631 Jc23—63A机床床身工作台面
631 Jc2363A机床床身工作台面,jc23,63,机床,床身,工作,台面
扬 州 市 职 业 大 学毕 业 设 计 （ 论 文 ）设 计 （ 论 文 ） 题 目 ： Jc2363A 机床床身工作台面工艺专用机床主轴箱部分设计系 别： 机械工程系专 业: 机械制造工艺与设备/计算机应用与维护班 级: 姓 名: 学 号: 指导老师: 完成时间: 1目录第一章：参考文献第二章：设计课题内容简介第三章：总体方案的确定 第四章：主轴箱的设计一主轴箱总体设计概述 二确定箱体结构图，绘制原始数据图三主轴箱动力计算四传动方案的确定（一）确定传动组数目及顺序（二）确定传动系统中轴的数目（三）确定传动比、拟订转速图第五章：齿轮的设计及强度校核第六章：轴的设计及强度校核 第七章：轴承的选用 第八章：主轴箱润滑第九章：轴承的强度校核第十章：总装图的确定第十一章：自我评价2第一章：参 考 文 献1、组合机床设计沈阳工业大学等编上海科学技术出版社2、毕业设计指导书李恒权 等编青岛海洋大学出版社3、 金属机械加工工艺人员手册赵如福 主编 上海科学技术出版社4、金属切削机床夹具设计手册上海柴油机厂工艺设备研究所机械工业出版社5、机械制图大连理工大学工程画教研室高等教育出版社6、互换性与测量技术陈于涛 主编机械工业出版社7、工装设计陈立德 主编上海交通大学出版社8、 机械制造技术李华 主编高等教育出版社9、 金属工艺学丁德全 主编机械工业出版社10、 非标准设备设计姚永明 主编3上海交通大学出版第二章 设计课题内容简介一.课题的来源.JC23-63A 冲压机床是扬州扬力集团的新产品,年产量为 4 千台.冲压机床是冲压床的主要零件.该零件加工部位加工的部位多,加工量大,精度要求高,针对生产现状和要求,设计JC23-63A 冲压机床滑动导轨为夹紧定位面,把专用机床固定在被加工机身上,这是由于被加工件的特点决定的,它体积和重量较大,如果用专用夹具对其进行夹紧是不太现实的,因此我们依靠它的自身的特点,把专用机床安装在工件上,这样不仅省时,省力,有节约了成本.二.设计的基本要求作为针对 Jc2363A 机床床身镗孔工艺而设计的专用机床，我们要保证其满足以下要求：1. 满足加工质量的要求：尺寸，形状，精度，形位公差。2. 满足提高生产率的要求。3. 结构简单，设计制造容易。4. 操作维修方便，使用安全可靠。-5. 保证体积小，占用面积少。6. 成本较低，一般应低于同样通用机床、组合机床7. 其他，诸如：外形美观、噪音较低、清除切屑容易符合环保要求等。三.专用机床设计中应注意的几个问题1. 由于专用机床只适用于特定的工序，所以对于尺寸或重量大的专用机床，只有在产品的生产期足够大，批量足够大的情况下才值得设计制造。2. 取得组合机床部件较方便时，可优先考虑采用组合机床，这样可以减少设计制造专用机床占用的时间。3. 专用机床应立足于本企业进行设计和制造，否则会增大制造成本。4. 要求机床占用车间面积较小时应优先考虑采用专机，因为专机比相同用途改装过的机床和组合机床的结构较紧凑，占地面积较少。5. 专用机床在工艺性能上， （如精度，表面粗糙度，生产效率等方面）如果得不到满足应从头检查设计思想、设计方法、加工质量装配质量等。找出问题进行解决，而不要轻易否定专用机床本身。4第三章 总体方案的确定.一.加工工艺分析被加工零件需要在组合机床上完成加工工序及应保证的加工的精度是制定机床的主要依据,本机床是为加工 JC23-63 冲压机床工作台部分而设计的,被加工机床的工作台面是一个比较大的平面,为了使工作台面的平面度达到 1000 毫米的长度内偏差为 0.02-0.05毫米,表面粗糙度 Ra3.2 微米,对于定位基准面的平行度可以保证在 0.05 毫米以内,到定位基准面的距离(L,得 T=420min;b.进给量的确定参考,f=0.2mm/r;c.切削速度:参考,v=41m/min;计算刀轴转速n= =26(r/min)10001823.145003.主轴箱所需动力计算查工艺人员手册,得公式:圆周铣削力 Fx= KFZwFquyXndafpC07其中 CF 为系数，ap 为切削深度，af 为每齿进给量，aw 为铣削宽度， 。 z 为刀齿数，n 为转速XF 为切削深度对铣削力的影响；yF 为进给量对铣削力的影响；uF 为切削宽度对铣削力的影响qF 为铣刀直径对铣削力的影响KFZ为切削条件改变时的修正系数；Fx= 0.64wFquyXFndZafapC0=10036N铣削扭矩：M= 102xD=2509Nm铣削功率：P= 6Fxv=5.04kw选用电机时，考虑机械效率 =0.85，考虑刀头磨钝，系数 k=1.2,N 动=kP/=1.25.04/0.85=7.2kw根据计算值选动力箱，查机床设计手册 ，选 7.5kw 功率电机为宜。切削参数如下表：主轴扭矩M 主(N*mm)切削速度V(m/min)进给量f(mm/r)主轴转速N(r/min)刀具耐用度 T(min)动力箱总功率（kw）2509 182 0.1 116 420 7.24由以上计算得：选用 Y160M-6 三相异步电动机技术数据如表：功率(kw)电流(A)转速(r/min)效 率(%)功率因数(cos)堵转转矩堵转电流最大转矩7.5 17.0 970 86 0.78 2.0 6.5 2.08四传动方案确定1.确定传动组数及顺序由于本专机在整个工件加工过程中有两道工序，即铣削工作台面和铣削 T 型槽，前面已经确定了加工工作台面的转速，加工 T 型槽的刀具查工艺人员手册 ，确定所需刀轴转速 26r/min.在设计时由于考虑专机实用性，要求还需另外一个转速，为116r/min。由此确定主轴箱 2 级变速，现在确定变速轴在传动中的顺序。由经验的知，通常非标准设备主轴转速常比电动机转速低，由电机到主轴其总的趋势是降速，在分级变速情况下，按传动顺序来说，靠近主轴的传动轴的最低转速较低，起承受的扭矩较大，因此，传动件的尺寸也较大；而靠近电机的传动中，所需尺寸则相应较小。因袭在设计传动时，遵循“传动件前多后少”的原则，遵循这个原则，初步设想将变速放在二轴。2确定传动轴的数目一般传动中轴的数目要比传动组的数目多一个，这时电机轴就是第一轴的主动轴，而主轴 则是最后一个从动轴。本专机虽然转速级数不多，不应该过过多的传动轴，因为用过多的传动轴结构回比较大。但是为了避免电动机产生的振动和热量传给主轴，设想采用四级传动，其中一组速比不大的传动，起“分离传动”的作用。通常起“分离传动作用”都是用一组皮带传动，比如内专机只所以不用皮带传动，是因为主轴箱在总设计中是放在进给箱前面的，如果用皮带传动在实际应用中回比较困难。3.拟订转速图，确定传动比选用电机转速为 970r/min,需要的刀轴转速分别为 116r/min,26r/min.查非标准设备设计 ，获得有关传动比设计的经验数据，分配各轴传动比1：2.1，1.7：1，1：2，1：3.5 和 1：2.1，1：2.6，：1：2，1：3.59齿轮齿数比分别为 21：45，36：21，21：40，18：6321：45，20：52，21：40，18：63五齿轮的设计（一）电机齿轮的设计1. 选齿轮精度等级，材料及齿数选 8 级精度齿轮，在传动中无特殊要求，均采用 45 钢软齿面，小齿轮.调质 217255HBS;大齿轮正火 162217HBS,Z1=21,Z2=452.按齿面接触疲劳强度设计d1t 23 )*(1*42HZEudktT式中下标 t 代表试选，是因为齿轮参数待求不，无法确定 k 值。试选Kt=1.4,开始是可能预选数与实际数相差较多，但后面还进行校正。T1=9.5510 P1/n16=9.5510 7.5/970=73840Nmm由手册查得，本齿轮为非对称布置，取 d=0.8再查机床设计手册 得：ZE=189.8 ZH=2.5;2mN齿轮的接触疲劳极限Hlim1=595N/mm Hlim2=555N/mm ;2 2N1=60n1jLn=609701(2830010)=2.810910N2=N1/=2.810 /2.1=1.31099由机床设计手册 ，查得：接触疲劳寿命系数 ZN1=1,ZN2=1;取 SH=1,则H1= =5951/1=595N/ mmSHZN1lim2H2= =5551/1=555 N/ mm2取H2代入计算：d1t 23 )*(1*4HZEudktT=82.3mmv= = =4.17m/s6m/s106m06973.82.所以 8 级精度合适。现在可以准确的计算 k 值= =0.88VZ7.4查手册得：kv=1.1 kA=1 k=1.08则系数 k=kvkkA=1.111.08=1.086，需修正。d1=77.9主要尺寸则由上述计算可得：m=77.9/21=37.1,取标准值 m=4;分度圆 d1=mZ1=421=84mm;d2=mZ2=445=180mm;此两直径为最后齿轮的直径值。则由此可计算出齿轮的其他参数值，中心距 a= =84+180=132mm;21d齿宽 b=dd1=820.4=32.8;圆整取 b1=b2=30mm.3校核齿根曲疲劳强度F=2kT1/bd1mYFYsF查手册得：YF1=2.76 YF2=2.17;同样查得：Ys1=1.55 Ys2=1.8Flim1=440N/mm Flim2=420N/mm . 2 2YN1=1, YN2=1,取 SF=1.411F1=Flim1YN1/SF=440*1/1.4=314.3N/mm2F1= Flim2YN2/SF=420*1/1.4=300N/mm2;F1= = 2.761.5512YsbmdkT8243076.=76N/mmF1= =76 =69.5N/mm2FYs5.1762则由上述计算可知，弯曲疲劳强度足够。4结构设计由上面计算则可得出结构齿顶高 ha=ha m=14=4mm*齿根高 hf= (ha +c )m=(1+0.25)4=5mm齿根高 h=ha+hf=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=82+24=90mmda2=d2+2ha=180+24=188mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=82-25=72mmdf2=d2+2ha=180-25=170mm基圆直径 db1=d1cos=82cos20 =77mm0db2=d2cos=180cos20 =169mm齿厚 S s= = =6.282m41.3齿槽宽 e= = =6.28中心距 a= =84+180=132mmd顶隙 C=c m=0.254=1mm*齿轮结构图参见零件图。（二）轴齿轮设计根据设计轴齿轮的方法，同样可设计出轴齿轮结构。轴齿轮结构尺寸如下：模数 m1=4 m2=5齿数 Z1=20 Z2=36齿形角 =20 0分度圆直径 d1=mZ1=420=80mmD2=mZ2=536=180mm齿顶高 ha1=ha m1=14=4mm*Ha2=ha m2=15=5mm齿根高 hf1= (ha +c )m1=(1+0.25)4=5mm*Hf2= (ha +c )m2=(1+0.25)5=6.25mm齿全高 h1=ha1+hf1=4+5=9mm12H2=ha2+hf2=5+6.25=11.25mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=80+24=88mmda2=d2+2ha2=180+25=190mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=80-25=70mmdf2=d2+2ha=180-26.25=167.5mm齿距 p1=m1=3.144=12.56mmp1=m2=3.145=15.7mm齿厚 S S1= = =6.28mm21m4.3S1= = =7.25mm5齿槽宽 e1= = =6.28mm.e2= = =7.25mm2m143顶隙 C1=c m1=0.254=1mm*C1=c m2=0.255=1.25mm齿轮结构图参见零件图。(三)轴齿轮结构设计由上面设计齿轮的过程，同样可设计出轴齿轮的结构。结构尺寸如下：模数 m1=5 m2=4齿数 Z1=21 Z2=52齿形角 =20 0分度圆直径 d1=mZ1=521=105mmD2=mZ2=452=208mm齿顶高 ha1=ha m1=15=5mm*Ha2=ha m2=14=4mm齿根高 hf1= (ha +c )m1=(1+0.25)5=6.25mm*Hf2= (ha +c )m2=(1+0.25)4=5mm齿全高 h1=ha1+hf1=5+6.25=11.25mmH2=ha2+hf2=4+5=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=105+10=115mmda2=d2+2ha2=208+8=216mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=105-26.25=92.5mmdf2=d2+2ha=208-25=198mm齿距 p1=m1=3.145=15.7mmp1=m2=3.144=12.56mm13齿厚 S S1= = =7.25mm21m54.3S1= = =6.28mm齿槽宽 e1= = =7.25mm.e2= = =6.28mm2m413顶隙 C1=c m1=0.255=1.25mm*C1=c m2=0.254=1mm齿轮结构图参见零件图。(四)轴齿轮结构设计由上面设计齿轮的过程，同样可设计出轴齿轮的结构。结构尺寸如下：模数 m1=5 m2=5齿数 Z1=40 Z2=18齿形角 =20 0分度圆直径 d1=mZ1=540=200mmD2=mZ2=518=90mm齿顶高 ha1=ha m1=15=5mm*Ha2=ha m2=15=5mm齿根高 hf1= (ha +c )m1=(1+0.25)5=6.25mm*Hf2= (ha +c )m2=(1+0.25)5=6.25mm齿全高 h1=ha1+hf1=5+6.25=11.25mmH2=ha2+hf2=5+6.25=11.25齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=200+10=210mmda2=d2+2ha2=90+10=100mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=200-26.25=187.5mmdf2=d2+2ha=90-26.25=77.5mm齿距 p1=m1=3.145=15.7mmp1=m2=3.145=15.7mm齿厚 S S1= = =7.25mm21m54.3S1= = =7.25mm14齿槽宽 e1= = =7.25mm21m54.3e2= = =7.25mm顶隙 C1=c m1=0.255=1.25mm*C1=c m2=0.255=1.25mm齿轮结构图参见零件图。（五）主轴齿轮结构设计由上面设计齿轮的过程，同样可设计出轴齿轮的结构。结构尺寸如下：模数 m=5 齿数 Z=63分度圆直径 d=mZ=563=315齿顶高 ha=ha m=15=5mm*齿根高 hf= (ha +c )m=(1+0.25)5=6.25mm齿根高 h=ha+hf=5+6.25=11.25mm齿顶圆直径 da=d+2ha=315+25=325mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=315-26.25=302.5mm基圆直径 db=dcos=315cos20 =296mm0齿距 P=m=3.145=15.7mm齿厚 S s= = =6.28mm2m41.3齿槽宽 e= = =6.28mm中心距 a= = =202.5mmd2590顶隙 C=c m=0.255=1.25mm*齿轮结构图参见零件图。六轴的设计（一）花键轴的设计1.求花键轴的功率 P、转速 n、转矩 TP=P=7.50.97=7.175kwN1= = 1.2970=462kwnT=9.5510 =155604Nmm645.2初步估算轴的最小直径d1-2=A =(107-118) =30mm;nP3462175.3考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d1-2=45mm。153轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案轴上大部分零件包括轴承，轴套，滑移齿轮，大齿轮，右轴承，仅右端轴承和端盖装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴的各段直径和长度。轴结构如图：轴结构说明：轴段位置 轴段直径和长度(mm)说明D1-2=d5-6=45 这两段轴径有滚动轴承的内圈孔径决定。初选圆柱滚子轴承7309，其尺寸dDT=4510025,故 d2-163=d6-7=45。装轴承段 d1-25-6l1-2=l5-6=25 该轴段长度有滚动轴承宽度决定故 l2-3=l5-6=T=25mm.D2-3=50 考虑齿轮装卸方便，取 d2-3d1-2=45。花键段 2-3L2-3=120 此段长度取决于总体设计。D4-5=66 齿轮左端轴环定位，根据 d4-5=50,按设计手册推荐轴环高度 h=（0.07d+30.1d+3）=(0.0750+30.150+3)=6.510。取 h=8.故取轴环直径 d4-5=d3-4+28=66轴环段 3-4L4-5=10 轴环宽度一般为高度的 1.4 倍，即 l4-5=1.4h=11.2 但由于设计方面的要求，取 l4-5=10mm。d4-5=54 设计所计算所得。齿轮段 4-5l4-5=135 设计时计算所得。（3）轴上零件的周向固定齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得，采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接来保证，选 H7/m6。（4）轴端倒角取 245。4选择轴的材料，确定许用应力轴的材料：该轴无特殊要求，选用 45 钢，调质处理。由于的尺寸较大，性能数据，按毛坯直径200mm 的选用，查手册得，B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm ,222-1=155 N/mm .许用应力：由手册查得：+1b=215 N/mm ,20b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm25.选轴的材料,确定许用应力轴的材料选用时考虑到无特殊要求,选用 45 钢,调质处理.由于尺寸较大,性能数据按毛坯尺寸200mm,查手册得 B=650N/mm 2抗拉屈服极限 B=360N/mm ,弯曲疲劳极限 -1=300N/mm 剪切疲劳极限 -21=155 N/mm .2许用弯曲应力: +1=215 N/mm , 0=100 N/mm ,2217 -1=60N/mm .26.画轴的结构简图,计算支反力.画轴的结构简图,可确定出轴承支点跨距 L2=32mm,L3=172mm,悬臂L1=92mm,由此可画出轴的受力简图.水平面支反力 RBH= = =1475N32LFt17258RDH=Ft-RBH=1758-1475=283N垂直面支反力 RBv= = =537Nr640RDV=Fr-RBv=640-537=103N7.水平面弯矩图,扭矩图(1)水平面弯矩图 MH截面 C 处 McH=RBHL2=147533=48675Nmm(2)垂直面弯矩图截面 C 左边Mcv1=RDVL3=103172=Nmm截面 C 右边Mcv2=RBvL2=53733=17721Nmm(3)合成弯矩图 截面 C 左边Mc1= = =51800Nmm221McvH22176485截面 C 右边Mc2= = =51800Nmm22 22(4)扭矩图扭矩 T=73841Nmm8.按弯扭合成应力校核轴的强度从计算可得截面 C 处弯矩最大,应该校核该截面的强度,截面 C 的当量弯矩= = =0.6b106Me= = =61626Nmm2TMc22738415查工艺人员手册,得公式:a= =7.48N/mm341.0682则校核结果:b-1=60 N/mm ,截面 C 强度足够.9按疲劳强度精确校核轴的安全系数判断危险剖面：截面 A,2,3,B 主要受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过盈配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是18按联轴器所设计的，所以这几个截面均不需要校核。从应力集的对轴的疲劳强度影响来看，截面 C 处过盈联接，所引起的应力集中最重，从受载情况来看，截面 C 的弯矩最大。所以校核截面 C 的疲劳强度。如下表：计算内容及公式 计算结果 说明扭矩 T （Nmm） 15560 由计算得到合成弯矩 M （Nmm ）251800 由计算得到轴的直径(mm) 50 由计算得到抗弯截面模量Wc= -32dtb)(210194 由机械设计得公式抗扭截面模量Wc= -163dt)(222460 由机械设计得公式弯曲应力幅（Nmm ）2WMa5.08 按对称循环系数应力计算扭转应力幅（N/mm ）2Ta1.64 按脉动循环系数应力计算扭转平均剪应力（Nmm ）m21.47 按脉动循环系数应力计算弯曲扭转的疲劳强度 -1=255-1=140由机械设计得公式弯曲扭转的等效系数 =0.2=0.1由机械设计得公式 0.84尺寸系数 0.78由机械设计得公式表面质量系数 0.9 由机械设计得公式由机械设计得公式K=1.66（圆角处）K=1.43K=2.63（配合处）K=1.89有效应力集中系数取 K=2.63K=1.8919只考虑弯曲作用时的安全系数 mdaKS117.7 由机械设计得公式只考虑弯曲作用时的安全系数 mdaKS134.1 由机械设计得公式安全系数 2S15.7 由机械设计得公式许用安全系数为 1.51.8，由上面计算可知，安全系数足够。.（二）轴的设计1求轴的功率 P，低转速 n,转矩 TP3=P =7.50.97 =7.057kw22N3=970 =178r/min1.6于是，T=9.5510 =378619Nmm7805.2.求作用在齿轮上的力因已经知道大齿轮的分度圆直径为：D1=mZ1=452=208mm;圆周力 Ft= = =3640N;DT2083619径向力 Fr=Fttg=3640tg20=1324N;小齿轮分度圆直径为：D2=mZ2=215=105mm;圆周力 Ft= = =7212NDT210537869径向力 Fr= Fttg= 7212tg20=2625N3.初步估算轴的最小直径此轴有两个转速，但由于设计时要满足两个转速下的工作环境，故在设计中用低转速来求最小直径，这样才能保证哟足够的强度进行20工作。安装轴承处为轴的最小直径d1-2=A =(107-118) =33mmnP32705.3考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d1-2=50mm。4轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案轴上大部分零件包括轴承，轴套，大圆柱齿轮，轴套、小圆柱齿轮，右轴承，仅右端轴承和端盖装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴的各段直径和长度。5画轴的结构简图，确定许用应力轴的材料：该轴无特殊要求，选用 45 钢，调质处理。由于的尺寸较大，性能数据，按毛坯直径200mm 的选用，查手册得，B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm ,222-1=155 N/mm .许用应力：由手册查得：+1b=215 N/mm ,20b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm .2轴结构如图：216.画轴的计算简图，计算支反力画轴的计算简图，确定轴承支点跨距 L1=35mm,L2=99mm,L3=78mm,水平面支反力RAH= = =-6327N21LFt9351472640RDH=Ft1-Ft2+RAH=6327+3640-7212=2755N垂直面支反力RAv= = =2303NrRDv=Fr-RAv=2303+1324-2625=1002N7.画弯矩图，扭矩图(1)水平面弯矩图截面 B 处MBH=RAHL1=632735=221445Nmm截面 C 处MCH=RAH(L1+L2)=6327(35+99)=911088Nmm(2)垂直面弯矩图截面 B 处左边22MBv1=RAvL1=230335=80605Nmm右边MBv2=RDv(L2+L3)=1002(99+75)=174348 Nmm截面 C 处左边MCv1=RBv(L1+L2)=2305(35+99)=331920 Nmm右边MCv2=RBvL3=100275=75150 Nmm(3)合成弯矩图截面 B 左边MB1= =221MvH2280654=235658 NmmMB2= =22 22173=281841 Nmm截面 C 左边Mc1= =221McvH2290908=969666 NmmMC2= =22 22751=914182 Nmm（4）扭矩图扭矩 T=378619 Nmm8.按弯扭合成强度校对轴的强度从前面计算可知，截面 C 处弯矩最大，应该校对该截面的强度。截面 C 的当量弯矩= = =0.6b106Me= = =995921Nmm2TMc22378619.09查工艺人员手册,得公式:a= =36.24N/mm3651.02则校核结果:b-1=60 N/mm ,截面 C 强度足够.轴段位置 轴段直径和长度(mm) 说明D1-2=d5-6=50 这两段轴径有滚动轴承的内圈孔径决定。初选圆柱滚子轴承 7309，其尺寸dDT=5011028,故23d2-3=d6-7=50。装轴承段d1-25-6l1-2=l5-6=28 该轴段长度有滚动轴承宽度决定故 l2-3=l5-6=T=28mm.D2-3=60 考虑齿轮装卸方便，取 d2-3d1-2=60。齿轮轴套段 2-3 L2-3=125 此段长度取决于总体设计。D3-4=65 考虑轴承用轴肩定位，根据滚动轴承，查手册得轴肩安装尺寸 d3-4=65mm自由段 3-4L4-5=10 轴肩宽度一般为高度的 1.4倍，即 l4-5=1.4h=11.2 但由于设计方面的要求，取l4-5=10mm。（3）轴上零件的周向固定齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得，采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接来保证，选 H7/m6。（4）轴端倒角取 245。5画轴的计算简图，计算支反力可参考输入轴的计算方法进行计算，由于时间紧迫，过程在此略去。6校核轴的强度（略）（三）轴的设计1.求轴的功率 P、低转速 n、转矩 TP=P =7.50.97 =6.845kw33N3= =89r/min1.2n62T=9.5510 =734492Nmm8945.2初步估算轴的最小直径此轴有两个转速，但由于设计时要满足两个转速下的工作环境，故在设计中用低转速来求最小直径，这样才能保证哟足够的强度进行工作。d1-2=A =(107-118) =nP38945.63考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d1-2=45mm。3轴的结构设计24（1）拟订轴上零件的装配方案轴上大部分零件包括轴承，轴套，滑移齿轮，大齿轮，右轴承，仅右端轴承和端盖装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴的各段直径和长度。轴结构如图：轴段位置 轴段直径和长度(mm)说明D1-2=d5-6=60 这两段轴径有滚动轴承的内圈孔径决定。初选圆柱滚子轴承 7309，其尺寸dDT=5011028,故d2-3=d6-7=50。装轴承段1-2、5-6l1-2=l5-6=31 该轴段长度有滚动轴承宽度决定故 l2-3=l5-6=T=31mm.D2-3=65 考虑齿轮装卸方便，取 d2-3d1-2=60。齿轮、轴套段 2-3L2-3=130 此段长度取决于总体设计。轴齿段 3-4 D3-4=80 此段见齿轮设计部分。L3-4=40 此段见齿轮设计部分。d4-5=70 考虑轴承用轴肩定位，根据滚动轴承，查手册得轴肩安装尺寸 d3-4=70mm轴肩段4-5 l4-5=10 此段长度取决于总体设计由于设计方面的要求，取 l3-4=50mm。（3）轴上零件的周向固定齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得，采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接25来保证，选 H7/m6。（4）轴端倒角取 245。4画轴的结构简图，确定许用应力轴的材料：该轴无特殊要求，选用 45 钢，调质处理。由于的尺寸较大，性能数据，按毛坯直径200mm 的选用，查手册得，B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm ,222-1=155 N/mm .许用应力：由手册查得：+1b=215 N/mm ,20b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm .25画轴的计算简图，计算支反力可参考输入轴的计算方法进行计算，由于时间紧迫，过程在此略去。6校核轴的强度（略）（四）主轴的设计1.求轴的功率 P、低转速 n、转矩 T主轴功率有前面计算可知，切削功率为 5.04KW,主轴最低转速为铣削燕尾槽时所用转速 26r/min.切削力 p=56Df HB8.06.=56D0.1 150.0=99297N切削扭矩 M=10 f HB9.1D8.06.=10 0.1 150.0=4302271Nmm2初步估算轴的最小直径此轴有两个转速，但由于设计时要满足两个转速下的工作环境，故在设计中用低转速来求最小直径，这样才能保证哟足够的强度进行工作。d=A =(107-118) =68.29mmnP32604.53考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d=75mm.3. 轴的结构设计主轴前支撑采用一个双列向心圆锥滚子轴承，内空有 1：12 内孔，通过锥度孔可以调节轴承轴向间隙；内圈孔靠一个锁紧挡圈轴向定位。齿轮左边有一锁紧螺母，通过锁紧螺母来调整轴向位置，从而调整齿轮的26旋转精度和接触高度。后支撑采用一圆锥滚子轴承，用以承受轴向和径向载荷，轴承靠轴肩轴向定位。主轴结构图如图样。七.轴承的选用在选用轴承时，考虑到主轴以外的其他几根轴基本不承受轴向载荷，而主要承受径向载荷，设计时首先考虑深沟球轴承，深沟球轴承主要适用于转速较高，轴向载荷小的地方，而圆锥滚子轴承虽然能同时承受轴向径向载荷，但价格较贵，从专机实用性方面考虑用深沟秋轴承较为合适。花键轴选用 2310 型号轴承，轴选用 2311 型号轴承，轴齿选用2312 型号轴承。在切削时，主轴前端由于刀具和工件之间产生较大的切削力，所以选用 318214 双列向心短圆柱滚子轴承。承受径向载荷，此轴承与箱体之间用一锁紧挡圈来调整轴承间隙；主轴后支承采用圆锥滚子轴承承受轴向和径向载荷，使主轴轴向定位。八主轴箱润滑主轴箱润滑选用液压油进行润滑，由于润滑部位不多，从专机的经济性方面考虑，采用手动润滑方式。九.轴承的校核(略)十画总装图总装图见图样。十一.设计自我评价扬 州 市 职 业 大 学毕 业 设 计 （ 论 文 ）设 计 （ 论 文 ） 题 目 ： Jc2363A 机床床身工作台面工艺专用机床主轴箱部分设计系 别： 机械工程系专 业: 机械制造工艺与设备/计算机应用与维护班 级: 姓 名: 学 号: 指导老师: 完成时间: 1目录第一章：参考文献第二章：设计课题内容简介第三章：总体方案的确定 第四章：主轴箱的设计一主轴箱总体设计概述 二确定箱体结构图，绘制原始数据图三主轴箱动力计算四传动方案的确定（一）确定传动组数目及顺序（二）确定传动系统中轴的数目（三）确定传动比、拟订转速图第五章：齿轮的设计及强度校核第六章：轴的设计及强度校核 第七章：轴承的选用 第八章：主轴箱润滑第九章：轴承的强度校核第十章：总装图的确定第十一章：自我评价2第一章：参 考 文 献1、组合机床设计沈阳工业大学等编上海科学技术出版社2、毕业设计指导书李恒权 等编青岛海洋大学出版社3、 金属机械加工工艺人员手册赵如福 主编 上海科学技术出版社4、金属切削机床夹具设计手册上海柴油机厂工艺设备研究所机械工业出版社5、机械制图大连理工大学工程画教研室高等教育出版社6、互换性与测量技术陈于涛 主编机械工业出版社7、工装设计陈立德 主编上海交通大学出版社8、 机械制造技术李华 主编高等教育出版社9、 金属工艺学丁德全 主编机械工业出版社10、 非标准设备设计姚永明 主编3上海交通大学出版第二章 设计课题内容简介一.课题的来源.JC23-63A 冲压机床是扬州扬力集团的新产品,年产量为 4 千台.冲压机床是冲压床的主要零件.该零件加工部位加工的部位多,加工量大,精度要求高,针对生产现状和要求,设计JC23-63A 冲压机床滑动导轨为夹紧定位面,把专用机床固定在被加工机身上,这是由于被加工件的特点决定的,它体积和重量较大,如果用专用夹具对其进行夹紧是不太现实的,因此我们依靠它的自身的特点,把专用机床安装在工件上,这样不仅省时,省力,有节约了成本.二.设计的基本要求作为针对 Jc2363A 机床床身镗孔工艺而设计的专用机床，我们要保证其满足以下要求：1. 满足加工质量的要求：尺寸，形状，精度，形位公差。2. 满足提高生产率的要求。3. 结构简单，设计制造容易。4. 操作维修方便，使用安全可靠。-5. 保证体积小，占用面积少。6. 成本较低，一般应低于同样通用机床、组合机床7. 其他，诸如：外形美观、噪音较低、清除切屑容易符合环保要求等。三.专用机床设计中应注意的几个问题1. 由于专用机床只适用于特定的工序，所以对于尺寸或重量大的专用机床，只有在产品的生产期足够大，批量足够大的情况下才值得设计制造。2. 取得组合机床部件较方便时，可优先考虑采用组合机床，这样可以减少设计制造专用机床占用的时间。3. 专用机床应立足于本企业进行设计和制造，否则会增大制造成本。4. 要求机床占用车间面积较小时应优先考虑采用专机，因为专机比相同用途改装过的机床和组合机床的结构较紧凑，占地面积较少。5. 专用机床在工艺性能上， （如精度，表面粗糙度，生产效率等方面）如果得不到满足应从头检查设计思想、设计方法、加工质量装配质量等。找出问题进行解决，而不要轻易否定专用机床本身。4第三章 总体方案的确定.一.加工工艺分析被加工零件需要在组合机床上完成加工工序及应保证的加工的精度是制定机床的主要依据,本机床是为加工 JC23-63 冲压机床工作台部分而设计的,被加工机床的工作台面是一个比较大的平面,为了使工作台面的平面度达到 1000 毫米的长度内偏差为 0.02-0.05毫米,表面粗糙度 Ra3.2 微米,对于定位基准面的平行度可以保证在 0.05 毫米以内,到定位基准面的距离(L,得 T=420min;b.进给量的确定参考,f=0.2mm/r;c.切削速度:参考,v=41m/min;计算刀轴转速n= =26(r/min)10001823.145003.主轴箱所需动力计算查工艺人员手册,得公式:圆周铣削力 Fx= KFZwFquyXndafpC07其中 CF 为系数，ap 为切削深度，af 为每齿进给量，aw 为铣削宽度， 。 z 为刀齿数，n 为转速XF 为切削深度对铣削力的影响；yF 为进给量对铣削力的影响；uF 为切削宽度对铣削力的影响qF 为铣刀直径对铣削力的影响KFZ为切削条件改变时的修正系数；Fx= 0.64wFquyXFndZafapC0=10036N铣削扭矩：M= 102xD=2509Nm铣削功率：P= 6Fxv=5.04kw选用电机时，考虑机械效率 =0.85，考虑刀头磨钝，系数 k=1.2,N 动=kP/=1.25.04/0.85=7.2kw根据计算值选动力箱，查机床设计手册 ，选 7.5kw 功率电机为宜。切削参数如下表：主轴扭矩M 主(N*mm)切削速度V(m/min)进给量f(mm/r)主轴转速N(r/min)刀具耐用度 T(min)动力箱总功率（kw）2509 182 0.1 116 420 7.24由以上计算得：选用 Y160M-6 三相异步电动机技术数据如表：功率(kw)电流(A)转速(r/min)效 率(%)功率因数(cos)堵转转矩堵转电流最大转矩7.5 17.0 970 86 0.78 2.0 6.5 2.08四传动方案确定1.确定传动组数及顺序由于本专机在整个工件加工过程中有两道工序，即铣削工作台面和铣削 T 型槽，前面已经确定了加工工作台面的转速，加工 T 型槽的刀具查工艺人员手册 ，确定所需刀轴转速 26r/min.在设计时由于考虑专机实用性，要求还需另外一个转速，为116r/min。由此确定主轴箱 2 级变速，现在确定变速轴在传动中的顺序。由经验的知，通常非标准设备主轴转速常比电动机转速低，由电机到主轴其总的趋势是降速，在分级变速情况下，按传动顺序来说，靠近主轴的传动轴的最低转速较低，起承受的扭矩较大，因此，传动件的尺寸也较大；而靠近电机的传动中，所需尺寸则相应较小。因袭在设计传动时，遵循“传动件前多后少”的原则，遵循这个原则，初步设想将变速放在二轴。2确定传动轴的数目一般传动中轴的数目要比传动组的数目多一个，这时电机轴就是第一轴的主动轴，而主轴 则是最后一个从动轴。本专机虽然转速级数不多，不应该过过多的传动轴，因为用过多的传动轴结构回比较大。但是为了避免电动机产生的振动和热量传给主轴，设想采用四级传动，其中一组速比不大的传动，起“分离传动”的作用。通常起“分离传动作用”都是用一组皮带传动，比如内专机只所以不用皮带传动，是因为主轴箱在总设计中是放在进给箱前面的，如果用皮带传动在实际应用中回比较困难。3.拟订转速图，确定传动比选用电机转速为 970r/min,需要的刀轴转速分别为 116r/min,26r/min.查非标准设备设计 ，获得有关传动比设计的经验数据，分配各轴传动比1：2.1，1.7：1，1：2，1：3.5 和 1：2.1，1：2.6，：1：2，1：3.59齿轮齿数比分别为 21：45，36：21，21：40，18：6321：45，20：52，21：40，18：63五齿轮的设计（一）电机齿轮的设计1. 选齿轮精度等级，材料及齿数选 8 级精度齿轮，在传动中无特殊要求，均采用 45 钢软齿面，小齿轮.调质 217255HBS;大齿轮正火 162217HBS,Z1=21,Z2=452.按齿面接触疲劳强度设计d1t 23 )*(1*42HZEudktT式中下标 t 代表试选，是因为齿轮参数待求不，无法确定 k 值。试选Kt=1.4,开始是可能预选数与实际数相差较多，但后面还进行校正。T1=9.5510 P1/n16=9.5510 7.5/970=73840Nmm由手册查得，本齿轮为非对称布置，取 d=0.8再查机床设计手册 得：ZE=189.8 ZH=2.5;2mN齿轮的接触疲劳极限Hlim1=595N/mm Hlim2=555N/mm ;2 2N1=60n1jLn=609701(2830010)=2.810910N2=N1/=2.810 /2.1=1.31099由机床设计手册 ，查得：接触疲劳寿命系数 ZN1=1,ZN2=1;取 SH=1,则H1= =5951/1=595N/ mmSHZN1lim2H2= =5551/1=555 N/ mm2取H2代入计算：d1t 23 )*(1*4HZEudktT=82.3mmv= = =4.17m/s6m/s106m06973.82.所以 8 级精度合适。现在可以准确的计算 k 值= =0.88VZ7.4查手册得：kv=1.1 kA=1 k=1.08则系数 k=kvkkA=1.111.08=1.086，需修正。d1=77.9主要尺寸则由上述计算可得：m=77.9/21=37.1,取标准值 m=4;分度圆 d1=mZ1=421=84mm;d2=mZ2=445=180mm;此两直径为最后齿轮的直径值。则由此可计算出齿轮的其他参数值，中心距 a= =84+180=132mm;21d齿宽 b=dd1=820.4=32.8;圆整取 b1=b2=30mm.3校核齿根曲疲劳强度F=2kT1/bd1mYFYsF查手册得：YF1=2.76 YF2=2.17;同样查得：Ys1=1.55 Ys2=1.8Flim1=440N/mm Flim2=420N/mm . 2 2YN1=1, YN2=1,取 SF=1.411F1=Flim1YN1/SF=440*1/1.4=314.3N/mm2F1= Flim2YN2/SF=420*1/1.4=300N/mm2;F1= = 2.761.5512YsbmdkT8243076.=76N/mmF1= =76 =69.5N/mm2FYs5.1762则由上述计算可知，弯曲疲劳强度足够。4结构设计由上面计算则可得出结构齿顶高 ha=ha m=14=4mm*齿根高 hf= (ha +c )m=(1+0.25)4=5mm齿根高 h=ha+hf=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=82+24=90mmda2=d2+2ha=180+24=188mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=82-25=72mmdf2=d2+2ha=180-25=170mm基圆直径 db1=d1cos=82cos20 =77mm0db2=d2cos=180cos20 =169mm齿厚 S s= = =6.282m41.3齿槽宽 e= = =6.28中心距 a= =84+180=132mmd顶隙 C=c m=0.254=1mm*齿轮结构图参见零件图。（二）轴齿轮设计根据设计轴齿轮的方法，同样可设计出轴齿轮结构。轴齿轮结构尺寸如下：模数 m1=4 m2=5齿数 Z1=20 Z2=36齿形角 =20 0分度圆直径 d1=mZ1=420=80mmD2=mZ2=536=180mm齿顶高 ha1=ha m1=14=4mm*Ha2=ha m2=15=5mm齿根高 hf1= (ha +c )m1=(1+0.25)4=5mm*Hf2= (ha +c )m2=(1+0.25)5=6.25mm齿全高 h1=ha1+hf1=4+5=9mm12H2=ha2+hf2=5+6.25=11.25mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=80+24=88mmda2=d2+2ha2=180+25=190mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=80-25=70mmdf2=d2+2ha=180-26.25=167.5mm齿距 p1=m1=3.144=12.56mmp1=m2=3.145=15.7mm齿厚 S S1= = =6.28mm21m4.3S1= = =7.25mm5齿槽宽 e1= = =6.28mm.e2= = =7.25mm2m143顶隙 C1=c m1=0.254=1mm*C1=c m2=0.255=1.25mm齿轮结构图参见零件图。(三)轴齿轮结构设计由上面设计齿轮的过程，同样可设计出轴齿轮的结构。结构尺寸如下：模数 m1=5 m2=4齿数 Z1=21 Z2=52齿形角 =20 0分度圆直径 d1=mZ1=521=105mmD2=mZ2=452=208mm齿顶高 ha1=ha m1=15=5mm*Ha2=ha m2=14=4mm齿根高 hf1= (ha +c )m1=(1+0.25)5=6.25mm*Hf2= (ha +c )m2=(1+0.25)4=5mm齿全高 h1=ha1+hf1=5+6.25=11.25mmH2=ha2+hf2=4+5=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=105+10=115mmda2=d2+2ha2=208+8=216mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=105-26.25=92.5mmdf2=d2+2ha=208-25=198mm齿距 p1=m1=3.145=15.7mmp1=m2=3.144=12.56mm13齿厚 S S1= = =7.25mm21m54.3S1= = =6.28mm齿槽宽 e1= = =7.25mm.e2= = =6.28mm2m413顶隙 C1=c m1=0.255=1.25mm*C1=c m2=0.254=1mm齿轮结构图参见零件图。(四)轴齿轮结构设计由上面设计齿轮的过程，同样可设计出轴齿轮的结构。结构尺寸如下：模数 m1=5 m2=5齿数 Z1=40 Z2=18齿形角 =20 0分度圆直径 d1=mZ1=540=200mmD2=mZ2=518=90mm齿顶高 ha1=ha m1=15=5mm*Ha2=ha m2=15=5mm齿根高 hf1= (ha +c )m1=(1+0.25)5=6.25mm*Hf2= (ha +c )m2=(1+0.25)5=6.25mm齿全高 h1=ha1+hf1=5+6.25=11.25mmH2=ha2+hf2=5+6.25=11.25齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=200+10=210mmda2=d2+2ha2=90+10=100mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=200-26.25=187.5mmdf2=d2+2ha=90-26.25=77.5mm齿距 p1=m1=3.145=15.7mmp1=m2=3.145=15.7mm齿厚 S S1= = =7.25mm21m54.3S1= = =7.25mm14齿槽宽 e1= = =7.25mm21m54.3e2= = =7.25mm顶隙 C1=c m1=0.255=1.25mm*C1=c m2=0.255=1.25mm齿轮结构图参见零件图。（五）主轴齿轮结构设计由上面设计齿轮的过程，同样可设计出轴齿轮的结构。结构尺寸如下：模数 m=5 齿数 Z=63分度圆直径 d=mZ=563=315齿顶高 ha=ha m=15=5mm*齿根高 hf= (ha +c )m=(1+0.25)5=6.25mm齿根高 h=ha+hf=5+6.25=11.25mm齿顶圆直径 da=d+2ha=315+25=325mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=315-26.25=302.5mm基圆直径 db=dcos=315cos20 =296mm0齿距 P=m=3.145=15.7mm齿厚 S s= = =6.28mm2m41.3齿槽宽 e= = =6.28mm中心距 a= = =202.5mmd2590顶隙 C=c m=0.255=1.25mm*齿轮结构图参见零件图。六轴的设计（一）花键轴的设计1.求花键轴的功率 P、转速 n、转矩 TP=P=7.50.97=7.175kwN1= = 1.2970=462kwnT=9.5510 =155604Nmm645.2初步估算轴的最小直径d1-2=A =(107-118) =30mm;nP3462175.3考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d1-2=45mm。153轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案轴上大部分零件包括轴承，轴套，滑移齿轮，大齿轮，右轴承，仅右端轴承和端盖装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴的各段直径和长度。轴结构如图：轴结构说明：轴段位置 轴段直径和长度(mm)说明D1-2=d5-6=45 这两段轴径有滚动轴承的内圈孔径决定。初选圆柱滚子轴承7309，其尺寸dDT=4510025,故 d2-163=d6-7=45。装轴承段 d1-25-6l1-2=l5-6=25 该轴段长度有滚动轴承宽度决定故 l2-3=l5-6=T=25mm.D2-3=50 考虑齿轮装卸方便，取 d2-3d1-2=45。花键段 2-3L2-3=120 此段长度取决于总体设计。D4-5=66 齿轮左端轴环定位，根据 d4-5=50,按设计手册推荐轴环高度 h=（0.07d+30.1d+3）=(0.0750+30.150+3)=6.510。取 h=8.故取轴环直径 d4-5=d3-4+28=66轴环段 3-4L4-5=10 轴环宽度一般为高度的 1.4 倍，即 l4-5=1.4h=11.2 但由于设计方面的要求，取 l4-5=10mm。d4-5=54 设计所计算所得。齿轮段 4-5l4-5=135 设计时计算所得。（3）轴上零件的周向固定齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得，采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接来保证，选 H7/m6。（4）轴端倒角取 245。4选择轴的材料，确定许用应力轴的材料：该轴无特殊要求，选用 45 钢，调质处理。由于的尺寸较大，性能数据，按毛坯直径200mm 的选用，查手册得，B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm ,222-1=155 N/mm .许用应力：由手册查得：+1b=215 N/mm ,20b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm25.选轴的材料,确定许用应力轴的材料选用时考虑到无特殊要求,选用 45 钢,调质处理.由于尺寸较大,性能数据按毛坯尺寸200mm,查手册得 B=650N/mm 2抗拉屈服极限 B=360N/mm ,弯曲疲劳极限 -1=300N/mm 剪切疲劳极限 -21=155 N/mm .2许用弯曲应力: +1=215 N/mm , 0=100 N/mm ,2217 -1=60N/mm .26.画轴的结构简图,计算支反力.画轴的结构简图,可确定出轴承支点跨距 L2=32mm,L3=172mm,悬臂L1=92mm,由此可画出轴的受力简图.水平面支反力 RBH= = =1475N32LFt17258RDH=Ft-RBH=1758-1475=283N垂直面支反力 RBv= = =537Nr640RDV=Fr-RBv=640-537=103N7.水平面弯矩图,扭矩图(1)水平面弯矩图 MH截面 C 处 McH=RBHL2=147533=48675Nmm(2)垂直面弯矩图截面 C 左边Mcv1=RDVL3=103172=Nmm截面 C 右边Mcv2=RBvL2=53733=17721Nmm(3)合成弯矩图 截面 C 左边Mc1= = =51800Nmm221McvH22176485截面 C 右边Mc2= = =51800Nmm22 22(4)扭矩图扭矩 T=73841Nmm8.按弯扭合成应力校核轴的强度从计算可得截面 C 处弯矩最大,应该校核该截面的强度,截面 C 的当量弯矩= = =0.6b106Me= = =61626Nmm2TMc22738415查工艺人员手册,得公式:a= =7.48N/mm341.0682则校核结果:b-1=60 N/mm ,截面 C 强度足够.9按疲劳强度精确校核轴的安全系数判断危险剖面：截面 A,2,3,B 主要受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过盈配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是18按联轴器所设计的，所以这几个截面均不需要校核。从应力集的对轴的疲劳强度影响来看，截面 C 处过盈联接，所引起的应力集中最重，从受载情况来看，截面 C 的弯矩最大。所以校核截面 C 的疲劳强度。如下表：计算内容及公式 计算结果 说明扭矩 T （Nmm） 15560 由计算得到合成弯矩 M （Nmm ）251800 由计算得到轴的直径(mm) 50 由计算得到抗弯截面模量Wc= -32dtb)(210194 由机械设计得公式抗扭截面模量Wc= -163dt)(222460 由机械设计得公式弯曲应力幅（Nmm ）2WMa5.08 按对称循环系数应力计算扭转应力幅（N/mm ）2Ta1.64 按脉动循环系数应力计算扭转平均剪应力（Nmm ）m21.47 按脉动循环系数应力计算弯曲扭转的疲劳强度 -1=255-1=140由机械设计得公式弯曲扭转的等效系数 =0.2=0.1由机械设计得公式 0.84尺寸系数 0.78由机械设计得公式表面质量系数 0.9 由机械设计得公式由机械设计得公式K=1.66（圆角处）K=1.43K=2.63（配合处）K=1.89有效应力集中系数取 K=2.63K=1.8919只考虑弯曲作用时的安全系数 mdaKS117.7 由机械设计得公式只考虑弯曲作用时的安全系数 mdaKS134.1 由机械设计得公式安全系数 2S15.7 由机械设计得公式许用安全系数为 1.51.8，由上面计算可知，安全系数足够。.（二）轴的设计1求轴的功率 P，低转速 n,转矩 TP3=P =7.50.97 =7.057kw22N3=970 =178r/min1.6于是，T=9.5510 =378619Nmm7805.2.求作用在齿轮上的力因已经知道大齿轮的分度圆直径为：D1=mZ1=452=208mm;圆周力 Ft= = =3640N;DT2083619径向力 Fr=Fttg=3640tg20=1324N;小齿轮分度圆直径为：D2=mZ2=215=105mm;圆周力 Ft= = =7212NDT210537869径向力 Fr= Fttg= 7212tg20=2625N3.初步估算轴的最小直径此轴有两个转速，但由于设计时要满足两个转速下的工作环境，故在设计中用低转速来求最小直径，这样才能保证哟足够的强度进行20工作。安装轴承处为轴的最小直径d1-2=A =(107-118) =33mmnP32705.3考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d1-2=50mm。4轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案轴上大部分零件包括轴承，轴套，大圆柱齿轮，轴套、小圆柱齿轮，右轴承，仅右端轴承和端盖装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴的各段直径和长度。5画轴的结构简图，确定许用应力轴的材料：该轴无特殊要求，选用 45 钢，调质处理。由于的尺寸较大，性能数据，按毛坯直径200mm 的选用，查手册得，B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm ,222-1=155 N/mm .许用应力：由手册查得：+1b=215 N/mm ,20b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm .2轴结构如图：216.画轴的计算简图，计算支反力画轴的计算简图，确定轴承支点跨距 L1=35mm,L2=99mm,L3=78mm,水平面支反力RAH= = =-6327N21LFt9351472640RDH=Ft1-Ft2+RAH=6327+3640-7212=2755N垂直面支反力RAv= = =2303NrRDv=Fr-RAv=2303+1324-2625=1002N7.画弯矩图，扭矩图(1)水平面弯矩图截面 B 处MBH=RAHL1=632735=221445Nmm截面 C 处MCH=RAH(L1+L2)=6327(35+99)=911088Nmm(2)垂直面弯矩图截面 B 处左边22MBv1=RAvL1=230335=80605Nmm右边MBv2=RDv(L2+L3)=1002(99+75)=174348 Nmm截面 C 处左边MCv1=RBv(L1+L2)=2305(35+99)=331920 Nmm右边MCv2=RBvL3=100275=75150 Nmm(3)合成弯矩图截面 B 左边MB1= =221MvH2280654=235658 NmmMB2= =22 22173=281841 Nmm截面 C 左边Mc1= =221McvH2290908=969666 NmmMC2= =22 22751=914182 Nmm（4）扭矩图扭矩 T=378619 Nmm8.按弯扭合成强度校对轴的强度从前面计算可知，截面 C 处弯矩最大，应该校对该截面的强度。截面 C 的当量弯矩= = =0.6b106Me= = =995921Nmm2TMc22378619.09查工艺人员手册,得公式:a= =36.24N/mm3651.02则校核结果:b-1=60 N/mm ,截面 C 强度足够.轴段位置 轴段直径和长度(mm) 说明D1-2=d5-6=50 这两段轴径有滚动轴承的内圈孔径决定。初选圆柱滚子轴承 7309，其尺寸dDT=5011028,故23d2-3=d6-7=50。装轴承段d1-25-6l1-2=l5-6=28 该轴段长度有滚动轴承宽度决定故 l2-3=l5-6=T=28mm.D2-3=60 考虑齿轮装卸方便，取 d2-3d1-2=60。齿轮轴套段 2-3 L2-3=125 此段长度取决于总体设计。D3-4=65 考虑轴承用轴肩定位，根据滚动轴承，查手册得轴肩安装尺寸 d3-4=65mm自由段 3-4L4-5=10 轴肩宽度一般为高度的 1.4倍，即 l4-5=1.4h=11.2 但由于设计方面的要求，取l4-5=10mm。（3）轴上零件的周向固定齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得，采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接来保证，选 H7/m6。（4）轴端倒角取 245。5画轴的计算简图，计算支反力可参考输入轴的计算方法进行计算，由于时间紧迫，过程在此略去。6校核轴的强度（略）（三）轴的设计1.求轴的功率 P、低转速 n、转矩 TP=P =7.50.97 =6.845kw33N3= =89r/min1.2n62T=9.5510 =734492Nmm8945.2初步估算轴的最小直径此轴有两个转速，但由于设计时要满足两个转速下的工作环境，故在设计中用低转速来求最小直径，这样才能保证哟足够的强度进行工作。d1-2=A =(107-118) =nP38945.63考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d1-2=45mm。3轴的结构设计24（1）拟订轴上零件的装配方案轴上大部分零件包括轴承，轴套，滑移齿轮，大齿轮，右轴承，仅右端轴承和端盖装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴的各段直径和长度。轴结构如图：轴段位置 轴段直径和长度(mm)说明D1-2=d5-6=60 这两段轴径有滚动轴承的内圈孔径决定。初选圆柱滚子轴承 7309，其尺寸dDT=5011028,故d2-3=d6-7=50。装轴承段1-2、5-6l1-2=l5-6=31 该轴段长度有滚动轴承宽度决定故 l2-3=l5-6=T=31mm.D2-3=65 考虑齿轮装卸方便，取 d2-3d1-2=60。齿轮、轴套段 2-3L2-3=130 此段长度取决于总体设计。轴齿段 3-4 D3-4=80 此段见齿轮设计部分。L3-4=40 此段见齿轮设计部分。d4-5=70 考虑轴承用轴肩定位，根据滚动轴承，查手册得轴肩安装尺寸 d3-4=70mm轴肩段4-5 l4-5=10 此段长度取决于总体设计由于设计方面的要求，取 l3-4=50mm。（3）轴上零件的周向固定齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得，采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接25来保证，选 H7/m6。（4）轴端倒角取 245。4画轴的结构简图，确定许用应力轴的材料：该轴无特殊要求，选用 45 钢，调质处理。由于的尺寸较大，性能数据，按毛坯直径200mm 的选用，查手册得，B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm ,222-1=155 N/mm .许用应力：由手册查得：+1b=215 N/mm ,20b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm .25画轴的计算简图，计算支反力可参考输入轴的计算方法进行计算，由于时间紧迫，过程在此略去。6校核轴的强度（略）（四）主轴的设计1.求轴的功率 P、低转速 n、转矩 T主轴功率有前面计算可知，切削功率为 5.04KW,主轴最低转速为铣削燕尾槽时所用转速 26r/min.切削力 p=56Df HB8.06.=56D0.1 150.0=99297N切削扭矩 M=10 f HB9.1D8.06.=10 0.1 150.0=4302271Nmm2初步估算轴的最小直径此轴有两个转速，但由于设计时要满足两个转速下的工作环境，故在设计中用低转速来求最小直径，这样才能保证哟足够的强度进行工作。d=A =(107-118) =68.29mmnP32604.53考虑轴上键槽削弱，轴径需增大，取 d=75mm.3. 轴的结构设计主轴前支撑采用一个双列向心圆锥滚子轴承，内空有 1：12 内孔，通过锥度孔可以调节轴承轴向间隙；内圈孔靠一个锁紧挡圈轴向定位。齿轮左边有一锁紧螺母，通过锁紧螺母来调整轴向位置，从而调整齿轮的26旋转精度和接触高度。后支撑采用一圆锥滚子轴承，用以承受轴向和径向载荷，轴承靠轴肩轴向定位。主轴结构图如图样。七.轴承的选用在选用轴承时，考虑到主轴以外的其他几根轴基本不承受轴向载荷，而主要承受径向载荷，设计时首先考虑深沟球轴承，深沟球轴承主要适用于转速较高，轴向载荷小的地方，而圆锥滚子轴承虽然能同时承受轴向径向载荷，但价格较贵，从专机实用性方面考虑用深沟秋轴承较为合适。花键轴选用 2310 型号轴承，轴选用 2311 型号轴承，轴齿选用2312 型号轴承。在切削时，主轴前端由于刀具和工件之间产生较大的切削力，所以选用 318214 双列向心短圆柱滚子轴承。承受径向载荷，此轴承与箱体之间用一锁紧挡圈来调整轴承间隙；主轴后支承采用圆锥滚子轴承承受轴向和径向载荷，使主轴轴向定位。八主轴箱润滑主轴箱润滑选用液压油进行润滑，由于润滑部位不多，从专机的经济性方面考虑，采用手动润滑方式。九.轴承的校核(略)十画总装图总装图见图样。十一.设计自我评价
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