进行计算，故取3点的速度大进行计算： Pa2长60 ， Pb2 为70 ，R=60mmVA = 2RN 式4-7 所以: VB = 2.4RN = 0.12N 2.5 由切削功率推算许用工作转速由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查机械设计课程设计手册可得，为V带的效率,为第一、二对轴承的效率， 为联轴器的效率。则电机所需功率为P=6.5160.876=7.436KW查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表2-1：表2-1 Y系列三相异步电动机 电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281（a）（b） 图2-14 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 43第3章 带传动的计算3.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1 带型图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2d。（a） （b） （c） （d）图3-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）第4章 主轴组件要求与设计计算主轴组件是特殊磨头的执行件，它的功用是支承并带动砂轮旋转，完成表面成形运动，同时还起传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用。由于主轴组件的工作性能直接影响到特殊磨头的加工质量和生产率，因此它是特殊磨头中的一个关键组件。主轴和一般传动轴的相同点是，两者都传递运动、扭矩并承受传动力，都要保证传动件和支承的正常工件条件，但主轴直接承受切削力，还要带动工件或刀具，实现表面成形运动，因此对主轴有较高的要求。4.1 主轴的基本要求4.1.1 旋转精度主轴的旋转精度是指主轴在手动或低速、空载时，主轴前端定位面的径向跳动r、端面跳动a和轴向窜动值o。如图2-1所示：图中实线表示理想的旋转轴线，虚线表示实际的旋转轴线。当主轴以工作转速旋转时，主轴回转轴线在空间的漂移量即为运动精度。主轴组件的旋转精度取决于部件中各主要件（如主轴、轴承及支承座孔等）的制造精度和装配、调整精度；运动精度还取决于主轴的转速、轴承的性能和润滑以及主轴部件的动态特性。各类通用特殊磨头主轴部件的旋转精度已在特殊磨头精度标准中作了规定，专用特殊磨头主轴部件的旋转精度则根据工件精度要求确定。图4-1 主轴的旋转误差4.1.2 刚度主轴组件的刚度K是指其在承受外载荷时抵抗变形的能力，如图2-2所示，即K=F/y（单位为N/m），刚度的倒数y/F称为柔度。主轴组件的刚度，是主轴、轴承和支承座的刚度的综合反映，它直接影响主轴组件的旋转精度。显然，主轴组件的刚度越高，主轴受力后的变形就越小，如若刚度不足，在加工精度方面，主轴前端弹性变形直接影响着工件的精度；在传动质量方面，主轴的弯曲变形将恶化传动齿轮的啮合状况，并使轴承产生侧边压力，从而使这些零件的磨损加剧，寿命缩短；在工件平稳性方面，将使主轴在变化的切削力和传动力等作用下，产生过大的受迫振动，并容易引起切削自激振动，降低了工件的平稳性。图4-2 主轴组件静刚度主轴组件的刚度是综合刚度，影响主轴组件刚度的因素很多，主要有：主轴的结构尺寸、轴承的类型及其配置型式、轴承的间隙大小、传动件的布置方式、主轴组件的制造与装配质量等。4.1.3 抗振性主轴组件的抗振性是指其抵抗受迫振动和自激振动而保持平稳运转的能力。在切削过程中，主轴组件不仅受静载荷的作用，同时也受冲击载荷和交变载荷的作用，使主轴产生振动。如果主轴组件的抗振性差，工作时容易产生振动，从而影响工件的表面质量，降低刀具的耐用度和主轴轴承的寿命，还会产生噪声影响工作环境。随着特殊磨头向高精度、高效率方向发展，对抗振性要求越来越高。评价主轴组件的抗振性，主要考虑其抵抗受迫振动和自激振动能力的大小。4.1.4 温升和热变形主轴组件工作时因各种相对运动处的摩擦和搅油等而发热，产生了温升，温升使主轴组件的形状和位置发生畸变，称为热变形。热变形应以主轴组件运转一定时间后各部分位置的变化来度量。主轴组件温升和热变形，使特殊磨头各部件间相对位置精度遭到破坏，影响工件加工精度，高精度特殊磨头尤为严重；热变形造成主轴弯曲，使传动齿轮和轴承的工作状态变坏；热变形还使主轴和轴承，轴承与支承座之间已调整好的间隙和配合发生变化，影响轴承正常工作，间隙过小将加速齿轮和轴承等零件的磨损，严重时甚至会发生轴承抱轴现象。影响主轴组件温升、热变形的主要因素有：轴承的类型和布置方式，轴承间隙及预紧力的大小，润滑方式和散热条件等。4.1.5 耐磨性主轴组件的耐磨性是指长期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主轴组件各个滑动表面，包括主轴端部定位面、锥孔，与滑动轴承配合的轴颈表面，移动式主轴套筒外圆表面等，都必须具有很高的硬度，以保证其耐磨性。为了提高主轴组件的耐磨性，应该正确地选用主轴和滑动轴承的材料及热处理方法、润滑方式，合理调整轴承间隙，良好的润滑和可靠的密封。4.2 主轴组件的布局主轴组件的设计，必须保证满足上述的基本要求，从而从全局出发，考虑主轴组件的布局。特殊磨头主轴有前、后两个支承和前、中、后三个支承两种，以前者较多见。两支承主轴轴承的配置型式，包括主轴轴承的选型、组合以及布置，主要根据对所设计主轴组件在转速、承载能力、刚度以及精度等方面的要求，并考虑轴承的供应、经济性等具体情况，加以确定。在选择时，具体有以下要求：（1）适应刚度和承载能力的要求主轴轴承选型应满足所要求的刚度和承载能力。径向载荷较大时，可选用滚子轴承；较小时，可选用球轴承。双列滚动轴承的径向刚度和承载能力，比单列的大。同一支承中采用多个轴承的支承刚度和承载能力，比采用单个轴承大。一般来说，前支承的刚度，应比后支承的大。因为前支承刚度对主轴组件刚度的影响要比后支承的大。表2-1所示为滚动轴承和滑动轴承的比较。表4-1 滚动轴承和滑动轴承的比较基本要求滚动轴承滑动轴承动压轴承静压轴承旋转精度精度一般或较差。可在无隙或预加载荷下工作。精度也可以很高，但制造困难单油楔轴承一般，多油楔轴承较高可以很高刚度仅与轴承型号有关，与转速、载荷无关，预紧后可提高一些随转速和载荷升高而增大与节流形式有关，与载荷转速无关承载能力一般为恒定值，高速时受材料疲劳强度限制随转速增加而增加，高速时受温升限制与油腔相对压差有关，不计动压效应时与速度无关抗振性能不好，阻尼系数D=0.029较好，阻尼系数D=0.055很好，阻尼系数D=0.4速度性能高速受疲劳强度和离心力限制，低中速性能较好中高速性能较好。低速时形不成油漠，无承载能力适应于各种转速摩擦功耗一般较小，润滑调整不当时则较大f=0.0020.008较小f=0.0010.08本身功耗小，但有相当大的泵功耗f=0.00050.001噪声较大无噪声本身无噪声，泵有噪声寿命受疲劳强度限制在不频繁启动时，寿命较长本身寿命无限，但供油系统的寿命有限（2）适应转速要求由于结构和制造方面的原因，不同型号和规格的轴承所允许的最高转速是不同的。轴承的规格越大，精度等级越低，允许的最高转速越低。在承受径向载荷的轴承当中，圆柱滚子轴承的极限转速，比圆锥滚子轴承的高。在承受轴向载荷的轴承当中，向心推力轴承的极限转速最高；推力球轴承的次之；圆锥滚子轴承的最低，但承载能力与上述次序相反。因此，应综合考虑转速和承载能力两方面要求来选择轴承型式。（3）适应精度的要求起止推作用的轴承的布置有三种方式：前端定位止推轴承集中布置在前支承；后端定位集中布置在后支承；两端定位分别布置在前、后支承。采用前端定位时，主轴受热变形向后延伸，不影响轴向定位精度，但前支承结构复杂，调整轴承间隙较不便，前支承处发热量较大；后端定位的特点与前述的相反；两端定位时，主轴受热伸长后，轴承轴向间隙的改变较大，若止推轴承布置在径向轴承内侧，主轴可能因热膨胀而弯曲。（4）适应结构的要求当要求主轴组件在性能上有较高的刚度和一定的承载能力，而在结构上径向尺寸要紧凑时，则可在一个支承（尤其是前支承）中配置两个或两个以上的轴承。对于轴间距很小的多主轴特殊磨头，由于结构限制，宜采用滚针轴承来承受径向载荷，用推力球轴承来承受轴向载荷，并使两轴承错开排列。（5）适应经济性要求确定主轴轴承配置型式，除应考虑满足性能和结构方面要求外，还应作经济性分析，使经济效果好。在中速和大载荷情况下，采用圆锥滚子轴承要比采用向心轴承和推力轴承组合配置型式成本低，因为前者节省了两个轴承，而且箱体工艺性较好。综合考虑以上因素，本设计的主轴采用前、后支承的两支承主轴，前支承采用双列向心短圆柱滚子轴承和推力球轴承的组合，D级精度；后支承采用圆柱滚子轴承，E级精度。其中前支承的双列圆柱滚子轴承，滚子直径小，数量多（5060个），具有较高的刚度；两列滚子交错布置，减少了刚度的变化量；外圈无挡边，加工方便；轴承内孔为锥孔，锥度为1：12，轴向移动内圈使之径向变形，调整径向间隙和预紧；黄铜实体保持架，利于轴承散热。前支承的总体特点是：主轴静刚度好，回转精度高，温升小，径向间隙可以调整，易保持主轴精度，但由于前支承结构比较复杂，前、后支承的温升不同，热变形较大，此外，装配、调整比较麻烦。4.3 主轴结构的初步拟定主轴的结构主要决定于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承和密封装置等的类型、数目、位置和安装定位的方法，同时还要考虑主轴加工和装配的工艺性，一般在特殊磨头主轴上装有较多的零件，为了满足刚度要求和能得到足够的止推面以及便于装配，常把主轴设计成阶梯轴，即轴径从前轴颈起向后依次递减。主轴是空心的或者是实心的，主要取决于特殊磨头的类型。此次设计的主轴，也设计成阶梯形，同时，在满足刚度要求的前提下，设计成空心轴，以便通过刀具拉杆。主轴端部系指主轴前端。它的形状决定于特殊磨头的类型、安装夹具或刀具的形式，并应保证夹具或刀具安装可靠、定位准确，装卸方便和能传递一定的扭矩。4.4 主轴的材料与热处理主轴材料主要根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素选择。主轴的刚度与材料的弹性模量E值有关，钢的E值较大（2.110N/cm左右），所以，主轴材料首先考虑用钢料。钢的弹性模量E的数值和钢的种类和热处理方式无关，即不论是普通钢或合金钢，其弹性模量E基本相同。因此在选择钢料时应首先选用价格便宜的中碳钢（如45钢），只有在载荷特别重和有较大的冲击时，或者精密特殊磨头主轴需要减少热处理后的变形时，或者轴向移动的主轴需要保证其耐磨性时，才考虑选用合金钢。当主轴轴承采用滚动轴承时，轴颈可不淬硬，但为了提高接触刚度，防止敲碰损伤轴颈的配合表面，不少45钢主轴轴颈仍进行高频淬火（HRC4854）.有关45钢主轴热处理情况如下表2.2所列：表4-2 使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数工 作 条 件使 用 机 床材 料 牌 号热 处 理硬 度常 用代 用轻中负载车、钻、铣、磨床主轴4550调质HB220250轻中负载局部要求高硬度磨床的砂轮轴4550高频淬火HRC5258轻中负载PV40（Nm/cms）车、钻、铣、磨床的主轴4550淬火回火高频淬火HRC4250HRC5258此次设计的特殊磨头主轴，考虑到主轴材料的选择原则，选用价格便宜的中碳钢（45钢）。查表2-2中，因工作中承受轻、中负荷，且要求局部高硬度，故热处理采用高频淬火，HRC5258。4.5 主轴的技术要求主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴和轴承、齿轮等零件相连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度，关系到接触刚度，零件接触表面形状愈准确、表面粗糙度愈低，则受力后的接触变形愈小，亦即接触刚度愈高。因此，对主轴设计必须提出一定的技术要求。（1）轴颈 此次设计的主轴，应首先考虑轴颈。支承轴颈是主轴的工作基面、工艺基面和测量基面。主轴工作时，以轴颈作为工作基面进行旋转运动；加工主轴时，为了保证锥孔中心和轴颈中心同轴，一般都以轴颈作为工艺基面来最后精磨锥孔；在检查主轴精度时，以轴颈作为测量基面来检查各部分的同轴度和垂直度。采用滚动轴承时，轴颈的精度必须与轴承的精度相适应。轴颈的表面粗糙度和硬度，将影响其与滚动轴承的配合质量。对于普通精度级特殊磨头的主轴，其支承轴颈的尺寸精度为IT5，轴颈的几何形状允差（圆度、圆柱度等）通常应小于直径公差的1/41/2。（2）内锥孔 内锥孔是安装刀具或顶尖的定位基面。在检验特殊磨头精度时，它是代表主轴中心线的基准，用来检查主轴与其他部件的相互位置精度，如主轴与导轨的平行度等。由于刀具和顶尖要经常装拆，故内锥孔必须耐磨。锥孔与轴承轴颈的同轴度，一般以锥孔端部及其相距100300毫米处对轴颈的径向跳动表示；其形状误差用标准检验锥着色检查的接触面积大小来检验，此乃综合指标；还要求一定的表面粗糙度和硬度等。4.6 主轴直径的选择主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，直径越大，主轴本身的变形和轴承变形引起的主轴前端位移越小，即主轴组件的刚度越高。但主轴前端轴颈直径D1越大，与之相配的轴承等零件的尺寸越大，要达到相同的公差则制造越困难，重量也增加。同时，加大直径还受到轴承所允许的极限转速的限制，甚至为特殊磨头结构所不允许。通常，主轴前轴颈直径D1可根据传递功率，并参考现有同类特殊磨头的主轴轴颈尺寸确定。查金属切削特殊磨头设计第506页表5-12中，几种常见的通用特殊磨头钢质主轴前轴颈的直径D1，可供参考，如下表2-3所示：特殊磨头，查上表中对应项，初取D1= D2=30。表4-3 主轴前轴颈直径D1的选择机床机床功率 （千瓦）1.472.52.63.63.75.55.67.37.4111114.7车床608070907010595130110145140165铣床5090609060957510090105100115外圆磨床5090557070807590751004.7 主轴前后轴承的选择根据前述关于轴承的选择原则，查金属切削设计简明手册第375页，选取主轴前支承的36206是旧型号，新型号是7206C，即接触角为15的角接触球轴承。图4-6 轴承结构参数及安装尺寸4.8 轴承的选型及校核滚动轴承的选择包括轴承类型选择、轴承精度等级选择和轴承尺寸选择。轴承类型选择适当与否，直接影响轴承寿命以至机器的工作性能。选择轴承类型时应当分析比较各类轴承的特性，并参照同类机器中的轴承使用经验。 在选择轴承类型时，首先要考虑载荷的大小、方向以及轴的转速。一般说来，球轴承便宜，在载荷较小时，宜优先选用。滚子轴承的承载能力比球轴承大，而且能承受冲击载荷，因此在重载荷或受有振动、冲击载荷时，应考虑选用滚子轴承。但要注意滚子轴承对角偏斜比较敏感。当主要承受径向载荷时，应选用向心轴承。当承受轴向载荷而转速不高时，可选用推力轴承；如转速较高，可选用角接触球轴承。当同时承受径向裁荷和轴向载荷时，若轴向载荷较小，可选用向心球轴承或接触角不大的角接触球轴承；若轴向载荷较大，而转速不高，可选用推力轴承和向心轴承的组合方式，分别承受轴向载荷和径向载荷；当轴向载荷较大，且转速较高时，则应选用接触角较大的角接触轴承。各类轴承适用的转速范围是不相同的，在机械设计手册中列出了各类轴承的极限转速。一般应使轴承在低于极限转速下运转。向心球轴承、角接触球轴承和短圆柱痞子轴承的极限转速较高。适用于较高转速场合。推力轴承的极限转速较低只能用于较低转速场合。其次，在选择轴承类型时还需考虑安装尺寸限制、装拆要求，以及轴承的调心件能和风度，一般球轴承外形尺寸较大，滚子轴承较小，滚针轴承的径向尺寸最小而轴向尺寸较大，此外，不同系列的轴承，其外形尺寸也不相同。选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速n，预先确定一个适当的使用寿命Lb (用工作小时表示)，再进行额定动裁荷和额定静载荷的计算。对于转速较高的轴承(n10rmin),可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核其额定静载荷是否满足要求。当轴承可靠性为90、轴承材料为常规材料并在常规条件下运转时，取500h作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。C基本额定动载荷计算值，N；P当量动载荷，N；fh寿命因数；1fn速度因数；0.822fm力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2；fd冲击载荷因数；1.5fT温度因数；1CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；查文献3中的表6-2-8至6-2-12，得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。在本输送装置中，可以假设轴承只承受径向载荷，则当量动载荷为：P=XFr+YFa查文献3的表6-2-18，得，X=1，Y=0；所以，P=Fr=1128N。由以上可得：本输送机中的轴承承受的载荷多为径向载荷，所以选取深沟球轴承，查文献6的附表6-1，并考虑轴的外径，选取轴承6305-RZ，其具体参数为：内径d=25mm，外径D=62mm，基本额定载荷，基本额定静载荷，极限速度为10000r/min，质量为0.219kg。然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为：式中：基本额定静载荷计算值，N; 当量静载荷，N；安全因数轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，N。查文献3的表6-2-14知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。查文献3的表6-2-14知，安全系数则轴承的基本额定静载荷为：由上式可知，选取的轴承符合要求。4.9 主轴前端悬伸量主轴前端悬伸量a指的是主轴前支承支反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，它对主轴组件刚度的影响较大。悬伸量越小，主轴组件刚度越好。主轴前端悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取，有时为了提高主轴刚度或定心精度，也可不按标准取。另外，主轴前端悬伸量a还与前支承中轴承的类型及组合型式、工件或夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减小悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。初算时，可查金属切削特殊磨头设计第158页，如下表2-4所示：表4-4 主轴的悬伸量与直径之比类型机 床 和 主 轴 的 类 型a/ D1通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求0.61.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求1.252.5孔加工特殊磨头，专用加工细长深孔的特殊磨头，由加工技术决定需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的特殊磨头2.5根据上表所列，所设计的特殊磨头属于型，所以取a/ D1为1.252.5，即：a=（1.252.5）D1=（1.252.5）30=37.575初取a=45。4.10 主轴支承跨距主轴支承跨距L是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。合理确定主轴支承跨距，可提高主轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，主轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的主轴前端的位移量将增大；支承跨距大，支承的变形引起的主轴前端的位移量较小，但主轴本身的弯曲变形将增大。可见，支承跨距过大或过小都会降低主轴部件的刚度。有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考：（1） L=（45）D1（2） L=（35）a，用于悬伸长度较小时；（3） L=（12）a，用于悬伸长度较大时。根据此次设计的特殊磨头刚性主轴的悬伸量较大，取L2.5a为宜。即此次设计的主轴两支承的合理跨距L2.5a=2.5120=300初取L=280。4.11 主轴结构图根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图4-7所示：图4-7 主轴结构图4.12 主轴组件的验算主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。4.12.1 支承的简化对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球轴承，则可将主轴组件简化为简支梁，如下图2-8所示；若前支承有两个以上滚动轴承，可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如图2-9所示：图4-8 主轴组件简化为简支梁图4-9 主轴组件简化为固定端梁此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图2-9所示。4.12.2 主轴的挠度查材料力学I第188页的表6.1，对图2-9作更进一步的分析，如下图2-10所示：根据图2-10，可得此时的最大挠度=其中，F主轴前端受力。此处，F=F=1213.1NlA、B之间的距离。此处，l=a=12cm图4-10 固定端梁在载荷作用下的变形E主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，I=。此处，D=35故可计算出，主轴端部的最大挠度：=-1.8710 mm4.12.3 主轴倾角主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的使用寿命。根据图2-10，可得此时的最大倾角=其中，F主轴前端受力。此处，F=Fz=1213.1NlA、B之间的距离。此处，l=a=12cmE主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，I=。此处，D=133故可计算出，主轴倾角为：=-2.310 rad查特殊磨头设计第一册中机械部分的第670页，可知：当x0.0002L mm0.001 rad时，刚性主轴的刚度满足要求。此处的x，即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。将已知数据和代入，即可得：初步设计的主轴满足刚度要求。1 求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图5.1所示。图4-11 轴的载荷分布图2 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11260.363 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。 取安装带轮处的轴段90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知带轮的宽度为90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图4-12 低速轴的结构设计示意图表4-1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。4 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表4-2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。江苏理工学院汽车与交通工程学院毕业论文第5章 键的选择与校核5.1 带轮1上键的选择与校核5.1.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表5-1 带轮1上键的尺寸5.1.2 键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图5-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图5-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图5-2 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理5.2 带轮2上键的选择与校核5.2.1 键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表5-2 带轮2上键的尺寸5.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 结构合理第6章 试验机其他主要零件的设计与校核6.1 偏心轮尺寸的设计与校核6.1.1 偏心轮尺寸的设计初定尺寸： D2=129mm:由于其与主轴配合，且主轴外径为128.57mm.所以为了装配简单与定位取D2=129mm；初取D1=160mm;D3=101.6mm:由于对应于主轴端面的螺纹孔，用以固定偏心轮在主轴端面；D4=35mm;B1=12.6mm:此槽与主轴端定位块配合，用以定位偏心轮；B2=10mm：用以定位偏心轮；B3=100mm:初取；B4=20mm:由B4=16mm；D5=30mm:D5=24;螺纹均采用M20，与连接轴配合的螺纹长40mm；与主轴相连的螺纹孔为通孔；注：槽与连接轴配合的螺纹孔在中心线上，与主轴相连的螺纹孔中心在45度交线上。6.1.2 偏心轮的校核偏心轮，作为我们所设计的插削机构的能量输入点，它的作用几乎不可替代的，因为在机构中，它能在很好的与主轴输出端相连的同时，输出了巨大的能量供插削机构进行插削工作。又根据公式： 公式(一) P = F V = F N2 / 60 = F N 2L / 60 P = P1 = 9.57KW；N (18,1400) r/min公式(二) T = F L公式(三) max= T/Wp 公式(四) WP = 2IP/D =D3(1-4)/16 ；= d/D注：公式一、二为简单的力学公式；公式三、四摘自课本 “材料力学（I）” 第二版 编著 单辉祖P100公式4一5 ， 4一7； 又根据 ( 图3) ,有力臂 ：L = D/2 = 60mm d = 35mm 可以得到： T（ ， ） ( 3.3MPa , 252MPa )初选材料为： 查 吴宗泽 主编 机械零件设计手册P6 表1-10得：结构钢 -1 0.25b 铸铁 -1 0.36b 得： 结构钢 b 1008 MPa 铸铁 b 700 MPa查 吴宗泽 主编 机械零件设计手册P129表3-3；P131表3-8得：表 6-1结构钢牌号为75 85 的优质碳素结构钢并进行820淬火480回火铸铁选球墨铸铁 QT800-2 or QT900-2 综上：在满足需要的基础上，考虑工艺和成本选 QT800-2；6.2 连接轴（一）的设计与校核6.2.1 连接轴的设计图6-1 连接轴一的零件图对于连接轴，各段的基本尺寸如上图所示，其中，长40mm的M20螺纹与偏心轮偏心螺孔相连，另一端35与连杆的下联孔相配合，设计的长度41mm小于结合处连杆的厚度，这是为了保证连杆的定位，不至于出现轴向窜动。此端的M20螺纹用于与螺母相连，起到对连杆与轴连接的固定作用。直径42mm的轴端两端倒角为11其余倒角为22；各段形位公差如上零件图；补：轴肩高 h=（0.07-0.1）d ,故取D=35+7=42mm6.2.2 连接轴的校核连接轴，如图5-2所示，在我们所设计的插削机构中，起到连接偏心轮与连杆的作用，并且，在此同时传递扭矩，使连杆摆动起来，所以在设计中，它起到了极其重要的作用。所以对其进行校核，对设计也就意义重大。考虑当转速很低时负载力过大，以至于几乎没有材料可以满足需求，故取转速下线为 N = 90 r/min。 经过分析，得知，当连杆的下联孔运动到过主轴中心线的水平面上时