单臂摇篮式工作台设计使用说明.doc

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1、机械装备设计设计说明书课题名称：二 0 四年十二月第一章课题简介 3第二章 工作原理与主要参数 52.1工作原理分析522主要技术参数6第三章工作台的结构设计63.1传动方案及分析63.2 电动机的选择 73.2.1A 轴伺服电机选择 73.2.2 B轴伺服电机选择1.03.3齿轮传动设计 1.03.3.1齿轮的校核.103.3.2确定齿轮传动精度1.53.4蜗杆传动类型1.93.4.1材料选择1.93.4.2设计与校核203.5轴承243.5.1轴承的选型 243.5.2 轴承寿命校核 263.6主轴283.6.1轴的材料293.6.2确定轴的结构尺寸 293.6.3校核轴的强度3.13.7

2、联接、支撑件的设计323.7.1键的选择包括类型选择和尺寸选择。 323.7.2键联接的类型323.7.3键的强度校核343.8轴承343.8.1轴承的预紧34382滚动轴承的配合343.8.3滚动轴承的润滑353.8.4滚动轴承的密封装置 353.8.5转台轴承363.9联轴器36第四章工作台设计 37第一章课题简介发和创新也越来越重要，而摇篮式工作台是五轴机床的一个重要的部件， 五轴加工中心一般是由三个直线轴加两个回转轴来组成，序号工作台工作工作台旋转倾斜轴其他参数直 径台承承重垂轴减减速比（mm）重水直速比平(Kg)(Kg)1©4002001301 : 901 : 90自定机械

3、制造装备课程设计主要内容了解该部件的功能，机械装置的总体方案设计，电机功率选择，功能部件的计算选择，运动和动力计算 绘制装配图，标注装配尺寸和配合代号及其他技术要求主要零部件强度校核，绘制主要零件的零件图，标注零件的结构尺寸、尺寸公差 和形位公差、表面粗糙度及技术要求。编写计算说明书（包括该部件的现状概况，计算过程）装配图1张、主要零件图不少于6张。第二章工作原理与主要参数2.1工作原理分析单臂摇篮式工作台是五轴机床的一个重要组成部件，五轴加工中心一般是由三个直线轴加两个回转轴来组成。单臂摇篮式工作台即为两轴回转工作台。它 主要安装在数控镗床和铣床上，通用情况下，其外形和其他工作台几乎一样，不

4、 同的是它的是通过伺服系统的驱动方式来工作的。它也可以与其他的伺服进给 轴联动，实现一体化。它的驱动主要是靠伺服电机，伺服电机的精度高，操作方便。其中分度转位和定 位都是通过给定的指令来进行控制的。 工作台的运动是由交流伺服电动机， 经过 齿轮传动后由蜗杆传给蜗轮，最后再由涡轮通过键的联接来带动主轴的转动， 或 者是直接由蜗杆、蜗轮传动，直接带动另一方向的旋转。也可以同时控制两轴的 运动，实现联动。蜗杆副的传动存在间隙，为了消除蜗杆副的传动间隙，采用了双螺距渐厚蜗杆， 通过移动蜗杆的轴向位置来调整间隙。这种蜗杆的左右两侧面具有不同的螺距, 因此蜗杆齿厚从头到尾逐渐增厚。 但由于同一侧的螺距是相

5、同的，所以仍然可以 保持正常的啮合 回转工作台的导轨面由转台轴承支撑， 该型轴承具有高轴向和径向承载能力， 高 清斜度和极高的精度，同时保持准确的回转中心。数控回转工作台的定位精度主 要取决于蜗杆副的传动精度，因而必须采用高精度蜗杆副。在闭环控制系统中， 由高精度的圆光栅发出工作台精确到位信号，反馈给数控装置进行控制。工作台设有零点，由圆光栅或编码器发出零位信号，使工作台准确地停在零位2.2主要技术参数工作台直径：400mm工作台承重水平：200Kg工作台承重垂直：130Kg旋转轴减速比：1:90倾斜轴减速比：1:90最高转速20r/min旋转精度0.001 o第三章.工作台的结构设计3.1传

6、动方案及分析单臂摇篮式工作台由原动机，传动装置和工作台构成。因为单臂摇篮式工作台是五周机床的重要组成部分，旋转精度要求很高，我们选用伺服电机作为原动机 来驱动，控制系统为闭环控制系统。旋转轴减速比：1:90，倾斜轴减速比：1:90, 两个减速比比较的大，如果仅用齿轮传动，需要很多级转速，同时齿轮直径比较 庞大，我们选用二级减速，一级齿轮减速，二级蜗轮蜗杆减速。由涡轮通过主传 动轴带着工作台旋转运动。齿轮传动承受载能力较高，传递运动准确、平稳，传递功率和圆周速度 范围很大，传动效率高，结构紧凑。蜗杆传动有以下特点： （1）传动比大（2） 传动平稳（3）可以自锁（4）效率低、制造成本较高。通过以上

7、分析可得：齿轮传动要放在传动系统的高速级，蜗杆传动要放在传 动系统的低速级，传动方案较合理。3.2电动机的选择传动方案如图1所示。计算传动装置的运动和动力参数7.85 X3.2.1A轴伺服电机选择初步选定回转工作台的材料为铸钢，其密度查机械手册可知103kg/m 3。由给定的设计参数可知工作台的尺寸为直径为400mm假设工作台厚度为80mm则有工作台质量m= V =7.85 X103x3.14 X2002X80 "0-9 =78.88kg1 2 1 2转动惯量 J mR-(m! m2) R =5.58kg m22 2假设工作台在启动之后0.5秒内达到最大转速20 rmin则角加速度=

8、(10*3.14*2 ) / (60*0.5 ) =2 ra%2那么驱动力矩Td J =11.16N.m考虑回转台与导轨之间由于轴向压力产生的摩擦， 工作台的承载工件重量为 m=200kg，回转台78.88kg，则工件和回转台在导轨上的的压力为G = (200+78.88 ) X9.8=2733.024N查机械设计手册得钢与铸铁之间油润滑时滑动摩擦因数f =0.15工作台工作时的摩擦力为：Ff =f G得 F, =0.15 X2733.024=409.95N轴向摩擦转矩：Tf0= Ff Xr=409.95 X200 X10- =81.9Nm同时考虑其他未考虑的次要因素取安全系数为1.2，则Tf

9、=1.2T f0=98.38Nm则 T4= Tf Td =98.38+11.16=109.54Nm则蜗轮上的功率 P4=229W9550、T4同时交流伺服电机拖动负载所需扭矩 T= :=1.88Nmi 1 2初定蜗轮蜗杆传动效率1为0.7，齿轮传动2为0.97所需功率P10=P4/ ( 1 2) =337W，同时考虑功率储备取 P1 =600W传动比的确定初选齿轮传动比ii=2 ;蜗杆传动比i?=45则根据传动比可得各级零件转速：i2=30，工作台（蜗轮）转速 门4=20 rmin齿轮、蜗杆n2=n 3=600 片命ii =3，小带轮转速 ni=1800 rmin交流伺服电机的选择、T4根据初

10、定的输出扭矩为T= ：=1.88Nm ，驱动小齿轮所需转速转速i 1 2nmax=1800 rmin 功率 Pi=337W为降低电机的重量和价格，选取常用的转速为 2000r/min的130系列电机型号为SM 130-077-20 LFB ，其满载转速nm=2000r/min, 此外，电机的安装和外形尺寸可查表伺服电机选型手册。如图3-2电机型号SM 130-WC-25LFBSM 130060-2 5LFBSM 1曲A25LFE5W13C-O77-2QLFESIV 133-077-3C1-F3 |功辜10i.aL51.G24额定电tNnj4567J7.7额宦甘速；Rpnf25002500250

11、020003000额定电證（A）4.05j06J6.09.0慎子量代/D忠：10'J1J06X1051.25 X13115SXKT1L5S X10*iMi)3.75107ZS32,44244编码聃技数tC T）2500C T (取 E. 2,讥f)挠宦引线UVWg由MI律翊塔A擂矗编号23斗1情号5V创齡A E+E* l¥ 2*U+ L- ¥* | QW+ W- £质摩编万23475a 6 sID H 11 1A12131插酸号123失电制动鶉电羽2曲攻口彊亠十尬卿©摄术麦敎匸作电甌0.6A12Nm轻前惯區：16"】（Tl迈孑电机絶济等

12、顼便昭环境环境涓度：QF此 湿虧小+酒（无第霽）防护尊圾IPG5电机直虽爲）7.47.98,59 59.54567.71015皿诃)163 (209»171 2131S1 <223)195 f 237)219 ' 2511Bf/nfin)112136134322 B轴伺服电机选择B轴伺服电机的计算与A轴相似，B轴电机带动整个A轴工作台旋转，应选功率比A轴电机稍大的伺服电机。选取常用的额定功率 2.4KW的130系列电机型号为SM 130-077-30 LFB ，转速为3000r/min,具体尺寸参数如上表。3.3齿轮传动设计根据齿轮的失效形式可知，齿轮材料的主要应满足的

13、要求是： 在循环或冲击 载荷下，首先要有足够的弯曲强度；其次齿轮表面硬度和耐磨性要好； 最后进过 热处理后和各种加工后要达到一定的精度要求。小齿轮用 40Cr,调质处理，硬度 241HB286HB,平均取为260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度229286HB ， 平均取240HB。3.3.1齿轮的校核先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。按齿面接触疲劳强度进行设计(1) 初步计算传递转矩T1T1=9.55 X106P1/N仁 (9.55X10 6 X 1.6/2000 ) =7640N mm齿宽系数d查表12.13d=°6接触疲接触疲劳极限Hlim由表12.17

14、cHlim1 =710MP aH lim 2=580MPaH 1°.9 h limlH 2°.9 h lim 2H liml =710MPah lim 2 =58°MPa初步计算的许用接触应力HH1 =639MPa=522MPaAd值 由表12.16初步计算齿轮直径d取 Ad =85376403 1:0.6 52223=33.6m取 d=40mm初步齿宽 b b=0.640=24mm(2)校核计算圆周速度v精度等级dnv=60 100040 200060 1000=4.18 m. s由表12.3选8级等级齿数z和模数m初选齿数z=20 m= d z =2 取m=2

15、则 Z1=d 1/m=40/2=20Z2=i Z1=60使用系数Ka由表12.9心=1.25动载系数Kv由图12.9Kv=1.18齿间载荷分配系数Kh由表12.10 先求Ft =2 764040=382NKaRb1.25 38240=11.9 N mm100 N. mm1.88-3.2 -丄 cosZ1Z21.88-3.2 20丄60cos 0，=1.664 166 0.883由此得kh1隔=29齿向载荷分布系数KhKhABb2c|103b载荷系数k弹性系数Ze节点区域系数Zh接触最小安全系数= 1.11K= Ka Kv Kh由表12.12由图12.16SH min20.16 0.6 0.0

16、124 1.18Kh由表12.14=1.25 X1.18 X1.64 X1.18=2.85Ze =189.8 MPaZh =2.0SH min =1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时间占0.1总工作时间 thth= 10 3 0 0 8 0.1 2 =4800 h由表12.15估计工作应力循环次数107< NlV 109，则指数 m=8.78应力循环次数 NlNl1 =60 X 2000 X 4800 X(18.78*0.2+0.5 8.78*0.5+0.2 8.78*0.3)=1.152 X1Q8原估计应力循环次数正确N L2 = NL1/i=5.79 X10

17、7Zn2=1.23接触寿命系数Zn由图12.18 Zn1=1.15许用接触应力H lim ZN1SH min710 1.151.25653.2MPa验算H lim Z N2SH min580 1.231.25570.7MPaH ZEZbHZ2KT u 1bd2 u189.8 2.0 0.882 7640 2.85 3 124 4023=410.8 MP aH2故合格(3)确定传动基本尺寸实际分度圆直径d因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，固分度圆直径不会改变，即d 1=m z=2 X20=40mmd 2=mz=3 X40=120 mm22齿宽bb= dd =0.640=24 mm按齿

18、根弯曲疲劳强度进行校核重合度系数YY 0.25O.750.25O.750.70a1.66齿间载荷分配系数KFa由表 12.101 Y1 0.701.42齿向载荷分布系数kfb, h40 2.25 28.9 由图 12.14Kf =1.12载荷系数KK= Ka Kv KFaKf =1.251.18 1.42 1.12=2.34齿形系数YFa由图12.21YFa 1=2.8YFa 2=2.4应力修正系数Ysa由图12.22YSa 1=1.54YSa1= 1.63弯曲疲劳极限Flim由图12.23cFiim=600MPaFlim =450MPa中心距am z1 z22 20 60=80 mma=弯曲

19、最小安全系数SFmin由表12.14SFmin=1.25应力循环次数Nl 又表12.15，估计3 X106 v NlV 1010则指数 m=49.91N L1 =60 X2000 X4800 X(18-78*0.2+0.5 8-78*0.5+0.2 8-78*0.3)=1.152 X108N L2 = NL1/i=3.84X107原估计应力循环次数正确弯曲寿命系数Yn尺寸系数Yx许用弯曲应力图 12.24YN1 =0.92YN2 =0.95图 12.25YX=1Flim1Yn"xF1SF min600 0.92 11.25441.6MPaF2Flim2 Yn2YxSF min450

20、0.95 11.25342MPa验算F1込 YFa“Sa1Ybd1mYFa2Ysa2F2F1YFa1YSa1故合理，传动2 7640 2.34 2.8 1.54 0.7? 56.2MPa F124 40 22 4 16356.2 50.98MPa1.542.8F23.3.2确定齿轮传动精度圆周速度V為40 2000 4.2m/s，60 1000由表12.6确定齿轮传动精度等级为8级小齿轮直径di40mm齿根圆直径di -2hfm=36mm齿根圆直径+2h am =44mm大齿轮直径d2120mm齿根圆直径di -2h fm =116mm齿根圆直径d1+2h am =124mm齿宽b 24mmB

21、轴传动齿轮设计按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计(1) 初步计算传递转矩 T1T1=9.55 X106P1/N仁(9.55X10 6 X2.4/3000 ) =7640N mm齿宽系数人查表12.13. =0.6dd接触疲接触疲劳极限H lim由表12.17cH liml=710MP aH lim 2 =580MPa初步计算的许用接触应力H°.9 h limlH liml=710MPaH 2°.9 h lim 2H lim 2 =580MPaH1 =639MPah 2 =522MPaAd值 由表12.16取Ad =85初步计算齿轮直径 d376403 1&

22、#39;、0.6 52223=33.6m取 d=40mm初步齿宽 b b=0.640=24mm(2)校核计算圆周速度v精度等级dnv=60 100040 200060 1000=4.18 m s由表12.3选8级等级齿数z和模数m初选齿数z=20 m= d;z=2 取m=2则 Z1=d 1/m=40/2=20Z2=i Z1=60使用系数KA由表12.9KA =1.25动载系数Kv由图 12.9 Kv=1.18齿间载荷分配系数Kh 由表12.10 先求Ft =2 764040=382N1.25 38240=11.9 N. mm100 N. mm1.88-3.2 丄丄 cosZ1Z21.88-3.

23、2 -20160cos 0 =1.66齿向载荷分布系数KhZ4 1.66 :30.881 1由此得Kh =f面=1.292Kh A B b C10 3bd= 1.11 0.16 0.6 2 0.4才103|24 1.18载荷系数KK= Ka Kv KhKh =1.25 X1.18 X1.64 X1.18=2.85弹性系数Ze由表12.12Ze =189.8 xMPa节点区域系数Zh由图12.16Zh =2.0接触最小安全系数SHmin由表12.14SH min =1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时间占0.1总工作时间 thth = 10 3 0 0 8 0.1 2

24、=4800 h由表12.15估计工作应力循环次数107< NlV 109，则指数 m=8.78应力循环次数 NlNL1 =60 X 2000 X 4800 X(18.78*0.2+0.5 8.78*0.5+0.2 8.78*0.3)=1.152 X108原估计应力循环次数正确Zn2=1.23NL2= NL1/i=5.79 X107接触寿命系数Zn由图12.18 Zni=1.15许用接触应力H lim ZN1SH min710 1.151.25653.2MPa验算H lim Z N2SH min580 1.231.25570.7MPaZEZbHZ2KT u 1bd2 u189.8 2.0

25、0.882 7640 2.85 3 124 4023=410.8 MP aH2故合格(3)确定传动基本尺寸实际分度圆直径d因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，固分度圆直径不会改变，即d 1=m z=2 X20=40mmd 2=mz=3 X40=120 mm中心距aa=m z1 z22 20 60=80 mm齿宽bb= dd =0.640=24 mm圆周速度v莎鳩朋0 4-2m/s '由表i2.6确定齿轮传动精度等级为8级小齿轮直径d1 40mm齿根圆直径 di -2hfm=36mm齿根圆直径d i +2h am =44mm大齿轮直径d2 120mm齿根圆直径di -2h fm

26、 =116mm齿根圆直径d i +2h am =124mm齿宽b 24mm齿轮结构设计齿轮的结构形式主要由几何尺寸、毛培材料、加工工艺、生产批量、经济因 素等影响，个部分尺寸由经验公式可求的。一般按照外形来分可分为实心式、 腹 板式、轮辐式等。由于用的齿轮直径小，也没有特殊的工作要求，所以两齿轮均为实心结构的 齿轮，齿轮与轴采用单键连接。3.4蜗杆传动类型根据GB/T10085 1988的推荐，采用渐开线蜗杆。3.4.1材料选择考虑到蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；为达到更高的效率和更好的耐磨性，要求蜗杆螺旋齿面淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1

27、 ,砂型铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制 造，而轮芯用灰铸铁HT200制造。342设计与校核根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计， 弯曲疲劳强度进行校核。初选di a值设vs=4 ms=0.03，=1.72根据传动比i2=45查表13.11取di. a =0.40，= 5 （乙=1），再按齿根蜗杆传动中心距计算涡轮转矩T2使用系数Ka转速系数Zn 弹性系数Ze 寿命系数Zh 接触系数Z接触疲劳极限T2 =672320 N mm查表12.9KA =1.18*1.1=1.2985081 81 =0.86查表 13.2Ze=147、MPaZh =250004800=1

28、.321.6查图 13.2 Z =2.7查表13.2h lim265MPa接触疲劳最小安全系数SH min自定SH min =1.2中心距 a 3KaT22ZeZ Sh iEHminZnZh H lim31.3 672320 2.7 竺0.86 1.32 265129.87 取 a=160mm啮合效率1=0.68传动基本尺寸蜗杆头数Z1式 13.22Z1724,£ /u7 24,160 /40 0.93取 z1=1涡轮齿数z2z2= z1i= 13030模数mm=(1.41.7)a/Z2= (1.41.7)160/30=7.49.0取 m=8涡轮分度圆直径d2d2=m z2=830=

29、240mm蜗杆导程角涡轮宽度b2tan =z1m/d1=18/80=0.1b2 = 2m 0.5求得 =5.7蜗杆分度圆直径 d1d1O.68a0.875 0.68 1600.875=57.7mm 取d1 =80mm2 8 0.561.0许用接触应力HH limH ZnZhSH min取 b2=65mm蜗杆圆周速度V|V| = QnJ 60 1000=80 2000 60 1000 =8.3 m/s相对滑动速度 vs Vs w/cosV1 /cos5.7 =8.3 m/s当量摩擦系数由表13.6Uv 0.028 v 135'按齿面接触疲劳强度验算0.86 1.32 竺 250.7MPa

30、1.2最大接触应力 h1472.71.3 672320 ' 1603183.3MPa故合格按轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限Flim许用弯曲疲劳应力 F齿根最大弯曲应力 fF lim =115MPaF limSF min1151.482MPa2KaT2mb2d2=2 1.3 6723206 40 24030.34MPa故合格蜗杆轴挠度验算轴惯性矩II d；/6446480 /64 =2.0110 mm允许蜗杆挠度蜗杆轴挠度=0.004m=0.0048=0.032mm=2 7640=1603240.tan2 20 tan2 5.71.35:3548 206 106.35 10=0.0

31、00087mm故合格温度计算传动啮合效率31tan /tan(v)= tan5.71 / tan(5.711.35)=0.81搅油效率32=0.99轴承效率33 =0.99总效率 331 32 33=0.81 X0.99 X0.99=0.79散热面积估算 A 9 10-5a1.88 = 9 10-5 1601.88=1.25 m2箱体工作温度ti1000P31 - 3wA1000 1.61-0.7915 1.2520=37.92 C 80 C此处取15W/ m2 ? C合理润滑油黏度和润滑方法润滑油黏度 根据vs=6.3 m，取润滑油黏度40/C(mm2/s)=220 mm2润滑方法采用浸油润

32、滑由此可以确定蜗轮蜗杆副的一些基本参数：名称符号公式数值蜗杆轴向齿距PxPx= nm25.13mm蜗杆导程角Pzpz=冗 mz 125.13mm蜗杆分度圆直径D1D1=z 1m/ta n 丫80mm蜗杆齿顶圆直径d a1da1=d 1+2h a96mm蜗杆齿根圆直径df1df1=d 1-2 (ha+c )60.8mm蜗杆分度圆柱导程角Ytan Y=mz 1/d 15.7 °蜗杆齿宽(螺纹长度)B1B1=2m £2 189mm蜗轮分度圆直径D2D2=mz 2240mm蜗轮喉圆直径d ada2=d 2 (ha+xm )256mm (x=0 )2蜗轮齿根圆直径df2df2= d

33、2 ( ha-xm+c )220.8mm蜗轮外径de2de2=d a2+m264mm蜗轮齿宽B2B2=2m( 0.5+ J® 1)V m取为61mm蜗轮齿宽角=2arcs in (b2/d 1)99.3 °中心距a1/2(d 3+d 4)160mm蜗轮咽喉母圆半径rg4rg4=a-d a2/232mm齿顶高ha=m，径向间隙c=0.2m 。蜗杆长度280mm,各段长度如图3.5轴承3.5.1轴承的选型由于在工作中，轴承即受到径向力又受到轴向力，并且转速不高。所示蜗杆 轴选用圆锥滚子轴承32010。如图4-3S阀走4n_30000B【 3220»>刁450&#

34、187;>刁4、mm- g 80rnM刁 4、mm_ 20»>刁420rnM刁 4、mm_o 15.5 卅>刁4、mm-da(minr 56 卅>刁4、mm-db(maxr 56 卅>刁4Da(minr 72 卅>刁4、mm-Da(maxr 74 卅>刁4、mm-Db(minr 77 卅>刁4、mm-al(minr 4 卅>刁4、mm-a2(minr 4.5 卅>刁4、mms(maxr 1 卅>刁4、mm-b(maxr 1戏xLifrAI凰黑莒“ 腥壬戳MU?:鹰 F WM-P5+?/%“=SFr+YO?3 旅$八&g

35、t;阳yN>»于曲 3 蠹wFbp02C-其他尺寸/mm|a17.8其他尺寸/mm|r(min):1其他尺寸/mm|r1(min):1计算系数|e:0.42计算系数|丫：1.4计算系数|丫0：0.8基本额定载荷/kN|Cr:61.0基本额定载荷/kN|C0r:89.0极限转速/(r/min)|脂：4500极限转速/(r/min)|油：5600重量 /kg|W ":0.3663.5.2轴承寿命校核轴2所受到的轴向力、周向力、径向力如图 4-3所示;图4-3水平方向支座反力由M 2 0M1 0垂直方向支座反力由M 2 0M1 0(1) 计算轴承的径向支反力Fr1 275

36、2040 130 0Fr1 964N2040 245 964 100 Fr2 375 0Fr2 1075NFm 275 5602 130 0FM 2649N5602 245 2649 100 F2 375 0Fr2 2953N合成支座反力Fr1 F； F；19642 26492 2818NFr2 ,'F； F：-10752 29532 3142N(2) 轴承所受的轴向力如图4-5所示;a. 1图4-5计算附加轴向力S查表 9-8 , Fs F*2Y查手册，32010轴承的e 0.42Y 1.4Cr61KNFs1= 1006NFs21122N求轴承的轴向载何A由结构知，Fa Fa 81N

37、FA Fs1 1006 81 1122 Fs2所以：1.压紧2放松(3) 求轴承当量动载荷PA1 卫10.0670.37 eR12818查表 9-6 X1 =1Y =0A211970.380.37 eR23142查表 9-6 X2=0.44Y2 =1.3因轴承运转中有中等冲击载荷，按表9-7，取fd 1.4R fd(X1R1 A1) 1.4 (1 2818 0 1197) 3945NF2fd(X2R2 %AD 1.4 (0.44 3142 1.3 191) 2283N(4) 验算轴承寿命因R P2，所以按P2验算查表 9-4，ft 1L10h106(1 61 103)360 2000 (394

38、5 )30808hLh 4800h(3-7)故所选轴承满足寿命要求。3.6主轴361轴的材料轴的材料主要是合金钢和碳素钢，在价格上，碳素钢要比合金钢便宜，在 性能上，碳素钢比合金钢应力集中的敏感性小，所以通常情况下选用碳素钢。常用的碳素钢一般有30-50钢，其中最常用的是45钢。一般轴的受力比较 复杂，为了保证它的力学性能，一般要进行正火或者是调制处理。综合考虑，主轴材料选用45钢，调制处理。3.6.2确定轴的结构尺寸主轴上的R，转速n和转矩T查表得：齿轮传动的效率为n w=0.97 ; 对滚动轴承的效率n w=0.99 ；蜗 轮蜗杆传动的效率n w=0.79P P| J 2| 3 1.6 0

39、.97 0.99 0.79 1.21KWn 20r / minT 672320N|mm(2) 求作用在涡轮上的力图4-6涡轮受力图(3) 初步确定轴的最小直径Ft2Fr2a22T2d22 672320240Ft2 tan20； =2039N2Tidi2 7640805602N191N选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2得A 112,于是得据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图4-8所示图4-7主轴结构图di 1155mmLiii100mmdii 11160mmLiiiii15mmdm iv70mmLiiiiV100mmdiv V60mmLivV60mmdV VI50mmLvVi

40、100mm(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表16-2，取轴端倒角为1.5 45，各轴肩处的圆角半径见零件图3.6.3校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度通常在进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据表中的数据，以及轴双向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，畑44根据许用弯曲应力计算时，由于回转主轴选用45钢调制处理，取-ib =60Mpa则轴的最小直径 d 3 _M=寸445640=i9.5imm0.1 -ib0.160设计轴最小直径d=50mm>19.51mm。综上分析计算回转主轴设计合理。3.7联接、支撑件的设计3.7.1键的选择包括类型选择和尺寸选

41、择。选择键的类型：应考虑所需传递转矩的大小；轴上零件是否需要沿轴向滑移 及滑移距离的长短；对中性的要求；键在轴的中部还是端部。选择键的尺寸：键的尺寸有剖面尺寸（键宽 b键高h）和长度L。键的剖面 尺寸b*h按键所在轴段长直径d由标准选定。键的长度L根据轮毂的宽度确定。 一般键长略短于轮毂宽度并符合标准的规定。3.7.2键联接的类型键联接类型分为平键联接、半圆键连联接、楔键联接、切向键联接等。其中 平键连接按用途分为普通平键、导向件、滑键。而普通平键用于静联接，即轴 与轮毂之间无相对移动。按键的端部形状可分为A型（圆头）、B型（方头）、C型（单边圆头）。圆头键的优点是轴向固定较好，缺点是键的头部不能充分利用， 而且键槽端部对引起的应力集中较大。 方头键可避免上述缺点，但键在键槽中固 定不好。单 圆头平键常用于轴端部与轴上零件的联接。普通平键联接如图5-1晋嫌平楼的型式与尺寸(GB/T1095-2003)A整rx45r茸朵I矽2