八轴转塔自动换刀装置设计

1、河南科技大学毕业设计论文前 言在这次毕业设计中接到的课题是对数控机床的部分进行设计，我设计的是八轴转塔自动换刀装置。接到课题后，进行了充分的调研工作，查阅了大量的相关资料。数控机床是一种高科技的机电一体化产品，集微电子技术、计算机技术、自动控制技术及伺服驱动技术、精密机械技术于一身的高度机电一体化产品，是现代机床技术水平的重要标志，是当前世界机床技术进步的主流。数控机床随着微电子技术、计算机技术、自动控制技术的发展而得到飞跃的发展。目前几乎所有的传统机床都有数控机床的品种，数控机床逐渐成为机械工业技术改造的首选设备。但我们了解到我国的国营大厂仍有一批老机床，随着数控机床的发展这批老机床一定会被

2、淘汰，但若对其进行改造，将这批老机床改造成数控机床，这样不但能延长这批老机床的寿命、降低了成本，而且还能满足机床自动化的要求。因此，我们准备对普通升降式铣床进行改造。通过查阅有关书籍及大量的资料，我们将升降式铣床改为八轴转塔式简易加工中心，实现不人工换刀的情况下短时间内进行铣、镗、钻的转换。通过这次毕业设计，我不但对数控机床的结构有了系统的了解，并且还掌握了一种工业系统设计的思维方式，对今后的工作及实践都有帮助。第一章 技术参数分析及方案的制定1.1 技术参数分析由于主轴部件直接参与切削，因而数控机床的加工质量很大程度上要靠它保证。因此，主轴部件主要参数有以下几项： 主轴部件旋转精度。表现在工

3、作时主轴回转中心位置的不断变化，即“主轴轴心漂移现象”，应通过采用回转精度好的轴承和提高与轴承配合表面的精度等方法来提高。 静刚度。静刚度不足会造成加工的尺寸误差和形状误差，并且会影响主轴部件的工作性能和寿命。因此，应通过适当加粗主轴直径、选择最佳跨距等方法来提高静刚度。 抗振性。由于传动齿轮中存在缺陷或切削过程的再生自振等所引起的冲击或交变力的干扰，从而使主轴产生振动，这不但会影响加工精度和表面质量，甚至会使加工无法进行。因此，应提高主轴的刚度。选用阻尼比大的主轴轴承，并且要求主轴部件的运动件要有足够的精度并进行动平衡。 热稳定性。主轴部件工作时，由于与主轴相联系的传动件或刀具传来的切削热等

4、原因，主轴部件的温度将上升，造成主轴部件的变形，影响主轴部件的工作性能。因此，应通过减少部件中的发热量，减少外部热量传入及创造良好的散热条件来提高热稳定性。1.2 初步方案制定1.2.1 机床总体方案的制定机床主机是数控机床的主体，它包括床身、底座、立柱、工作台、主轴箱、进给机构、刀架及自动换刀装置等机械部件。它是在数控机床上自动完成各种切削加工的机械部分。通常用提高结构系统的静刚度、增加阻尼、调整结构件质量和固有频率等方法来提高机床主机的刚度和抗振性，使机床主机能适应数控机床连续自动地进行切削加工的需要。采取改善机床结构布局、减少发热、控制温升及采用热位移补偿等措施，可减少热变形对机床主机的

5、影响；采用高性能的主轴伺服驱动和进给伺服驱动装置，使数控机床的传动链缩短，可简化机床机械传动系统的结构；采用高传动效率、高精度、无间隙的传动装置和传动元件，如：滚动丝杠螺母副、滑动导轨等传动元件。辅助装置作为数控机床的配套部件，是保证充分发挥数控机床功能所必需的配套装置。辅助装置包括：液压装置，冷却、润滑装置，防护、照明等。液压装置是应用液压系统，使机床完成自动换刀所需的动作，实现运动部件的制动，完成工作台的自动夹紧、松开，工件、刀具定位表面的自动吹屑等辅助功能。排屑装置的作用是将切屑从加工区域排出。迅速有效地排除切屑是保证数控机床高效率地自动进行切削加工的一种必备装置。1.2.2 对于主轴部

6、件的确定在主轴电机的选择上，为了能量转换的高效率与信息转换的高精度，快响应和高度的稳定性，对伺服电机的基本要求是： 功率大， 功率比大， 良好的调速性能， 优良的控制特性， 便于维护， 散热性好，其次价格方面也应考虑。通过查阅资料，我了解到目前大多数数控机床的主传动系统都是使用直流或交流伺服电机通过变速齿轮带动主轴转动的方案。因为在直流伺服电机与交流伺服电机之间，交流伺服电机有构造简单，可达到的输出功率最大，可达到的最大转速最高，不许要维护，防爆特性好等特点，所以我选择了交流电机。为了避免振动和噪声，我采用了电机通过皮带带动主轴转动的传动方案。对于主轴转速的确定。由于采用了变频器进行变频调速，

7、并且因为变频器在频率为50hz时，主轴转速为750r/min，而变频器的变频范围为50200hz,故主轴的转速范围为1503000r/min。对主轴轴承配置的主要形式的选择。轴承配置的主要形式有三种： 前轴承采用高精度双列向心推力球轴承，这种方案有良好的高速性，但承载能力小； 双列和单列圆锥滚子轴承的组合，这种方案能承受重载荷，安装调整性好，但限制主轴转速和精度； 前轴承采用双列短圆柱滚子轴承及角接触球轴承组合，后支承采用双列短圆柱滚子轴承，此配置可提高主轴的综合刚度，可满足强力切削的要求。所以我选择了第三种方案。对定位装置的确定，由于机床要求精度较高，故我选择用鼠齿盘定位。鼠齿盘是数控机床常

8、用的定位装置，相对于其他定位装置，它有定位精度高、定心精度好、定位刚度好、使用于需要多种分度的场合并且磨损小。1.3 八轴转塔式自动换刀装置结构的设计 八轴转塔头上径向分布着八根结构完全相同的主轴1，主轴的回转运动由齿轮21输入。当数控装置发出换刀指令时，先通过液牙拨叉（图中未示出）将移动齿轮6与齿轮21脱离啮合，同时在中心油缸18的上腔通压力油。由于活塞杆和活塞16固定在底座上，因此中心油缸18带着由两个止推轴承13和15支承的转塔刀架体14抬起，两个鼠齿盘7脱离啮合。然后压力油进入转位油缸，推动活塞齿条，再经过中间齿轮（图中均未示出）使大齿轮5与转塔刀架体14一起回转45，将下一工序的主轴

9、转到工作位置。转位结束之后，压力油进入中心油缸18的下腔使转塔头下降，两个鼠齿盘7重新啮合，实现精确的定位。在压力油的作用下，转塔头被压紧，转位油缸退回原位。最后通过液压拨叉拨动移动齿轮6，使它与新换上的主轴齿轮21啮合（标号见图02）。为了改善主轴结构的装配工艺性，整个主轴部件装在套筒4内，只要卸去螺钉，就可以将整个部件抽出。主轴前轴承24采用锥孔双列圆柱滚子轴承，调整时先卸下端盖2，然后拧动螺母3，使内环作轴向移动，以便消除轴承的径向间隙。为了便于卸出主轴锥孔内的刀具，每根主轴都有操纵杆19，只要按压操纵杆，就能通过斜面推动顶杆22，顶出刀具。转塔主轴头的转位，定位和压紧方式与鼠齿盘式分度

10、工作台极为相似。但因为在转塔上分布着许多回转主轴部件，使结构更为复杂。由于空间位置的限制，主轴部件的结构不可能设计得十分坚实，因而影响了主轴系统的刚度。为了保证主轴的刚度，主轴的数目必须加以限制，否则将会使结构尺寸大为增加。转塔主轴头换刀方式的主要优点在于省去了自动松夹、卸刀、装刀、加紧以及刀具搬运等一系列复杂的操作，从而提高了换刀的可靠性，减少了刀具的装卸造成的定位误差，并显著的缩短了换刀时间。第二章 设计计算2.1 电动机的选择1. 确定电动机类型。参阅同类机床，选择y160l-8型异步电动机，其额定功率为：ped=7.5kw,满载转速为：720 r/min。2. 确定主轴转速。由于主轴转

11、速范围为：1503000转/分。 主轴转速为：150 转/分。2.2 计算总传动比1. 传动装置总传动比。 i=720/150=4.82. 由机械设计课程指导表21可得带传动的传动比为： i1=2圆柱齿轮的传动比为： i2=2.4锥齿轮的传动比为： i3=12.3 计算各传动装置的运动和动力参数1 各轴转速。n=720 r/minn=n/i1=720/2=360 r/minn=n/i3=360 r/minn=n/i2=360/2.4=150 r/min2. 各轴输出功率。由机械设计课程指导表24可查得电动机至主轴各传动机构和轴承的效率为：带传动：1=0.95；滚动轴承：2=0.98；锥齿轮：3

12、=0.95：圆柱齿轮：4=0.96。由于电机输出功率为： pd =7.5 kw故 p= pd =7.5 kw p= p*1*2 =6.98 kw p= p*2*3 =6.49 k p= p*2*4 =6.11 kw3. 各轴转矩：t=9550*p/n=9550*7.5/720=99.47 nm t=9550*p/n=9550*6.98/360=185.2 nm t=9550*p/n=9550*6.49/360=172.17 nmt=9550*p/n=9550*6.11/150=389 nm2.4 带传动的设计1. 确定计算功率pca.由机械设计表查得ka=1.1故计算功率pca=ka*pd=1

13、.1*7.5=8.25kw2. 选取v带带型。根据pca、n,由机械设计图,应选用型。3. 确定带轮基准直径。由机械设计表和表，取主动轮基准直径：d1=100mm。根据式：d2=i1d1=2*100=200 mm,由表取d2=224 mm。验算带速：由式v=*d1*n/60/1000=3.7735 m/s故带速合适。4. 确定v带基准直径。由式0.7(d1+d2)a02(d1+d2)可得226.8 a0120故主动轮上的包角合适。6. 计算v带的根数z。由式z=pca/(p0+p0)/k/kl查机械设计表c和d得p0=1.54 kw p0=0.28 kw表和得k=0.95 kl=0.89故z=

14、5.36 取z=6 7. 计算预紧力f0由式f0=500*pca*(2.5/k-1)/v/z+qv查表（机械设计）得q=0.12 kg/m则 f0=299.2 n8. 计算作用在轴上的压轴力q由式q=2*z*f0*sin(1/2) 得q=3534.2 n2.5 锥齿轮传动的设计 1初步设计。 由式 de11951*（kt/u*hp）1/3 mm 进行估算。 由机械设计手册表23422和图23218d可查得 k=1.5 ,hlim=1300 n/mm,sh=1.1 且 u=n1/n2=360/360=1,t1=185.2 nmm hp=hlim/sh=1300/1.1=1182 n/mm de1

15、1951（1.5*185.2/2.4/1182）1/3=85.1 mm2 几何计算。根据机械设计手册表2344计算如下：齿数：取z1=19,则z2=u*z1=19分锥角：1=arctgz1/z2= arctg1=45 2=90-45=45大端模数： me=de1/z1=85.1/19=4.48 mm, 取me=4.5 mm大端分度圆直径： de1=z1*me=19*4.5=85.5 mm de2=z2*me=19*4.5=85.5 mm平均分度圆直径： r=0.3 dm1=de1*(1-0.5r)=72.675 mm dm2=72.672 mm平均模数：mm=me*(1-0.5r)=3.825

16、 mm外锥距： re=de1/2*sin=85.5/2/sin45=60.46 mm齿宽： b=r*re=0.3*60.46=18.14 mm 取齿宽为20mm大端齿顶高： ha1=(1+x1)*me=4.5 mm ha2=4.5 mm大端齿根高： hfe1=(1+c*-x1)*me=5.625 mmhfe2=(1+c*-x2)*me=5.625 mm齿顶角：a1=f2 a2= f1齿根角：f1= arctghfe1/re=5.32 f2=5.32顶锥角：a1=1+a1=45+5.32=50.32 a2=50.32根锥角：f1=1-f1=45-5.32=39.68 f2=39.68大端齿顶圆直

17、径：dae1=de1+2*ha1*cos1=91.86 mm dae2=91.86 mm安装距：根据结构确定a1=100mm,a2=100mm冠顶距：ak1=de2/2-ha1*sin1=39.57mm ak2=de1/2-ha2sin2=39.57mm大端分度圆齿厚：s1=me(/2+2*x1*tg+xf1)=7.0686mm s2=*me-s1=4.5*-s1=7.0686mm大端分度圆弦齿厚：s1=s1(1-s1/6/de1)=7.0605 mm s2=7.0605 mm大端分度圆弦齿高：ha1=ha1+s1*cos1/4de1=4.6033 mm ha2=4.6033 mm当量齿数：z

18、v1=z1/cos1=27 zv2=27端面重合度:va=zv1(tgva1-tg)+zv2(tgva2- tg)/2式中：va1=arcoszv1cos/(zv1+2ha*+2x1)=28.97va2=28.97且标准齿中, ha*=1,c*=0.25,=20 则 va=1.633 接触强度校核。由式h=（ft*ka*kv*kh*kh/0.85b/dm1*(u+1)/u）1/2*ze*zh*z*zkhp来进行校核。分度圆的切向力为： ft=5096.7n且由机械设计手册表23421、表23424、式2343、2344、表23425、图23421、表23229和式23410可得： 使用系数ka

19、=1.25 动载荷系数kv=0.011 载荷分布系数kh=1.9 载荷分配系数kh=1 节点区域系数zh=2.5 弹性系数ze=189.8 n/mm 重合度、螺旋角系数z=0.889 锥齿轮系数zk=1h=126.3 n/mm而hp=hlim/shmim*zlvr*zx*zw由机械设计手册图23218d和图23221可得试验齿轮接触疲劳极限hlim=1300 n/mm 寿命系数zn=1 润滑油膜影响系数zlvr=0.965 最小安全系数shmim=1 尺寸系数zx=1 工作硬化系数zw=1hp=1254.5 n/mmhhp 合格4.弯曲强度校核。 由式f1=ft*ka*kv*kf*kf/0.8

20、5b/mm*yfs*y 来进行校核。 由机械设计手册式23412，图23419和 图23228可得： 复合齿形系数yfs1=4.59,yfs2=4.59(zv1=zv2=27) 重合度、螺旋角系数y=0.57 其余项同前kf=kh, kf=kh f1=3.15 n/mm2f2=f1*yfs2/yfs1=3.15 n/mm2而许用弯应力fp=fe/sfmin*yn*yrelt*yrtclt*yx 由机械设计手册式23413，图2329d和图23231可得： 齿根基本强度fe=630 n/mm2 寿命系数yn=1 相对齿根系数yrelt=1 相对齿根表面状况系数yrtclt=1 尺寸系数yx=1

21、最小安全系数sfmin=1.4 许用弯曲应力值 fp=450 n/mm2f1fp1, f2100 n/mm,由表103查得 kh=kf=1.0 由机械设计表102、104及图1013查得：使用系数 ka=1.25 kh=1.11 kf=1.17 载荷系数k=ka*kv*k*kh=1.55 按实际的载荷系数校正所算的得分度圆直径。由机械设计式1010a得： d1=d1tk/kt=95.6 mm 计算模数m. m=d1/z1=3.98 mm3按齿根弯曲强度设计。 由式 m2k*t1/d/z1*(yf*ys/f) 1/3 进行计算。 确定公式内的各计算数值。 由机械设计图1020d 、1018，查得

22、大小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=fe2=680 mpa弯曲疲劳寿命系数 kfn1=0.89, kfn2=0.9 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,f1=kfn1*fe1/s=427.4 mpa f2=437.14 mpa 计算载荷系数k. k=ka*kv*k*kf=1.64 由表105（机械设计）查得： 齿形系数 yfa1=2.65 yfa2=2.30 应力校正系数 ysa1=2.29 ysa2=1.72 计算大小齿轮的yfa*ysa/f,并加以比较 yfa1*ysa1/f1=0.0098 yfa2*ysa2/f2=0.0090 小齿轮的数值大。 设计计算。 由以上条件可

23、得： m3.63 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.63，圆整为标准值m=4 mm，按接触强度算得的分度圆直径为95.6 mm. z1=d1/m=23.9 取z1=24 z2=u*z1=584几何尺寸计算。 计算分度圆直径。 d1=m*z1=96 mm d2=m*z2=232 mm 计算中心距。 a=(d1+d2)/2=164 mm 计算齿轮宽度。 b=d*d1=19.2 mm 取b1=25

24、 mm b2=20 mm5验算。 ft=2t1/d1=3583.33 n ka*ft/b=224 n/mm100 n/mm 合格。2.7 主轴部分的设计计算1. 确定主轴材料。参阅有关资料，选取主轴材料为40cr.2. 主轴直径的选择。由金属切削机床设计表512查得：主轴前轴径 d1=90 100, 取 d1=100 mm后轴径 d2=(0.7 0.85)d1=80 mm3主轴内孔直径、悬伸量、合理跨距及主轴长度。当d/d=0.5时，空心轴的刚度为实心主轴刚度的90%，也就是对刚度影响不大，平均直径 d=90 mm 主轴内孔直径 d=d/2=45 mm按设计方案选：前轴承为3182120型，后

25、轴承选为318211型按类比法参考金属切削机床设计表514：取 a/d1=1.0 定悬伸量为 a=100 mm由金属切削机床设计图557，查出前、后轴承的刚度为： c1=11000000 n/cm, c2=7500000 n/cm c1/c2=1.47且惯性距： i=/64*(9*9 4.5*4.5)=302 cm4 =ei/c1/a=0.549由金属切削机床设计图544查得: l0/a=2.5 l0=2.5a=250 mm 主轴长为350 mm6. 主轴静刚度的计算。1） 切削力的作用点： s = a+w (对铣床 w=b) 而对端铣刀： b=60 mm s=160 mm主轴组件计算简图 l

26、=250 s=160 b=150 c=100 a b c q已知切削力： （纵向）ph=939.7n （横向）pv=3719.7n （垂直）pa=1957.8n2) 计算切削力p作用在s点引起主轴前端点的挠度ycspic=*(904-31.5424)=3.172*106p=(ph2+pv2) 1/2 =3836.56nycsp =p*3sc2-c3/6eic+lsc/3ei+(l+s)*(l+c)/ cbl2+sc/cal2=0.000974mm 3) 计算力偶矩m作用在主轴前端c点产生的挠度yccmyccm=p*c2/ceic+lc/3ei+(l+c)/ cbl2+c/cal2其中m= pa

27、*d=1957.8*90=176202n*mm yccm=0.000162mm4) 计算驱动力q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度ycmqycmq=q -b*c*(2l-b)*(l-b)/6eil+(l+c)*(l-b)/cbl2-b8c/cal2=0.000117mm5) 求主轴前端c点的综合挠度ycp=tg-1/( ph / pv )=75.82 q =-90- =64.28由于顺铣m =0 ycy=ycsp*sin p+ycmq*sinq+yccm*sinm=0.000451z轴上的分量代数和为： ycz=ycsp*sinp+ycmq*sinq+yccm*sinam=0.001049

28、 mm 综合挠度yc为： yc=(ycy+ycz)1/2=0.00114 mm pcy=(pys+m*cosam)/c=3265.54 n pcz=pzs/c=5951.52 n pc=(pcy+pcz) 1/2=6788.54 n且 apc=arctg(pcz/pcy)=61.25 zyc=arcth(ycz/ycy)=66.74 j=pc/1000yc/apc-ayc=5982.3 n/m jj=120 n/m 故 合格。2.8 轴的设计1. 轴的材料：第一轴选用45钢，并进行调质或正火处理，第二轴选用40cr。2. 估算轴的直径。由机械设计表162 取 a1=112， a2=110 第一

29、轴： d1112*(6.98/360) 1/3=30.08 mm第二轴： d2110*(6.49/360) 1/3=27.84 mm3. 轴的强度校核。 第一轴。 轴的结构图、空间受力图、弯矩图及扭矩图。 a q c d fr1 b fraz fray ft1 frby (a) fa1 frbz a c 194427.27 d b 253357.88nmm 242091.17nmm (b) a c d b (c) 45687.9 nmm a c d 199723.18nmm 253357.88 nmm 246364.6 nmm (d) 185199.88nmma c (e) d b a c d

30、 b 50929.97 nmm 251573.8 nmm 258426.15 nmm 206114.56 nmm (f) 计算小锥齿轮受力。 ft1=2t/dm1=5096.66 n f=ft*tg=1855.03 n fr1=f*cos1=1311.7 n fa1=f*sin1=1311.7 n又已知带轮的直径为200 mm，小锥齿轮平均直径为72.675 mm，带轮压轴力为3534.2 n。 计算支成反力。第一轴的空间受力图如图(a)所示，则该轴在xy平面内的受力如下图所示： a c d b fray q ft1 frby fa1对a点取矩得：q*ac+ft1*ad+fa1*dm1/2fr

31、by *ab=0 frby = 5667.6 n对b点取矩得： fray *ab+q*cb+ft1*dbfa1*dm1/2=0 fray=2963.25 n对d点:左边： fray*adq*cd=194427.27 nmm右边： fray*ad+fa*dm1/2-q*cd=242091.17nmm弯矩图如图b。该轴在xz平面图如下图所示： a c d b fraz fr1 frbz对a取矩得： fr1*adfrbz*ab=0 frbz=1069.6 n对b取矩得： fraz*abfr1*db fraz=242.11 n弯矩图如图c。则合成弯矩为： md=(mxyd+mxzd)1/2=19972

32、3.18 nmm md=246364.6 nmm合成弯矩图如图d。扭矩： td=ft1*dm1/2=185199.88 nmm扭矩图如图e所示。由于轴的材料为：45钢，b=600 mpa 由机械设计表163得： +1b=200 mpa -1b=55 mpa =55/200=0.275 当量扭矩t=0.275*185199.88=50929.97 nmm 当量弯矩为： mc=(mc+t) 1/2=258426.15 nmm md=206114.56 nmm md=251573.8 nmm 当量弯矩图如图 f所示。a) 校核轴径。 dc=(mc/0.1/-1b) 1/3=3644 mmdd=(md

33、/0.1/-1b) 1/3=35.7644 mm 轴的强度符合要求。 第二轴。 轴的结构图、空间受力图、弯矩图及扭矩图如下图所示： fa2 a c d ft2 b fraz fray ft fr fr2 frbz frby (a) 199545.81nmm 151881.92 nmm a c d b 139375nmm (b) 17129.99nmm a c d b 59312.5nmm (c) 2002279.72nmm 152844.87nmm a c d b 151470.67nmm (d) 171999.84 nmm 185199.88nmm a c d b (e) 206653.89

34、 nmm 161106.84 nmm 50929.97n mm a c d b 158684.12nmm (f) 计算齿轮受力。锥齿轮： ft2=5096.66 n fr2=1311.7 n fa2=1311.7 n圆柱齿轮： ft=2t/d1=3583.33 n fr=ft*tg=1304.23 n 计算支承力。轴的空间受力图如图a所示，则该轴在xy平面内的受力如下图所示： fa a c d ft2 bfray ft frby对a点取矩得： frby*ab+ft*acft2*ad+fa2*dm2/2=0 frby=3871.63 n对b点取矩得： fray*ab+ft*cbft2*dbfa2

35、*dm2/2=0 fray=2230 n (方向与假设方向相反)对d点：左边：fray*ad+ft*cd=151881.916 nmm 右边：fray*ad+ft*cdfa*dm2/2=104218.02nmm 弯矩图如图b所示。 该轴在xz平面内受力图如下图所示： fr2 a fraz c fr d frbz b 对b点取矩得：fraz*ab+fr*bcfr2*db=0 fraz=949.03 n (方向与假设方向相反) 对a点取矩得：frbz*abfr2*ad+fr*ac=0 frbz=957.13 n 弯矩图如图c所示。 合成弯矩： mc=(139375+59312.5) 1/2=151

36、470.67 nmmmd=(198789.6+39695.53)1/2=202714.18 nmmmd=(151125.72+39695.53) 1/2=156252.08 nmm合成弯矩图如图 d所示。扭矩： tc=ft*d1/2=171999.84 nmm td=ft2*dm2/2=185199.84 nmm扭矩图如图e所示。由于轴承材料为40cr，b=1000 mpa 由机械设计表163得： +1b=330 mpa -1b=90 mpa =0.275 tc=47299.96 nmm td=50929.97 nmm 当量弯矩为： mc=(47299.96+151470.67) 1/2=15

37、8684.12 nmm md=(152844.87+50929.97) 1/2=161106.84 nmm md=(200279.72+509269.97) 1/2=206653.89 nmm当量弯矩图如图f所示。 校核轴径。 dd=(md/0.1/-1b) 1/3=28.4244 mm 该轴的强度符合要求。2.9 轴承的设计计算1. 第一轴的轴承。 初选第一轴的轴承为：7407ac，其受力图如下图所示： fs1 fa1 fs2 1 fr1 fr2 2 已知： fa1=1311.7 n fr1=1311.7 n ft1=5096.66 n fr1y=2877.19 n fr1z=227.29

38、n fr2y=5753.67 n fr2z=1084.4 n 计算两轴承受到的径向载荷fr1，fr2。 fr1=(fr1y+fr1z) 1/2=2886.15 n fr2=(fr2y+fr2z) 1/2=5854.97 n 求两轴承计算轴向力 fa1，fa2。对于70000ac型轴承，按机械设计表137 可得： 内部轴向力 fs=0.68fr fs1=1962.58 n fs2=3981.38 n fa1+fs1=3274.28 n0.68=e fa2/fr2=0.68=e由机械设计表135查得： 轴承1： x1=0.41, y1=0.87 轴承2： x2=1, y2=0由表136查得 fp=

39、1.21.8，取 fp=1.2 p1=fp(x1*fr1+x2*fa1)=4207.13 n p2=fp(x2*fr2+x2*fa2)=7025.96 n p2p1, 应以轴承2的受力大小验算。 验算寿命。 lh=2*8*300*2=9600 h lh=106/60n(c/p2)=20786 hlh 故 合 格。2. 第二轴的轴承。 初选第二轴的轴承为：7407ac，其受力图如下图所示： fs1 fa2 fs2 1 fr1 fr2 2 已知： fa1=1311.7 n fr1=1311.7 n ft1=5096.66 n fr1y=2230 n fr1z=949.03 n fr2y=3871.

40、63 n fr2z=957.13 n 计算两轴承受到的径向载荷fr1，fr2。 fr1=(fr1y+fr1z) 1/2=2423.54 n fr2=(fr2y+fr2z) 1/2=3988.18 n 求两轴承计算轴向力 fa1，fa2对于70000ac型轴承，按机械设计表137 可得： 内部轴向力 fs=0.68fr fs1=1648 n fs2=2711.97 n fa2+fs2=4023.67 n1648 n 1压紧，2放松 fa1=fs2+fa2=4023.67 n fa2=fs2=2711.97 n 求两轴承当量动载荷p1，p2 已知： e=0.68 fa1/fr1=1.660.68=

41、e fa2/fr2=0.68=e由机械设计表135查得： 轴承1： x1=0.41, y1=0.87 轴承2： x2=1, y2=0由表136查得 fp=1.21.8，取 fp=1.2 p1=fp(x1*fr1+x2*fa1)=5364.01 n p2=fp(x2*fr2+x2*fa2)=4785.82 n p2lh 故 合 格。3主轴轴承的设计计算。 主轴的轴承由前轴承和后轴承组成，前轴承选用3182120型双列圆柱滚子轴承，和两个8120型推力球轴承后轴承也选用3182116型双列圆柱滚子轴承。 主轴轴承的校核： 已知： lh=2*8*300*2=9600 h 对前轴承： 双列圆柱滚子轴承

42、 当量动载荷 p=fr=fr1+fr2 其中fr1为直齿圆柱齿轮所受径向力等于1304.23 nfr2为主轴所受的径向切削力等于3836.56 n fr=5140.79 n而 p=fr c=125000 n =10/3 lh=106/60n(c/p)=0.46*107 h9600 h故 合格 推力球轴承其当量动载荷为p=fa而fa=1957.8 n p=1957.8 n c=63400 n =3 lh=106/60n(c/p)=3773290.9 h9600h故 合格 对后轴承： 当量动载荷 p=fr=fr1+fr2其中fr1为直齿圆柱齿轮所受径向力等于1304.23 nfr2为主轴所受的径向切削力等于3836.56 n fr=5140.79 n而 p=fr c=94200 n =10/3 lh=106/60n(c/p)=180230.24 h9600 h 合格 故主轴轴承均符合要求。2.10 键强度的校核 键的材料均