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毕业设计组合机床主轴箱及其夹具设计主轴夹具 目 录 1. 绪 论?1 1.1 组合机床的特点?1 1.2 组合机床的分类和组成?1 1.3 组合机床的方案选择?2 2.组合机床总体描述?3 2.1 组合铣床工艺方案的制定?3 2.2 组合机床配置型式的选择?5 2.3 影响总体布置的因素?5 2.4 组合铣床的总体分析?6 2.4.1 被加工零件工序图?6 2.4.2 加工示意图?7 2.4.3 组合机床联系尺寸图?9 2.4.4 生产率计算卡?11 3.组合机床主轴箱设计?12 3.1 主轴箱设计的原始依据?12 3.2 运动参数和动力参数的确定?12 3.2.1 传动系统传动比分配?12 3.2.2 计算传动装置的运动和设计参数?12 3.2.3 齿轮模数的估算及其校核?13 3.2.4 轴各参数估算及强度校核?16 3.3 主轴箱的坐标计算?24 4.组合机床夹具设计?26 4.1 组合机床夹具概述?27 4.2 定位支承系统概述?27 4.2.1 定位支承系统?28 4.2.2 夹紧机构?29 5. 总 结 ? 30 _ ? 31 致谢 ? 32 1. 绪 论 1.1 组合机床的特点 组合机床是由大量的通用部件和少量专用部件组成的工序集中的高效率专用机床。 它能够对一种（或几种）零件进行多刀、多轴、多面、多工位加工。在组合机床上可以完成钻孔、扩孔、铣削磨削等工序，生产效率高，加工精度稳定。 组合机床与通用机床、其他专用机床比较，具有以下特点： （1） 组合机床上的通用部件和标准零件约占全部机床零、部件总量的7080%，因此设计和制造的周期短，投资少，经济效果好。 （2） 由于组合机床采用多刀加工，并且自动化程度高，因此比通用机床生产效率高，产品质量稳定，劳动强度低。 （3） 组合机床的通用部件是经过周密设计和长期生产实践考验的，又有厂成批制造，因此结构稳定、工作可靠，使用和维修方便。 （4） 在组合机床上加工零件时，由于采用专用夹具、刀具和导向装置等，加工质量靠工艺装备保证，对操作工人水平要求不高。 （5）当被加工产品更新时，采用其他类型的专用机床时，其大部分件要报废。用组合机床时，其通用部件和标准零件可以重复利用，不必另行设计和制造。 （6）组合机床易于联成组合机床自动线，以适应大规模的生产需要。 组合机床常用的通用部件有：机身、底座、立柱、动力箱、动力滑台，各种工艺切 削头等。对于一些按循序加工的多工位组合机床，还具有移动工作台或回转工作台。 动力箱、各种工艺切削头和动力滑台是组合机床完成切削主运动或进给运动的动力 部件。其中还有能同时完成切削主运动和进给运动的动力头。 机身、立柱、中间底座等是组合机床的支承部件，起着机床的基础骨架作用。组合 机床的刚度和部件之间的精度保持性，主要是由这些部件保证。 1.2 组合机床的分类和组成 组合机床的通用部件分大型和小型两大类。大型通用部件是指电机功率为1.5-30 千瓦的动力部件及其配套部件。这类动力部件多为箱体移动的结构形式。小型通用部件是指电机功率为0.1-2.2千瓦的动力部件及其配套部件。这类动力部件多为套筒移动的结构形式。用大型通用部件组成的机床称为大型组合机床。用小型通用部件组成的机床称为小型组合机床。按设计的要求本次设计的机床为大型通用机床。 组合机床除分为大型和小型外，按配置形式又分为单工位和多工位机床两大类。工 位指一次装卡工件后，工件（或装配单元）与卡具或设备的可动部分一起相对刀具或设备的固定部分所占据的每一个位置。单工位机床又有单面、双面、三面和四面几种，多工位机床则有移动工作台式、回转工作台式、中央立柱式和回转鼓轮式等配置型式。本次设计的机床为单工位双面铣床。 1.3 组合机床的方案选择 (1)制定工艺方案。要深入现场了解被加工零件的加工特点、精度和技术要求、定 位夹压情况以及生产率的要求等。确定在组合机床上完成的工艺内容及其加工方法。这里要确定加工工步数，决定刀具的种类和型式。 (2）机床结构方案的分析和确定。根据工艺方案确定机床的型式和总体布局。在选 择机床配置型式时，既要考虑实现工艺方案，保证加工精度，技术要求及生产效率；又要考虑机床操作、维护、修理是否良好；还要注意被加工零件的生产批量，以便使设计的组合机床符合多快好省的要求。 (3)组合机床总体方案。这里要确定机床各部件间的相互关系，选择通用部件的刀具的导向，计算切削用量及机床生产率。给制机床的总联系尺寸图及加工示意图等。 （4）组合机床的部份方案和施工方案。制定组合机床流水线的方案时，与一般单个的组合机床方案有所不同。 流水线上由于工序的组合不同，机床的型式和数量都会有较大的变化。因此，这时应按流水线进行全面考虑，而不应将某一台或几台机床分裂开来设计。即使暂时不能全面地进行流水线设计，制定方案时也应综合研究，才能将工序组合得更为合理，更可靠地满足工件的加工要求，也为进一步发展创造了有利条件。 2. 组合机床总体描述 2.1 组合铣床工艺方案的制定 工艺方案的制定是设计组合铣床最重要的步骤之一。其制定过程应从以下的几个方 面考虑：1、加工的工序和加工精度的要求。2、被加工零件的特点。3、工件的生产方式。等诸多方面综合考虑。 图2-1为拖拉机发动机连杆零件，元件简图。 图2-1发动机连杆零件简图 连杆由大、小头和杆身等部分组成。大头为开式结构（系直剖式连杆）。连杆和连杆盖用螺栓，螺母连接。为减少磨损和便于修理，大头孔和小头孔内分别安装轴瓦和铜套。连杆身的截面为工字形，可减少重量和减少惯性力又使连杆具有足够的强度和刚度。连杆头两端面有落差且杆身对称。大小头侧面设计有定位凸台作为机械加工时的辅助定位基准，便于定位基准的统一。 连杆总的工艺特点是：外形复杂，不易定位；大、小头有细长的杆身连接，所以弯曲刚性差，易变形；尺寸精度，形状精度和位置精度及表面粗糙度要求很高。 连杆所选的材料为45钢（精选含碳量为0.42%0.47%），并经调质处理以提高其强度及其抗冲击能力，其硬度为217287HBS。其锻件重量为7.5kg。 根据以上的工艺特点下面初步拟订工艺方案。 (1)工艺基面的分析及选择。 采用以V形块为主要定位元件的方法。为提高其定位精度，要把V形块的角度做大一些。如图 2-2 图2-2 工艺基面的选择 (2) 工序间余量的确定。 (3) 刀具结构的选择。 按相关的选取端铣刀的形式。在铣削过程中，端铣刀的直径要大于加工工件的 最大宽度，由给定的加工零件图可知最大为Bmax=135mm，故端铣刀的直径选取150mm 为宜，其齿数按标准选7。 即 D =150 Z=7 (4)铣削用量的选择。 为使组合铣床更好的提高生产效率，便于人工操作，最少的停车和使刀具的寿命更 长、加工质量更好，合理的选择铣削用量是非常必要的。表2-3为硬质合金端铣刀 加工工件为45号钢，所以选如下的铣削用量 铣削深度T=3mm 铣削速度V=120m/min 每齿走刀量sz=毫米/齿 铣削用量的选择应该使选择的刀具充分发挥其性能。所以就不能选择太低。考虑到 批量生产时也没必要把切削用量选太高，以免增加刀具损耗。总之要根据加工精度和加工材料，工作条件和技术要求进行分析。所以以上的选择是可行的。 2.2 组合机床配置型式的选择 对于加工发动机连杆这样的工件，特别适合大、中箱体件的加工。为尽可能地提高生产率，最理想的是将工件一次性全部加工。经过和指导老师商量后，我们决定设计四根主轴两端同时进行铣削。在满足条件的情况下，采用卧式双面铣床是可行的。 在加工连杆过程中，还必须考虑到加工零件特点对配置型式和结构方案的影响。在加工精度要求影响方面，不仅提高原始精度，提高工件的定位基准和减少夹压变形等措施，还要采用如下措施。 1、采用液压进给系统。液压系统能够稳定，便捷的操作，提高了加工过程精度和 光洁度。 2、采用刚性主轴方案，由于机床导轨间隙及导轨磨损的影响。在加工过程中就不 易产生振动，并且有足够的刚性保证其径向切削力。 2.3影响总体布置的因素 (1)加工精度的影响。 当工件的加工精度要求较高时，应采用具有固定夹具的单工位组合机床，加工精度 要求较低时，可采用具有移动夹具的多工位组合机床。此外，还要考虑到不同布置形式的机床所能达到的加工精度。例如，对于同轴度要求较高的各孔，应采用从同一面对工件进行加工机床布置形式。 (2)工件大小、形状和加工部位特点的影响。 对于较大的工件，宜采用单工位机床，反之，宜采用多工位机床；对于大直径深孔 的工件，宜采用具有刚性主轴结构的立式机床；对于小直径深孔的工件，通常采用专门的深孔加工机床；对于被加工孔的中心线与定位基准垂直的工件，一般采用立式机床。本原则也可根据机床的使用条件综合考虑。根据上述原则，对于本章实例，可采用立式机床。但考虑工件排屑方便，机床空间的高度可矮些，故可采用卧式组合机床。 (3)生产率的影响。 零件的生产批量大小是决定采用单工位、多工位或自动线，还是按中小批量生产特 点来设计组合机床的重要因素。有时从工件的外形及轮廓尺寸上看，可采用单工位固定夹具的机床布置形式，但是由于生产率要求很高，就不得不采用多工位的机床布置方案，以便使装卸工件时间与机动时间重合。 被加工的零件的生产批量越大，工序安排一般就越趋于分散，半粗、半精、精加 工应分别在不同的机床上完成。 对于中小批量生产的情况，则要力求减少机床的台数，并应将所有工序尽量集中 在一台或少数几台机床上完成，以提高机床的利用率。 2.4组合铣床的总体分析 2.4.1被加工零件工序图 被加工零件工序图是指根据已确定的工艺方案，表示一台组合机床或自动线对 加工零件应完成的工艺内容的示意图，它包括加工部位尺寸、精度、表面粗糙度及 技术要求等内容。它不能用产品的零件图代替，而须在原零件图的基础上，突出本 机床或自动线的加工内容及必要的说明进行重新绘制。它是进行组合机床设计的主 要依据，也是制造、使用、检验和调整机床的重要技术文件。其内容应包括以下几 个方面： （1）表示出被加工零件的形状和轮廓尺寸及与本机床设计有关的部位的结构形 状和尺寸。尤其是当需要中间导向套时，应表示出零件内部的筋、壁布置及有关结 构的形状和尺寸，以便检查工件、夹具、刀具是否发生干涉。 （2）表示出加工用定位基准、夹紧部位及夹紧方向，以便依此进行夹具的定位 支承（包括辅助定位支承）、限位、夹紧及导向系统的设计。 （3）表示出本道工序加工部位的尺寸 、尺寸精度、表面粗糙度、形状位置精度 及技术要求，另外还应表示出本道工序对前道工序提出的要求（主要指定位基准）。 （4）表示出必要的文字说明，如被加工零件的编号、名称、材料、硬度、重量 及加工部位的余量等。 （5）绘制时，按一定的比例，细实线表示与本道工序加工无关的部分，粗实线 表示被加工部位精度、粗糙度、位置精度、定位面及夹压方向。 （6）凡本道工序保证的尺寸、角度等，应在基尺寸数值上打上方框，并在下面 加一横线（粗实线）。 以下为被加工零件图，其材料为45钢并经调质处理，其其硬度为217287HBS。 图2-4 连杆零件图 2.4.2 加工示意图 零件加工的工艺方案要通过加工意图才能反映出来。加工示意图表示：被加工 零件在机床上的加工过程，刀具、辅具的布置状况，工件与夹具、刀具等机床各部 件间的相对位置关系，以及机床的工作行程和工作循环等。因此，它是刀具、辅具、 夹具、主轴箱、液压和电气装置设计及通用部件选择的主要原始资料，也是对整台 机床布置和技术性能的原始要求，同时还是调整机床、刀具及试车的依据。其内容 包括以下几方面： （1）应反映机床的加工方法、加工条件及加工过程。 （2）根据加工部位的特点及加工要求，决定刀具的类型、数量、结构、尺寸（直 径和长度）。 （3）决定主轴的结构类型、规格尺寸及外伸长度。 （4）选择标准或设计专用的接杆、浮动卡头、导向装置、攻丝靠模装置、刀杆 托架等，并决定它们的结构参数及尺寸。 （5）标明主轴、接杆、夹具（导向装置）与工件之间的联系尺寸、配合及精度 等。 （6）根据机床的生产率及刀具和工件的材料等，合理确定并标注各主轴的切削 用量。 （7）加工示意图的绘制顺序是：先按比例用细实线绘出工件加工部位和局部结 构的展开图，然后用粗实线绘出加工表面。为了简化，对同一主轴箱上结构尺寸完 全相同的主轴，可只画一根，但必须在主轴上标注孔号。当轴数多时，可缩小比例。 最后，用细实线画出加工部位简图，并标注孔号。 （8）在加工示意图上，主轴的分布可不按真实距离绘制。但当被加工孔的间距 很小时或需设置径向结构尺寸较大的导向装置时，相邻的主轴必须严格按比例绘制， 以便检查相邻的主轴、刀具、辅具、导向装置等之间是否发生干涉。 （9）主轴应从主轴箱端面画起。刀具画在加工终了位置上（攻丝加工则画在开 始位置上）。对标准的通用结构，只须画出外廓，并须加注标准代号，对一些专用结 构，则必须画出剖视图，并标注尺寸、精度及配合种类。 发动机连杆示意图如图2-5所示。 选择刀具、导向装置： a刀具的选择 一般孔加工用刀具（钻、扩、铰等刀具）其直径的选择应与加工部位的尺寸、精 度相适应，其长度的选择要保证加工终了时，刀具螺旋槽尾端面与导向装置外端面 之间有一定的距离。 b导向装置的选择 第一类导向装置允许刀具的线速度V20m/min。除铰孔外，这类导向装置很少用 于大直径的加工。 第二类导向装置允许刀具的线速度V20m/min。这类装置一般用孔径在25mm以 上的孔的加工，尤其是大直径镗孔时应用较多。 选择导向装置的类型、形式和结构 双面铣n=255r/min f=0.3mm/r Ra=12.5 大小头两端面铣销参数相同 图2-5 发动机连杆加工示意图 2.4.3 机床的联系尺寸图 联系尺寸图表示机床各组成部件的相互装配联系和运动联系，以检验机床各部件相对位置和尺寸联系是否满足加工要求；通用部件的选择是否合适；并为进一步进行主轴箱、卡具等专业部件、零件的设计提供依据。 确定动力部件的工作循环及工作行程 （1）动力部件的工作进给长度L工进： L工进L1L加工长L2 即：L工进 10+10+1/36.7+5=27 式中，L加工长工件加工部位的长度；L1刀具切入长度；L2刀具切出长度 （2）动力部件的快速退回长度L快退: L快退L工进 L快进 即：L快退 27133160; 式中，L快进 是动力部件的引进长度（动力部件把主轴箱连同刀具，从原始位置送 进到工作进给开始位置），其长度按加工的具体情况确定。 （3）动力部件的总行程L总L工进行程L前备L后备 式中 L前备前备量，动力部件尚可向前调节的距离； L后备后备量，刀具从接杆中接杆连同刀具一起从主轴孔中得到所需要的轴 向距离； L工进行程动力部件的工作行程，即L快进。 夹具尺寸主要指夹具体的长X宽X高。对这些尺寸的确定，考虑工件的尺寸、 形状、具体结构外，还要考虑能否布置下保证加工要求的定位、限位、夹紧机构及导向装置，并要考虑夹具底座与机床其他部件的连接、固定所需要的位置。 (4）机床装料高度H的确定 组合机床的标准装料高度推荐为850-1060mm 所以选择装料高度为 H=850mm (5)中间底座尺寸的确定 中间底座尺寸主要满足夹具在其上安装连接的需要，同时满足配套部件对其的 要求，因此应合理地选定中间底座尺寸。重要的是，一定要保证动力部件处于加工终了位置时，工件端面至主轴箱端面之间的距离应不小于加工示意图上所要求的距离。 (6)主轴箱尺寸的确定 有关标准中规定，卧式主轴箱厚325mm，立式主轴箱厚340mm。多轴箱的宽度 B和高度H按下列公式确定； H=h+h1+b1 B=b+2b1 式中： b 工件在宽度方向相距最远的两加工面的距离（毫米） b1最边缘主轴中心距箱外壁的距离（毫米） h 工件在高度方向相距最远的两加工平面的距离（毫米） h1最底主轴高度（毫米） 一般取b1大于等于70100mm；一般推荐h1大于等于85140mm。 根据上述计算值，按主轴箱轮廓尺寸系列标准，最后确定主轴箱轮廓尺寸为500500 mm (7)其他应注意的问题 1）机床总图要按加工终了时的状态画出。同时，要表明动力部件退回到最远时所 处的位置。最远处为160mm。 2）应注明电动机的型号、功率和转速。应注明动力部件的总行程，本题为230mm。 图2-6主轴箱轮廓尺寸确定图 3）应表明液压系统和电气控制按钮等的安装位置。 4）当工件加工部位对其中心线不对称，而使动力部件对夹具和中间底座不对称时，应注明动力部件中心线与夹具中心线之间的偏移量。 2.4.4 生产率计算卡 (1)机床的理想生产率Q1的计算 Q16060 （件/h） T单T机?T辅 式中 T单单件工时（min）； T机机加工时间（min）（包括动力部件工作进给时间和死挡停留时间）； T辅辅助时间（min）(包括快进时间、快退时间、工作台直线移动或转位时间、 工件装卸时间等)。 注：工作台直线移动或回转转换一次工位的时间一般取0.1min;工件装卸时间一般取 0.51.5min。 (2)机床负荷率的计算 ?Q1 Q2 式中Q1机床理想生产率； Q2使用单位要求的生产率，当全年工时为2880h时，Q2N/2880(件/h)。 3. 组合机床主轴箱设计 3.1主轴箱设计的原始依据 主轴箱设计的原始依据图,是根据三图一卡编绘出来的,其内容包括主轴箱设计的原始要求和已知条件。 在此图时从三图一卡中一已知： (1)主轴箱轮廓尺寸500?500mm。 (2)工件位置尺寸及连杆大小头中心位置尺寸。 (3)工件与主轴箱位置尺寸。 根据这些数据可编制出主轴箱设计原始依据图。 3.2 运动参数和动力参数的确定 3.2.1 传动系统传动比分配 本机床主轴箱采用三级传动： 传动比为3.765 根据所提供数据估算各对齿轮齿轮数及传动比： 第一对：Z0=22 Z1=32 其传动比 ： i=1.45 第二对：Z2 =26 Z3 =38 其传动比 ： i=1.46 第三对：Z4 =32 Z5=57 其传动比 ： i=1.78 按要求，本机床要同时粗铣两端面。因被加工零件两端面所要达到的各级参数都完全相同，故设计成相互对称的传动系统。 3.2.2 计算传动装置的运动和设计参数 （1） 电动机的型号为Y132M26，其中Y表示系列代号，132表示机座中心高，M 表示中极极座，2为电动机级数。额定功率P0为5.5KW，满载转速n0为960r/min。 （2） 推算出各轴的转速和转矩 rmi1) 各轴的转速： n0?960 n n1?1.45?662rmin n?1.46?454min 2 n3?1.78?255min 2) 各轴输入功率12别为齿轮传动效率 8 ?1?0.97 ?2?0.9 P1?5.5?0.98?5.39KW P2?5.39?0.97?0.98?5.12KW P3?5.12?0.97?0.98?4.87KW P4?4.87?0.98?0.97?4.54KW 3) 各轴输入转矩： T0?9550?5.5/960?54.71N?M T1?54.71?1.45?0.98?73.48N?M T2?73.48?1.46?0.97?0.98?101.99N?M T3?101.99?1.78?0.97?0.98?192.58N?M 3.2.3齿轮模数的估算及其校核 （1） 估算 齿轮弯曲疲劳的估算 mw?323P/zn 齿面点蚀的估算 A?370P/n 其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮的中心距，由中心距A 及齿数Z1、Z2求其 模数 mj?2mm Z1?Z2) 根据估算所得mw和mj中较大的值选取相近的标准模数对于第一对齿轮： mw1?32P1/z0n1?32.39/22/662?2.25mm A1?3703P1/n1?74.44mm mj1?2A1/(z0?z1)?2.76mm 取模数m为3 第二对齿轮： mw2?32P2/z2n2?2.4mm A2?320P2/n2?82.97mm mj2?2A/(z2?z3)?2.6mm 取模数m为3 第三对齿轮： mw3?32P3/z3n3?2.7mm A3?3703P3/n3?98.9mm mj3?2A3/(z4?z5)?2.2mm 取模数m 为3 (2) 齿轮模数计算及强度校核 1)选定齿轮类型、精度、材料及齿数。 a 按照所示的传动方案选用直齿圆拄齿轮传动。 b 组合机床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 c材料选择：选用小齿轮材料40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45。 号钢硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 d选小齿轮齿数Z0=22 大齿轮齿数Z1=32。 2) 按齿面接触强度设计。 确定公式内的各计算数值: a试选择载荷系数Kt?1.3。 b计算小齿轮传递的转矩： c由表中可得选取齿宽系数为1。 d由表中可查材料弹性系数ZE?189.8MP0。 e由图可知 按齿轮面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 T1?955000P0/n0?54710N?M ?Hlim?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim?500MPa。 f计算应力循环次数： N1?60n1jLn?60?960?1?(2?8?300?15)?4.147?109 N2?4.147?109/3.2?1.296?109 g由图可知 查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.90,KHN2?0.95。 h计算接触疲劳强度许用应力。 取失效概率为1% 安全系数S=1 则有： ?H1?KHN1?Hlim1/S?0.9?600?540MPa ?H1?KHN2?Hlim2/S?0.95?550?522.5MPa 3) 计算。 a试算小齿轮分度圆直径dt1，代入?H?中较小的值： dt1?58.286mm 由于dt1大于等于58.286毫米，故取dt1为66毫米。 b计算模数 m?d?3 （3） 按齿轮弯曲强度设计 1)由公式得弯曲强度的设计公式为：m?32KT1YFa 强度极限?E2?380MPa b由表上则有弯曲的疲劳强度寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.88 。 c计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由书中的公式有： ?F1?0.85?500/1.4?3.03.57MPa ?F2?0.88?380/1.4?283.86MPa d计算载荷系数K dz1z1?Fa由图则有小齿轮的弯曲强度疲劳强度极限?E1?500MPa，大齿轮的弯曲疲劳 K?1?1.12?1.2?1.35?1.814 e查取齿形系数 Ysa1?2.65,Ysa2?2.226 f查取应力系数YFa1?1.58,YFa2?1.764 g计算大小齿轮的YFa并加以比较： ?F YFa1?2.65X1.?0.01379 ?F1. YFa2?2.226X1.?0.01644 ?F2.86 大齿轮的计算值大。 2) 设计计算 m?2x1.814x5.471x10000x0.01644 对比计算结果，取m?3，则有： z1?z0?i?22?1.45?32 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 此时关于几何计算： 第一对齿轮的计算： x22?1.889mm a计算分度圆的直径： d0?z0?m?22?3?66 d1?z1?m?32?3?96 b计算中心距： a?(d0?d1) 第二对齿轮的计算，经校核有： m2?3,z2?26,i2?1.46 d2?z2?m2?26?3?78mm d3?z3?m2?38?3?114mm b2?24mm,b3?24mm 第三对齿轮的计算，经校核有： m3?3,z4?32,z5?57,i3?1.78 d4?z4?m3?32?3?96mm d5?z5?m3?57?3?171mm b4?b5?24mm ?81mm c计算齿轮宽度：通过查阅组合机床手册得 b0?24,b1?24 3.2.4 轴各参数估算及强度校核 （1）传动轴的估算 估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料45号钢，调质处理。 ?T?TT?9550000.2xdxdxd?T 式中： ?T扭转切应力，单位兆帕 T 轴所受的扭矩 WT轴的抗扭截面系数 n 轴的转速 p轴的传递的功率 d 计算截面处轴的直径 ?T许用扭转切应力 由以上公式可得轴的直径： d0?.2iTp?x5.2x45x960?18.13mm 取dmin?30mm d1?.2iT?20.17mm 取dmin?35mm d2?9550000.2iTp?22.49mm .取dmin?35mm d3?.2iTp?26.63mm 取dmin?40mm （2） 主轴的强度校核 对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。 首先作出轴的计算图。如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在轮毂宽度的中点上；略去轴和轴上的自重；略去轴上产生的拉压应力；把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。 1) 求出输出轴的功率 设p?Vn3T3，转速和转矩。 ?1，?2分别为齿轮传动轴承的传动效率 ?1=0.97， =?2=0.98 则 =5.5?0.97?0.98=4.54 KW 35p?Vp电?1?2 960 nni又 3=0/总=3.76=255 r/m 于是 4.54 T3=9550000?255=172580 n?mm 2) 求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 d3=m3?z5=3?57=171mm 而：Ft=2T32?172580=2018.5 N d3171 F?=Ft?tan?=2018.5 ?tan20?=734.7 N 式中： T3主轴上大齿轮传递的转矩，单位为N?mm d3主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为mm ?啮合角。对标准齿轮?=20? 3) 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（见主轴箱图）作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得a值。对于7216E型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=22。对于7220E型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距l1+l2=119.5mm+93.45mm=212.94mm。 图3-1 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算截面C处的MH、MV及M的值 确定支座处的约束力（水平H） 由?MB=0和?MF=0可求得： FNH1+FNH2=Ft Ft ?L-F 1 NH2 (L1+L2)=0 其中L1=119.5mm L2=93.45 mm Ft=2018.5 N 因此： FNH1=885.8 N FNH2=1132.7 N 又由FNH1=885.8 N，L1=119.5mm可求得： MH=FNH1 1 ?L=885.8?119.5=105853.1 N?mm 确定支座处垂直约束力 由?MB=0和?MF=0可求得 FNV1+FNV2=Fr Fr?L1-FNV2(L1+L2)=0 其中L1=119.5mm L2=93.45mm Fr=734.7 N 因此 FNV1=322.4 N FNV2=412.3 N 由上式可求得：MV=FNV1?L1=322.4?119.5=38526.5 N?mm T3=172580 N?mm 由可求得 ?mm 4) 按弯扭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） 强度。 由式? ca?1? W 式中：?caMpa M轴所受的弯矩。单位为N?mm T轴所受的扭矩。单位为N?mm W轴的抗弯截面系数。单位为mm3 对于圆环形截面，W= ?d3 3 1-?4）?0.1d（1-?4） 32 其中 ?=查表得?=0.6 d134=0.31 d110 因此：? ca= W 153007.7685 = Mpa 131870.79 =1.16 Mpa 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理。由表查得 ?1?=60 Mpa 因此?ca ?1?，故安全满足要求。 (3) 轴的强度校核。 1) 求轴上的功率P3，转速n2和转矩T2。 设?1，?2分别为齿轮传动，轴承传动的效率 ?1=0.97 ，?2=0.98 2323 P3=P电?1?2=5.39?0.97?0.98=4.87 kw n960 又 n2=0=454 r/min i1?i21.45?1.46P4.87 于是：T2?9550000?3=9550000?=101990 N? mm n2454 2) 求作用在齿轮上的力。 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 3?38?11 d2?m3?z3? 4mm 2T2?101990 ?1789 . 3N 而 Ft1?2? d2114 F?1=Ft?tan?=1789.3?tan20?=651.25 N 式中：T2轴上大齿轮传递的转矩，单位为 N?mm d2轴上大齿轮的节度圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为mm ?为啮合角。对标准齿轮?=20?。 对于轴上小齿轮受力 F?主=734.7 因轴上小齿轮与轴上大齿轮相啮合，由主轴校核已知Ft主=2018.5 N， N。 由牛顿第三定律可知 Ft2=2018.5 N，Fr2=734.7 N 3) 求轴的载荷。 首先根据轴的结构图（见主轴箱装配图）作出轴的计算简图（如下图所示）。对于1000806、1000807型深沟球轴承，起其作用支点在其轴承中心。因此作为简支梁的轴的支承跨矩，L1+L2+L3=85+48.4+111.4=244.8mm 图3-2 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面心是轴的危险截面。现将计算截面C 处,MH,MV及M的值。 确定支座处水平的约束力 由?MA=0和?MF=0可求得： FNH1+FNH2=Ft2-Ft1 Ft2（L1?L2）=Ft1?L1+FNH2（L1?L2?L3） 从而推得： FNH1=292.1 N FNH2= 521.3 N 由FNH1，FNH2，Ft1，Ft2可求得： MB1=-24828.5 N?mm MB2=127262 N?mm MC2=199726.48 N?mm MC1=-69541.42 N?mm M=127614.24 N?mm 由上可推出：Mmax=199726.48 确定支座处垂直方向约束力 由?MA=0，?MF=0可求得 FNV1+FNV2=Fr2-Fr1 Fr2（L1?L2）=Fr