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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ
第1章 緒 論 1
1.1 課題背景及研究意義 1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.3 研究設(shè)想及主要工作內(nèi)容 2
第2章 牛頭刨床總體方案設(shè)計(jì) 4
2.1 牛頭刨床設(shè)計(jì)的主要參數(shù) 4
2.2 牛頭刨床的工作原理 4
2.3 牛頭刨床的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 4
2.3.1 床身 5
2.3.2 主軸箱 5
2.3.3 搖臂機(jī)構(gòu) 5
2.3.4 滑枕 6
2.3.5 工作臺(tái) 6
2.4 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成及其工作原理 6
2.5 本章小結(jié) 8
第3章 主軸箱的設(shè)計(jì) 9
3.1主軸箱的設(shè)計(jì) 9
3.1.1 主軸箱的電動(dòng)機(jī)選擇 9
3.1.2 電動(dòng)機(jī)規(guī)格的選取 9
3.1.3主軸箱上直齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 10
3.1.4主軸箱上主傳動(dòng)軸設(shè)計(jì) 13
3.1.5 1308調(diào)心滾子軸承設(shè)計(jì) 15
3.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 16
3.2.1 確定計(jì)算功率Pc 16
3.2.2 選擇帶型 16
3.2.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑D1、D2 16
3.2.4 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 17
3.2.5驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 17
3.2.6確定帶的根數(shù)z 17
3.2.7確定帶的初拉力F0 18
3.2.8計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的力Q 18
3.2.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 18
3.3本章小結(jié) 18
第4章 其它機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 19
4.1齒輪設(shè)計(jì) 19
4.1.1齒輪的概述 19
4.1.2 主軸Ⅵ軸上斜齒輪 19
4.2 軸的設(shè)計(jì) 25
4.2.1 軸的簡(jiǎn)介 25
4.2.2 主軸的設(shè)計(jì)（Ⅵ軸） 28
4.3主軸上滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì) 30
4.4 本章小結(jié) 31
第5章 曲柄機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 32
5.1 曲柄機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 32
5.1.1 遺傳算法簡(jiǎn)介 32
5.1.2 曲柄機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 35
5.2 本章小結(jié) 36
結(jié) 論 37
參考文獻(xiàn) 38
致 謝 39
II
Ⅰ
第1章 緒 論
1.1 課題背景及研究意義
刨床作為最早的金屬切削機(jī)床早已應(yīng)用到生產(chǎn)中，機(jī)床是加工機(jī)器零件的主要設(shè)備，所以又被稱為工作母機(jī)，由于它的母機(jī)性，它所負(fù)擔(dān)的工作量占機(jī)器總制造工作量的40%-60%。機(jī)床的技術(shù)水平直接影響機(jī)械制造工業(yè)的產(chǎn)品質(zhì)量。一個(gè)國(guó)家的機(jī)床工業(yè)的技術(shù)水平，在很大程度上標(biāo)志著這個(gè)國(guó)家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學(xué)技術(shù)水平。顯然機(jī)床在國(guó)民經(jīng)濟(jì)現(xiàn)代化建設(shè)中起著很重大的作用。刨床因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)低廉但是生產(chǎn)率高（加工平面的效率是銑床的5倍）等優(yōu)點(diǎn)廣泛應(yīng)用于工廠加工中。
近些年來(lái)隨著電子技術(shù)計(jì)算機(jī)技術(shù)信息技術(shù)以及激光技術(shù)等的發(fā)展并應(yīng)用于機(jī)床領(lǐng)域,使刨床的發(fā)展進(jìn)入了一個(gè)新時(shí)代。不斷提高勞動(dòng)生產(chǎn)率和自動(dòng)化程度是刨床發(fā)展的基本方向,在我國(guó)現(xiàn)階段刨床工業(yè)的自動(dòng)化水平還不高,高加工精度的機(jī)床還不是很普及。傳統(tǒng)刨床在有些工廠中傳統(tǒng)刨床還在發(fā)揮著重要的作用,有一定的經(jīng)濟(jì)價(jià)值。 通過(guò)對(duì)傳統(tǒng)刨床基礎(chǔ)結(jié)構(gòu)的研究可以對(duì)刨床的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn),力學(xué)性能有更深層次的了解從而為設(shè)計(jì)研究更加精密更加現(xiàn)代化的刨床鋪平道路。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀
1．國(guó)外研究現(xiàn)狀
在國(guó)外刨床的應(yīng)用比較早，所以研究比較深入。隨著各種先進(jìn)技術(shù)的產(chǎn)生尤其是計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展使數(shù)控技術(shù)應(yīng)運(yùn)而生。數(shù)控刨床無(wú)須人工操作,而是靠數(shù)控程序完成加工循環(huán)。因此調(diào)整方便,適應(yīng)靈活多變的加工任務(wù),使得中小批生產(chǎn)自動(dòng)化成為可能。國(guó)外數(shù)控刨床的普及率十分高例如日本、德國(guó)所生產(chǎn)的數(shù)控刨床占總量的%95以上。而且他們所生產(chǎn)的刨加工床精度、效率十分高,廣泛的應(yīng)用于柔性自動(dòng)化生產(chǎn)系統(tǒng)中。
2．我國(guó)的研究現(xiàn)狀
我國(guó)現(xiàn)有的刨床大多是60年代的產(chǎn)品，隨著現(xiàn)代加工工業(yè)的發(fā)展，老式的牛頭刨床逐漸暴露出效率、精度較低等問(wèn)題。很難適應(yīng)產(chǎn)品在質(zhì)量和產(chǎn)量上的要求，成為阻礙生產(chǎn)的“瓶頸”。采用先進(jìn)、科學(xué)、可靠的技術(shù)改造在線設(shè)備，是充分發(fā)揮設(shè)備效能，優(yōu)化設(shè)備結(jié)構(gòu)、促進(jìn)設(shè)備資源有效利用的重要途徑。有許多公司早已開(kāi)始研究并取得了很好的效果，實(shí)踐證明這種辦法是可行的。
同時(shí)有的公司加大投入力度研制出更加先進(jìn)的刨床。如2006 年2 月14-17 日在上海浦東新國(guó)際展覽中心舉辦了“ 中國(guó)數(shù)控機(jī)床展覽會(huì)”，國(guó)內(nèi)外著名機(jī)床廠家都展示了最新數(shù)控機(jī)床產(chǎn)品。在南京新方達(dá)數(shù)控有限公司的展臺(tái)上展出了一臺(tái)令人耳目一新的數(shù)控機(jī)床———雙向數(shù)控曲面刨床（圖1.1）。該機(jī)床既不像傳統(tǒng)的牛頭床，又不像一般的龍門刨床，外形看上去象一臺(tái)加工中心，但是它又在雙向往復(fù)刨削曲面零件這臺(tái)機(jī)床改變了人們對(duì)傳統(tǒng)刨床的認(rèn)識(shí)，開(kāi)創(chuàng)了刨床的新時(shí)代。它具有三項(xiàng)最新國(guó)家專利技術(shù)，獨(dú)特的雙向刨刀是高效加工的核心，使得刨床能夠雙向刨削，加工效率成倍提高；創(chuàng)新的雙支承結(jié)構(gòu)是高精度的可靠保證，使得加工精度大大提高；特有的三軸交流伺服數(shù)控系統(tǒng)，使得刨床的加工領(lǐng)域充分拓展，可以加工兩個(gè)剖面方向的曲面、斜面、平面等特型面，甚至擴(kuò)展加工螺旋面
圖1.1 數(shù)控刨床外觀圖
1.3 研究設(shè)想及主要工作內(nèi)容
通過(guò)查閱資料并參考現(xiàn)有的刨床，確定了牛頭刨床的主要機(jī)構(gòu)：皮帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、小皮帶輪、皮帶和大齒輪等。螺旋機(jī)構(gòu)：螺桿和螺母。擺動(dòng)導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)：大齒輪 、滑塊、導(dǎo)桿，滑塊等。凸輪機(jī)構(gòu)：凸輪和推桿。棘輪機(jī)構(gòu)：扇形齒輪，棘爪和棘輪。牛頭刨床的傳動(dòng)系統(tǒng)把電動(dòng)機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變成刨刀的切削運(yùn)動(dòng)和工作臺(tái)的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)。裝在電動(dòng)機(jī)的伸出軸端上的小皮帶輪，通過(guò)一組三角皮帶，驅(qū)動(dòng)大皮帶輪，通過(guò)一個(gè)三級(jí)變速箱來(lái)調(diào)整速度使刨刀得到六種不同的速度. 變速箱末端的齒輪驅(qū)動(dòng)固定在空心主軸上的大齒輪。在大齒輪上，裝有用銷釘聯(lián)接的滑塊，此滑塊可繞銷釘轉(zhuǎn)動(dòng)，并可在導(dǎo)桿的導(dǎo)槽中滑動(dòng)(銷釘?shù)酱簖X輪中心的距離可由機(jī)構(gòu)進(jìn)行調(diào)整)，所以當(dāng)大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，便可借助滑塊來(lái)?yè)軇?dòng)導(dǎo)桿繞固定支點(diǎn)(銷釘)左右擺動(dòng)(同時(shí)導(dǎo)桿下端的導(dǎo)槽與滑塊之間可作相對(duì)滑動(dòng)，以改變導(dǎo)桿的有效長(zhǎng)度)。大齒輪每轉(zhuǎn)一周，導(dǎo)桿便往復(fù)擺動(dòng)一次。又由于導(dǎo)桿的上端是用銷釘與調(diào)整塊相聯(lián)的，而調(diào)整塊又在擰緊手柄時(shí)被緊固在滑枕上。所以當(dāng)導(dǎo)桿擺動(dòng)時(shí)，滑枕便沿著導(dǎo)軌作前后往復(fù)運(yùn)動(dòng)。于是安裝在滑枕前端刀架上的刨刀便作切削運(yùn)動(dòng)。
根據(jù)要求設(shè)計(jì)完成一個(gè)三級(jí)變速箱使刨床獲得適當(dāng)?shù)膭?dòng)力。根據(jù)刨床工作特點(diǎn)在牛頭刨床的眾多機(jī)構(gòu)中實(shí)現(xiàn)刨頭切削運(yùn)動(dòng)的六桿機(jī)構(gòu)是一個(gè)關(guān)鍵機(jī)構(gòu)。六桿機(jī)構(gòu)由擺動(dòng)導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)1- 2- 3- 4和搖桿滑塊機(jī)構(gòu)4- 5- 6- 1組合而成，刨床工作時(shí)曲柄2轉(zhuǎn)
圖1.2 六桿機(jī)構(gòu)示意圖
動(dòng)，通過(guò)六桿機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)刨頭5作往復(fù)移動(dòng)。刨頭右行時(shí)，刨刀進(jìn)行切削，稱工作行程，此時(shí)要求刨頭的速度較低且平穩(wěn)，以減小原動(dòng)機(jī)的容量和提高切削質(zhì)量。刨頭左行時(shí)，刨刀不工作，稱空行程，此時(shí)要求刨頭的速度較高以提高生產(chǎn)率。本設(shè)計(jì)采用遺傳算法對(duì)刨床進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)確定曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的各參數(shù)的尺寸。根據(jù)設(shè)計(jì)要求合理設(shè)計(jì)滑枕和工作臺(tái)等機(jī)構(gòu)完成設(shè)計(jì)任務(wù)。
第2章 牛頭刨床總體方案設(shè)計(jì)
2.1 牛頭刨床設(shè)計(jì)的主要參數(shù)
滑枕最大行程： 550毫米
滑枕最小行程： 95毫米
工作臺(tái)最大橫向行程： 600毫米
工作臺(tái)最大垂直行程： 305毫米
從滑枕底面到工作臺(tái)面最大距離： 370毫米
從滑枕底面到工作臺(tái)面最小距離： 65毫米
刀架最大垂直行程： 175毫米
刀架最大調(diào)轉(zhuǎn)角度： ±60°
刀柄最大尺寸（寬×高）： 20×30 毫米
工作臺(tái)進(jìn)給級(jí)數(shù)： 10
滑枕往復(fù)一次，工作臺(tái)橫向進(jìn)給的范圍： 0.33-3.33毫米
滑枕變速級(jí)數(shù)： 6
滑枕每分鐘往復(fù)次數(shù)： 12.5-73
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和功率： 960轉(zhuǎn)/分 3kW
機(jī)床輪廓尺寸（長(zhǎng)×寬×高）： 2320×1450×1750毫米
2.2 牛頭刨床的工作原理
牛頭刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金屬切削機(jī)床，多用于單件或小批量生產(chǎn)。為了適用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主執(zhí)行構(gòu)件—刨刀能以數(shù)種不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往復(fù)直線移動(dòng)，且切削時(shí)刨刀的移動(dòng)速度低于空行程速度，即刨刀具有急回現(xiàn)象。刨刀可隨小刀架作不同進(jìn)給量的垂直進(jìn)給；安裝工件的工作臺(tái)應(yīng)具有不同進(jìn)給量的橫向進(jìn)給，以完成平面的加工，工作臺(tái)還應(yīng)具有升降功能，以適應(yīng)不同高度的工件加工。
2.3 牛頭刨床的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
本設(shè)計(jì)的刨床主體結(jié)構(gòu)是由床身、滑枕、工作臺(tái)、主軸箱和搖臂機(jī)構(gòu)組成。如圖2.1所示。
2.3.1 床身
1－床身 2－主軸箱 3－滑枕 4－工作臺(tái) 5搖臂機(jī)構(gòu)
圖2.1 牛頭刨床外形圖
床身為鑄鐵的箱形殼體固定在底座上。床身內(nèi)裝有變速機(jī)構(gòu)和搖臂機(jī)構(gòu)，床身上部裝有兩斜箱條與床身上平面組成供滑枕移動(dòng)用的燕尾形導(dǎo)軌，二箱條中一個(gè)是固定的，另一個(gè)可以調(diào)整滑枕與導(dǎo)軌的間隙，床身前面為垂直方形導(dǎo)軌，橫梁滑面沿此導(dǎo)軌移動(dòng)，后面裝一后罩，作防護(hù)用。
2.3.2 主軸箱
變速箱由P=3千瓦，n=960轉(zhuǎn)/分三相異步電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī)固定在床身后壁的支架上，變速箱內(nèi)裝有三根支撐于滾動(dòng)軸承上的平行軸，下軸裝有由齒輪3.5及1組成的滑移齒輪，通過(guò)三角皮帶得轉(zhuǎn)動(dòng)，伸在外面的操縱手柄B，將這些齒輪撥到適當(dāng)位置，與中軸上的齒輪相嚙合，使中軸得到三種速度。
上軸由9和7兩齒輪組成滑移齒輪，再由伸在外面的操縱手柄A撥動(dòng)該齒輪，使之與中軸上的齒輪適當(dāng)嚙合。這樣第三軸可得到6種速度，為避免齒輪損壞，變速時(shí)兩個(gè)手柄應(yīng)移到固定位置上，并禁止在機(jī)床運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)變速。
2.3.3 搖臂機(jī)構(gòu)
主軸箱里的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，經(jīng)過(guò)搖臂機(jī)構(gòu)變成滑枕的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，在主軸箱上軸的齒輪10，傳動(dòng)搖臂齒輪11，由齒輪11以曲柄銷通過(guò)搖臂滑塊，使搖臂產(chǎn)生擺動(dòng)。搖臂上部用接頭與滑枕活動(dòng)連接，使滑枕產(chǎn)生往復(fù)運(yùn)動(dòng)?；硪苿?dòng)有六級(jí)速度。
2.3.4 滑枕
滑枕是一個(gè)長(zhǎng)的空心鑄件，其下面為燕尾形導(dǎo)軌，上面有長(zhǎng)槽，穿以連接螺桿，將滑枕和搖臂機(jī)構(gòu)連接起來(lái)?；砥鸩窖b刀架刀架轉(zhuǎn)盤能夠旋轉(zhuǎn)±60°，以刨削斜面，沿燕尾形導(dǎo)軌，刀架溜板可垂直移動(dòng)。刨刀裝于刀夾坐中刀夾座可以繞一水平小軸轉(zhuǎn)動(dòng)，以使刨刀于返回行程時(shí)在工件上滑行。
2.3.5 工作臺(tái)
工作臺(tái)橫行滑板都是夾固工件用的，為此在工作臺(tái)上面和右惻面有T形槽和固定圓形工件用的菱形槽，左惻面還有幾列圓孔，在用戶提出要求時(shí)可拆下工作臺(tái)，則用橫行滑板來(lái)固定夾具，工作臺(tái)前部支持在支架上，以保證有足夠的剛性。在橫架上可手動(dòng)或機(jī)動(dòng)。使工作臺(tái)水平移動(dòng)，工作臺(tái)和橫梁一起可沿床身的垂直導(dǎo)軌下移動(dòng)，工作臺(tái)的機(jī)動(dòng)水平進(jìn)給用棘輪機(jī)構(gòu)操縱，與搖臂齒輪在 同一軸上的齒輪14傳動(dòng)另一個(gè)同樣的齒輪，經(jīng)過(guò)連桿搖臂運(yùn)動(dòng)傳到棘爪杠桿上，棘爪推動(dòng)棘輪，棘輪固定在工作臺(tái)進(jìn)給絲杠上，絲杠能推動(dòng)工作臺(tái)進(jìn)給。當(dāng)升降工作臺(tái)時(shí)，應(yīng)當(dāng)松開(kāi)固定支架的螺母，以及連接橫梁與床身的螺栓，按照需要調(diào)整高度后，仍將螺母和螺栓擰緊。
2.4 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成及其工作原理
1、2—滑動(dòng)齒輪組 3、4—齒輪 5—偏心滑塊 6—擺桿 7—下支點(diǎn) 8—滑枕
9—絲杠 10—絲杠螺母 11—手柄 12—軸 13、14—錐齒輪
圖2.2 B655牛頭刨床的主傳動(dòng)系統(tǒng)
B655牛頭刨床的傳動(dòng)系統(tǒng)如圖2.2所示，其典型機(jī)構(gòu)及其調(diào)整概述如下：
1.變速機(jī)構(gòu)如圖2.3的變速機(jī)構(gòu)由1、2兩組滑動(dòng)齒輪組成，軸Ⅲ有3×2=6種轉(zhuǎn)速，使滑枕變速。
2.擺桿機(jī)構(gòu) 擺桿機(jī)構(gòu)中齒輪3帶動(dòng)齒輪4轉(zhuǎn)動(dòng)，滑塊5在擺桿6的槽內(nèi)滑動(dòng)并帶動(dòng)擺桿6繞下支點(diǎn)7轉(zhuǎn)動(dòng)，于是帶動(dòng)滑枕8作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。
3.行程位置調(diào)整機(jī)構(gòu) 松開(kāi)手柄11，轉(zhuǎn)動(dòng)軸12，通過(guò)13、14錐齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠9，由于固定在擺桿6上的絲杠螺母10 不動(dòng)，絲杠9帶動(dòng)滑枕8改變起始位置。
4.滑枕行程長(zhǎng)度調(diào)整機(jī)構(gòu)滑枕行程長(zhǎng)度調(diào)整機(jī)構(gòu)見(jiàn)圖2.3。調(diào)整時(shí)，轉(zhuǎn)動(dòng)軸1，通過(guò)錐齒輪5、6，帶動(dòng)小絲杠2轉(zhuǎn)動(dòng)使偏心滑塊7移動(dòng)，曲柄銷3帶動(dòng)偏心滑塊7改變偏心位置，從而改變滑枕的行程長(zhǎng)度。
5.滑枕往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)速度的變化 滑枕往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度在各點(diǎn)上都不一樣，見(jiàn)圖2.4。其工作行程轉(zhuǎn)角為α，空行程為β，α＞β，因此回程時(shí)間較工作行程短，即慢進(jìn)快回。
6.橫向進(jìn)給機(jī)構(gòu)及進(jìn)給量的調(diào)整 橫向進(jìn)給機(jī)構(gòu)及進(jìn)給量的調(diào)整如圖2.5所示。齒輪2與圖2.3中的齒輪4是一體的，齒輪2帶動(dòng)齒輪1轉(zhuǎn)動(dòng)，連桿3擺動(dòng)棘爪4，撥動(dòng)棘輪5使絲桿6轉(zhuǎn)一個(gè)角度，實(shí)現(xiàn)橫向進(jìn)給。反向時(shí)，由于棘爪后面是斜的，爪內(nèi)彈簧被壓縮，棘爪從棘輪頂滑過(guò)，因此工作臺(tái)橫向自動(dòng)進(jìn)給是間歇的。
工作臺(tái)橫向進(jìn)給量的大小取決于滑枕每往復(fù)一次時(shí)棘爪所能撥動(dòng)的棘輪齒數(shù)。因
此調(diào)整橫向進(jìn)給量，實(shí)際是調(diào)整棘輪護(hù)蓋7的位置。橫向進(jìn)給量的調(diào)整范圍為0.33mm～3.3mm。
1—軸（帶方榫） 2—小絲杠 3—曲柄銷 4—曲柄齒輪 5、6—錐齒輪 7—偏心滑塊
圖2.3 滑枕行程長(zhǎng)度的調(diào)整
圖2.4 滑枕往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度的變化
1、2—齒輪 3—連桿 4—棘爪 5—棘輪 6—絲桿 7—棘輪護(hù)蓋
圖2.5 B655牛頭刨床運(yùn)動(dòng)及調(diào)整
2.5 本章小結(jié)
本章確定了牛頭刨床主體結(jié)構(gòu)組成及工作原理進(jìn)行詳細(xì)的介紹，使人對(duì)牛頭刨床有一個(gè)全面細(xì)致的了解同時(shí)對(duì)本設(shè)計(jì)有一個(gè)全面的認(rèn)識(shí)。
第3章 主軸箱的設(shè)計(jì)
3.1主軸箱的設(shè)計(jì)
圖3.1 六檔變速及轉(zhuǎn)速示意圖
3.1.1 主軸箱的電動(dòng)機(jī)選擇
查文獻(xiàn)[1]得刨刀工作時(shí),切削力的大小約為:不加切削液時(shí)為2000N.由于刨床在速度最慢時(shí)切削力最大所以先設(shè)計(jì)速度最小時(shí)變速箱的參數(shù)由機(jī)床技術(shù)參數(shù)最大工作行程550毫米,每分鐘最小往復(fù)次數(shù)12.5,計(jì)算的刨刀需要的功率為
P=Fv= (3.1)
選擇電機(jī)容量P
（3.2）
3.1.2 電動(dòng)機(jī)規(guī)格的選取
1．查資料[4]選Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)：
Y132M2-6, 功率P=3 kW，轉(zhuǎn)速n=960 r/min
傳動(dòng)比分配：總傳動(dòng)比i=960/12.5=76.8 帶傳動(dòng)傳動(dòng)比取i01=3.8
則i12=2,i23=2.2,i34=4.6
2．計(jì)算功率，轉(zhuǎn)速，扭矩：
以下公式[5]
功率：
電機(jī)軸：
I軸： (3.3)
II軸： (3.4)
III軸： (3.5)
Ⅵ軸： 1.88kW (3.6)
各軸轉(zhuǎn)速：
n0=960r/min
n1=n0/i01=960/3.8=252.63 r/min (3.7)
n2= n1/i12=252.63/2=126.32 r/min (3.8)
n3= n2/i23=126.32/2.2=57.41r/min (3.9)
n4= n3/i34=57.41/4.6=12.5 r/min (3.10)
各軸扭矩：
軸1： (3.11)
II軸： (3.12)
III軸： (3.13)
Ⅳ軸： (3.14)
3.1.3主軸箱上直齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)
1.齒輪材料為45號(hào)鋼，淬火Rc56-62，取 Z1=23傳動(dòng)比i=.2.2則Z2= Z1×i=23×2.2=50.6
初選螺旋角=15°七級(jí)精度。
2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式[5]： （3.15）
確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：
（1） 根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)K=1.3
（2） 計(jì)算齒輪傳遞扭矩：
（3.16）
（3）選齒寬系數(shù)
（4）確定 由參考文獻(xiàn)得材料的彈性影響系數(shù)MPa ，標(biāo)準(zhǔn)齒輪
（5）確定 由參考文獻(xiàn)中按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa；小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa。
（6）由計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（3.17）
（7）由參考文獻(xiàn)查得接觸疲勞壽命系數(shù)。
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，得
（3.18）
（9）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值
=101.79mm
（10）確定齒輪參數(shù)
經(jīng)查表可得，取模數(shù)mm
mm
mm
3.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
（1）由參考文獻(xiàn)查得齒形系數(shù)：。
（2）由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。
（3）由圖查得兩齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為 MPa， MPa。
（4）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) ，得
MPa （3.19）
MPa
（5）計(jì)算圓周力
N （3.20）
（6）計(jì)算輪齒齒根彎曲應(yīng)力，得
＜238.86Mpa
（3.21）
因此齒根彎曲強(qiáng)度足夠。
4.齒輪幾何參數(shù)計(jì)算
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
3.1.4主軸箱上主傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)
1.已知：軸的最低轉(zhuǎn)速n=252.63r/min，軸的功率P=2.197kw，轉(zhuǎn)矩T=83.5N.m
2.計(jì)算軸的直徑和長(zhǎng)度
取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由手冊(cè)查得C=120
由公式 （3.22）
代入數(shù)據(jù)：；；取β=0.5。
得
考慮到鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度有影響
取mm
圖3.2 軸的結(jié)構(gòu)示意圖
取mm 此處安裝調(diào)心滾子軸承 該軸段長(zhǎng)度=100mm；
mm 該軸段長(zhǎng)度mm；
mm此處安裝滑移齒輪 該軸段長(zhǎng)度mm；
mm 該軸段長(zhǎng)度mm；
mm 該軸段長(zhǎng)度mm；
mm此處安裝油封裝置，便于軸承蓋的裝拆及對(duì)軸承加潤(rùn)滑脂油 該軸段長(zhǎng)度mm；
mm該軸段長(zhǎng)度mm；
mm此處安裝調(diào)心滾子軸承1308 則該軸段長(zhǎng)度。
3.求作用在齒輪上的力
(1) KN
KN
KN （3.23）
KN （3.24）
KN （3.25）
(2) 水平面內(nèi)彎矩 （3.26）
(3 )豎直面內(nèi)彎矩 （3.27）
(4)合成彎矩 （3.28）
(5)計(jì)算當(dāng)量彎矩，取
（3.29）
(6)校核軸的強(qiáng)度
（3.30）
查表得=65MPa，β=0.6
mm
4.繪制彎矩扭矩圖
3.3軸的載荷分析圖
3.1.5 1308調(diào)心滾子軸承設(shè)計(jì)
初選兩個(gè)調(diào)心軸承1308，公稱壓力角aP=20o 由手冊(cè)查得CN=0.5，負(fù)荷性質(zhì)為中等沖擊，由表5-24查得fd=1.8。
傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 n=252.63r/min
由“傳動(dòng)軸”計(jì)算可知，皮帶作用力Q=1932.5N ,齒輪法向作用力Pn=4.3×103 N
根據(jù)各支點(diǎn)的彎矩等于零得，即：
W1=0.222Q—466R2+628Pn=0 （3.31）
求得 R2=6715 N
W2=0 ,688Q—466R1+162Pn=0 （3.32）
求得 R1=4348 N
由于R2＞R1 ，所以只需計(jì)算支承2的壽命和靜負(fù)荷
選定軸承調(diào)心球軸承，該軸承的參數(shù)為：α=15o ,Cr=71.5 kN , CO=69.8 kN 。
要求壽命大于20000小時(shí)
1．核算軸承的壽命[5]
計(jì)算實(shí)際負(fù)荷
每個(gè)軸承承受的實(shí)際徑向負(fù)荷為：
Fr=R2=6715 N, （3.33）
因?yàn)辇X輪軸向負(fù)荷為：
Fa=S= 1.25Frtanα=1.25×6715×tan15o≈2249 N （3.34）
計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷
Fa/Fr=2249/6715≈0.33＜e=0.38 （3.35）
查表 20-6 得 X=1, Y=0, X0=0.5,Y0=0.46
在此情況下徑向當(dāng)量動(dòng)載荷為：Pr=Fr=6715 N,因?yàn)槭乔蜉S承，取ε=3。
計(jì)算軸承壽命:
Lh=106/(60n)(Cr/P)ε=106/(60×240)×(71.5×103/6715)3≈83833h （3.36）
此值大于要求壽命20000h，壽命符合要求。
2.校核軸承的靜載荷
角接觸球軸承的徑向當(dāng)量靜載荷為：
P0=X0Fr+ Y0Fa=0.5×6715+0.46×2249=4392N （3.37）
由表5-21查得安全系數(shù)So=1.5
故SoP0=1.5×4932=7398 N＜C0=71500 N，所以靜負(fù)荷也符合要求。
3.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
3.2.1 確定計(jì)算功率Pc
查文獻(xiàn)[5]查得工作情況系數(shù)KA=1.2,
故 Pc=KA P=1.2×2.3 kW=2.76 kW
3.2.2 選擇帶型
根據(jù)Pc=2.76 kW，n1=960 r/min,初步選用普通V帶A型
3.2.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑D1、D2
1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑D1
根據(jù)V帶截型，選取D1≥Dmin。為了提高Ｖ帶的壽命，宜選取較大的直徑。
選取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 D1=95 mm，從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D2 = i1D1=3.8×95=361 mm
選取基準(zhǔn)直徑系列值D2=355 mm
2.驗(yàn)算帶的速度
帶速太高則離心力大，減小帶與帶輪間的壓力，易打滑；帶速太低，要求傳遞的圓周力大，使帶根數(shù)過(guò)多，故V應(yīng)在5～25mm/s之內(nèi)。若V超此范圍可調(diào)整小帶輪基準(zhǔn)直徑D1或轉(zhuǎn)速。帶速計(jì)算式[4]為：
(3.38)
所以
= 6.28 m/s<35m/s
帶的速度合適。
3.2.4 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld
帶傳動(dòng)中心距不宜過(guò)大，否則將由于載荷變化引起帶的顫動(dòng)。中心距也不宜過(guò)小否則帶短饒轉(zhuǎn)次數(shù)多，會(huì)降低帶的使用壽命，同時(shí)也使a1減小，降低傳動(dòng)能力。所以，對(duì)于帶傳動(dòng)，中心距a0一般可取為：
(3.39)
將D1、D2代入初選中心距a0 =500 mm
帶長(zhǎng)
=2+（D1+ D2）/2+( D2- D1)2/4 (3.40)
=2×500+×（95+355）/2+(500-125)2/（4×500）=2052.1 mm
查選取A型帶的標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長(zhǎng)度=2240 mm
實(shí)際中心距[4] a= (3.41)
a=mm
3.2.5驗(yàn)算小帶輪上的包角α1
α1=180o- (D2- D1) ×57.3o/a
=180o-(355-95) ×57.3o/600=155o＞120o
故包角合適。
3.2.6確定帶的根數(shù)z
V帶根數(shù)按下式計(jì)算[4]：
Z=Pca/(P0+△P0)KzKL＜Zmax =10 (3.42)
式中Pca為計(jì)算功率，P0是單根V帶的基本額定功率，△P0為單根V帶額定功率的增量，Ka為包角修正系數(shù)，KL為長(zhǎng)度系數(shù)。
查得[4] Ka=0.91； KL=1.06； P0=1.40； △P0=0.11，
于是
Z=2.3/［（1.40+0.11）×0.91×1.06］=1.6
取Z=2根
3.2.7確定帶的初拉力F0
初拉力的大小是保證帶傳動(dòng)正常工作的重要因素。初拉力過(guò)小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過(guò)大，帶的壽命低，軸和軸的承受力大。單跟V帶張緊后的初拉力F0為[4]：
F0=500 Pca /（zv）×(2.5/Ka-1)+qv2 (3.43)
查表得 q=0.10 kg·m-1
F0=500×2.3/(2×6.28)×(2.5/0.91-1)+0.1×6.282=203.19 N
3.2.8計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的力Q
為了設(shè)計(jì)安裝帶輪的軸和軸系，必須計(jì)算V帶傳動(dòng)作用在軸上的力Q，它等于兩邊拉力的合力，該力可近似按下式計(jì)算[4]：
Q=2zF0sin(a1/2) (3.44)
=2×2×203.19×sin（155o/2）=785 N
3.2.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1.對(duì)V帶輪的設(shè)計(jì)的主要要求設(shè)計(jì)V帶輪的一般要求為：質(zhì)量??；結(jié)構(gòu)工藝性好；無(wú)過(guò)大的鑄造應(yīng)力；質(zhì)量分布均勻；與帶接觸的工作面要精細(xì)加工（表面粗糙度一般為Ｒa3.2um),以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度都應(yīng)保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻。
2.帶輪材料
由帶速v=6.28 m/s30 m/s,用鑄鐵HT200。
3.結(jié)構(gòu)尺寸
鑄鐵制的V帶輪的典型結(jié)構(gòu)有實(shí)心式，腹板式，孔板式，輪輻式。
由D1=95 mm300 mm,故小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu)；D2=355 mm＞300 mm，故大帶輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)。
根據(jù)帶輪截型確定輪槽尺寸，其余尺寸按圖中的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算確定。按帶輪的各部分尺寸。
3.3本章小結(jié)
本章對(duì)主軸箱上齒和軸輪進(jìn)行了設(shè)計(jì)和校核使齒輪的強(qiáng)度適合設(shè)計(jì)要求從而完成主要零件的設(shè)計(jì)工作。
第4章 其它機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.1齒輪設(shè)計(jì)
4.1.1齒輪的概述
齒輪傳動(dòng)是機(jī)械傳動(dòng)中最重要的傳動(dòng)之一，形式很多 ，應(yīng)用廣泛。
1.齒輪傳動(dòng)的主要特點(diǎn)
效率高 在常用的機(jī)械傳動(dòng)中，以齒輪傳動(dòng)的效率為最高。
結(jié)構(gòu)緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動(dòng)所需的空間尺寸一般較小。
工作可靠，壽命長(zhǎng)。
傳動(dòng)比穩(wěn)定 傳動(dòng)比穩(wěn)定往往是對(duì)傳動(dòng)性能的基本要求。
但是，齒輪傳動(dòng)的制造及安裝精度要求高、價(jià)格較貴，且不宜用于傳動(dòng)距離過(guò)大的場(chǎng)合。齒輪傳動(dòng)可做成開(kāi)式，半開(kāi)式及閉式。閉式與開(kāi)式或半開(kāi)式的相比，潤(rùn)滑及防護(hù)等條件最好，多用于重要場(chǎng)合。
2.失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則
齒輪傳動(dòng)的失效主要是輪齒的失效，而輪齒的失效形式又是多種多樣的，較為常見(jiàn)的形式有：輪齒拆斷、工作齒面磨損、齒面點(diǎn)蝕、齒面膠合及塑性變形。
所設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)在具體的工作情況下，必須具有足夠的，相應(yīng)的工作能力，以保證在整個(gè)工作壽命期間不致失效。因此，針對(duì)上述各種工作情況及失效形式，都應(yīng)分別確立相應(yīng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。通常只按保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度及保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度兩準(zhǔn)則進(jìn)行計(jì)算。
在閉式齒輪傳動(dòng)中，通常以保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主。但對(duì)于齒面硬度很高，齒心硬度又低的齒輪（如用20，20Cr鋼經(jīng)滲碳后淬火的齒輪）或材質(zhì)較脆的齒輪，通常則以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為主。
4.1.2 主軸Ⅵ軸上斜齒輪
1.齒輪材料為45號(hào)鋼，淬火Rc56-62，取 Z1=24傳動(dòng)比i=4.6則
初選螺旋角=15°七級(jí)精度。
2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式[5]：
（4.1）
K——為載荷系數(shù)
T——齒輪傳遞扭矩單位為N.mm
—齒寬系數(shù)
u ——傳動(dòng)比
ZE ——彈性影響系數(shù)
ZH——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
— 重合度系數(shù)
—螺旋角系數(shù)
— 端面重合度
— 軸面重合度
確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：
(1)定載荷系數(shù)K
使用系數(shù)KA=1.25,由查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.1,查得齒間載荷分配系數(shù) KHa=1.1,由查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ=1.087
K==1.25×1.1×1.1×1.087=1.6 （4.2）
計(jì)算齒輪傳遞扭矩：由前面計(jì)算的數(shù)據(jù)得T4=1443.25
（3）選齒寬系數(shù) Φd=0.5
（4）傳動(dòng)比u=4.8
（5）材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)[5] , (4.3)
重合度系數(shù) (4.4)
螺旋角系數(shù) (4.5)
端面重合度 (4.6)
軸面重合度 (4.7)
按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
（6）由式：N=60njLh算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
Ｎ１＝60nj=60×126.32×1 ×（2×8×300×15）=2.59×108 (4.8)
N2=N1/i=2.59×108/4.8=5.4×107
（7）由查得接觸疲勞壽命系數(shù)1.0
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力:
安全系數(shù)S=1,由式得
(4.9)
3. 計(jì)算
（1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t,代的值：
=99.16mm (4.10)
（2）計(jì)算圓周速度v：
v= (4.11)
（3）計(jì)算齒寬b：
b=mm (4.12)
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h：
模數(shù): mm (4.13)
齒高h(yuǎn)=2.25
(4.14)
（5）計(jì)算載荷系數(shù)：
根據(jù)：v=0.3m/s,7級(jí)精度,由圖9-31查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05
斜齒輪,假設(shè)
有表9-8查得
由表9-7查得使用系數(shù)KA=1.25
由表9-7查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)=1 .08
b/h=5.31 (4.15)
=1.08 ，查圖9-32得 KFβ =1.24
故載荷系數(shù):
K= (4.16)
（6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得
mm (4.17)
（7）計(jì)算模數(shù)m:
m=mm (4.18)
4. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式[5]為：
(4.19)
Yε為重合度系數(shù) =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.9=0.65
Yβ為螺旋角系數(shù) =1-/120=1-1.6x150/120=0.8
確定公式內(nèi)的各計(jì)算值：
（1）齒輪的抗彎疲勞強(qiáng)度極限：=560MPa
（2）彎曲疲勞壽命系數(shù)：
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式得:
MPa (4.20)（4）計(jì)算載荷系數(shù)K:
(4.21)
（5）查取齒形系數(shù):
（6）應(yīng)力校正系數(shù):
=1.55
（7）計(jì)算大,小齒輪的 ,并加以比較:
=2.8×1.55/328=0.01203 (4.22)
=2.8×1.43/328=0.012
比較結(jié)果小齒輪的數(shù)值大
設(shè)計(jì)計(jì)算:
(4.23)
=4.85mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(取模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)4.45,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=5,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=99.56,算出齒輪齒數(shù):
z1==
取齒數(shù)為24則實(shí)際齒數(shù)為則Z2=。
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊、避免浪費(fèi)。
5. 幾何尺寸計(jì)算:
（1） 計(jì)算分度圓直徑:
mm
mm (4.24)
mm (4.25)
（2） 計(jì)算中心距:
a=mm (4.26)
圓整得a=324mm應(yīng)用于刨床中中心距合適由于圓整所相差的數(shù)值很小0.5選擇為
（3） 計(jì)算齒輪寬度:
b= mm (4.27)
取B1=B2=60 mm
同理將設(shè)計(jì)公式改為計(jì)算公式[5]：
(4.28)
即可計(jì)算出其他直齒輪的所有尺寸。公式中各參數(shù)的意義與前面相同。
（4）III軸上另外兩個(gè)齒輪參數(shù)為Z9=48, m=4mm , d=192mm 與之嚙合的齒輪z6=22, m=4 mm., d=88mm 中心距為
（5） a=mm (4.29)
齒寬為B1=B2=36mm
齒數(shù)z8=30與z4=40的兩齒輪嚙合時(shí)，
齒輪的模數(shù)m： m=4mm
齒輪的分度圓直徑:
d1=mz1=430=120mm (4.30)
d2=mz2=440=160mm (4.31)
齒輪的中心距: a=(d1+d2)/2=(120+160)/2=140mm (4.32)
計(jì)算齒寬:取齒寬B1=B2=28mm
齒數(shù)z6=30與z2=30的兩齒輪嚙合時(shí)，
齒輪的模數(shù)： m=4mm
齒輪的分度圓直徑:
d4=d3=mz3=430=120mm (4.33)
齒輪的中心距: a=(d3+d4)/2=120mm (4.34)
計(jì)算齒寬: b=Φdd3=0.43120=28mm (4.35)
取齒寬 B2==28mm
齒數(shù)z7=35與z3=25的兩齒輪嚙合時(shí)，
齒輪的模數(shù)m：m=4mm
齒輪的分度圓直徑: d5=mz7=435=140mm (4.36)
d6=mz3=425=100mm (4.37)
齒輪的中心距: a=(d5+d6)/2=120mm (4.38)
計(jì)算齒寬: b=Φdd6=0.2140=28mm (4.39)
取齒寬 B1=B2=28mm
齒數(shù)z1=20與z7=40的兩齒輪嚙合時(shí)，
齒輪的模數(shù)m：m=4mm
齒輪的分度圓直徑: d1=mz7=420=80mm (4.40)
齒輪的中心距: a=(d7+d8)/2=120mm (4.41)
計(jì)算齒寬: b=Φdd7=0.780=28mm (4.42)
4.2 軸的設(shè)計(jì)
4.2.1 軸的簡(jiǎn)介
1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)包括定出軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸。
擬定軸上零件的裝配方案：
擬定軸上零件的裝配方案是進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的前提，它決定著軸的基本形式。所謂裝配方案，就是預(yù)定出軸上方根零件的裝配方向，順序和相互關(guān)系。
軸上零件的定位：
為了防止軸上零件受力時(shí)發(fā)生沿軸向或周向的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，軸上零件除了有游動(dòng)或空轉(zhuǎn)的要求者外，都必須進(jìn)行軸向和周向定位，以保證其準(zhǔn)確的工作位置。
零件的軸向定位：
2.軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈和圓螺母等來(lái)保證的。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩兩類。利用軸肩定位是最方便可靠的方法，但采用軸肩就必然會(huì)使軸的直徑加大，而且軸肩處將因截面突變而引起應(yīng)力集中。因此，軸肩位多用于軸向力較大的場(chǎng)合。定位軸肩的高度h 一般取為h=（0.07～0.1）d, d 為與零件相配處的軸的直徑，單位為mm。流動(dòng)軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面的高度，以便拆卸軸承。非定位軸肩是為了加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度一般取為1～2mm。
3.零件的徑向定位：
徑向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)。常用的徑向定位零件鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過(guò)盈配合等。
4.軸的強(qiáng)度計(jì)算
強(qiáng)度計(jì)算是設(shè)計(jì)軸的重要內(nèi)容之一，其目的在于根據(jù)軸的受載情況及相應(yīng)的強(qiáng)度條件來(lái)確定軸的直徑。若軸的直徑已由經(jīng)驗(yàn)方法或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)所確定，則計(jì)算的目的就是驗(yàn)算已定的軸徑是否滿足強(qiáng)度要求。
軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為[5]:
(4.43)
式中： — 軸所受的扭矩，單位為；
— 軸的抗扭截面系數(shù)，單位為mm3;
— 軸的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；
— 軸傳遞的功率，單位為kW；
— 計(jì)算截面處軸的直徑，單位為mm；
— 許用扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力，單位為MPa。
由上式可得軸的直徑
(4.44)
式中：
對(duì)于空心軸，則
d (4.45)
式中, 即空心軸的內(nèi)徑d1與外徑d之比，通常取=0.5～0.6。
應(yīng)當(dāng)指出，當(dāng)軸截面上開(kāi)有鍵槽時(shí)，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。對(duì)于直徑d＞100mm的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大3%；有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大7%對(duì)于直徑d≤100mm的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大5%～7%；有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大10%～15%.然后將軸徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。
按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算
5.作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型）
在作計(jì)算簡(jiǎn)圖時(shí)，應(yīng)先求出軸上受力零件的載荷（若為空間力系，應(yīng)把空間力分解為圓周力，徑向力和軸向力，然后把它們?nèi)哭D(zhuǎn)化到軸上），并將其分解為水平分力和垂直分力。然后求出各支承處的水平反力和垂直反力。
6.作出彎矩圖
根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，分別按水平面和垂直平面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)果分別作出水平面上彎矩M和垂直面上的彎矩M；然后按下式計(jì)算總彎矩并作出合成彎矩圖；
(4.46)
作出扭矩圖
校核軸的強(qiáng)度
已知：軸的彎矩和扭矩后，可針對(duì)某些危險(xiǎn)截面作彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算。按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力
(4.47)
為了考慮循環(huán)特性的影響，引入折合系數(shù)a,則計(jì)算應(yīng)力為：
（4.48）
對(duì)于直徑為d圓軸，彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，將數(shù)據(jù)
代入上式中，則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為[5]：
(4.49)
其中式中： ——軸的計(jì)算應(yīng)力，單位為MPa；;
M——軸所承受的彎矩，單位為N.mm；
T——軸所受的扭矩，單位為N.mm;
W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3;
——對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力。
4.2.2 主軸的設(shè)計(jì)（Ⅵ軸）
1. 已知：軸的最低轉(zhuǎn)n=12.5r/min ，軸的功率P=1.88kW，轉(zhuǎn)矩T=1443.25N.m
2. 求作用在齒輪上的力：
F=2T/d==5kN （4.50）
/=1.88kN （4.51）
=9.25kN （4.52）
kN （4.53）
3. 計(jì)算軸的直徑、長(zhǎng)度：
取軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由手冊(cè)查得，取A0=110，
由公式[5]：
代入數(shù)據(jù)：n=30r/min, P=1.88kW, 取β=0.5，
得dmm 考慮到軸最細(xì)處有鍵槽
則取d=d+d%5=59.7+59.7x5%=62mm （4.54）
圖4.1空心軸圖
取d1=64 mm此處安裝大斜齒輪
該段軸長(zhǎng)度：L1=62mm
mm （4.55）
取d2=72 mm，此處安裝滑動(dòng)軸承
尺寸： mm
因?yàn)榭紤]潤(rùn)滑的因素中間處設(shè)計(jì)一段軸頸小些取d3=70mm
L3=76mm剩余段仍然有一段安裝滑動(dòng)軸承因?yàn)閮啥溯S承相同所以軸頸相同取L4=110mm在軸的