沈航最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計(jì)

1、5.4 齒輪的布置為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。 圖2.4齒輪結(jié)構(gòu)的布置4.3各變速組齒輪規(guī)格的確定(好好查查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊)4.3.1 齒輪模數(shù)的確定：齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時(shí)，選擇負(fù)荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過23種模數(shù)。先計(jì)算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪,齒輪精度選用7級精度，選擇小齒輪材料為40C(合金鑄鋼調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS：（

2、一對軸承的傳遞效率為0.98-0.99，齒輪傳動效率為0.98-0.99，此處去軸承位）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊有公式：齒面接觸疲勞強(qiáng)度：齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：1 a變速組：分別計(jì)算各齒輪模數(shù)，先計(jì)算最小齒40的齒輪。齒面接觸疲勞強(qiáng)度：其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.963=2.88KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，按MQ線查取;（查查這個(gè)圖） -計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。（查表）=650MPa，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列將模數(shù)圓整為2mm。齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.963=2.88KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)

3、力， MQ線查??；-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列將齒輪模數(shù)圓整為2.0mm 。所以于是變速組a的齒輪模數(shù)取m =2.0mm軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： 、b變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計(jì)算最小齒數(shù)25的齒輪。齒面接觸疲勞強(qiáng)度：其中: -公比 ； =2.5； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9224=3.688KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，由MQ線查取; -計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa， 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列將齒輪模數(shù)圓整為3mm齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.

4、9224=3.688KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)力，由MQ線查??；-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。所以于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 4mm 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上二聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、c變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計(jì)算最小齒數(shù)18的齒輪。齒面接觸疲勞強(qiáng)度：其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.894=3.56KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，由MQ線查取; -計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa， 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列將齒輪模數(shù)圓整為5mm齒輪彎曲疲勞

5、強(qiáng)度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.894=3.56KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)力，由MQ線查??；-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列4將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。所以m3=5mm于是變速組c的齒輪模數(shù)取m = 5mm 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上二聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)：齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見表表4.1齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪齒數(shù)z模數(shù)分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高1803240246232.522.52403120126112.522.5350315

6、0156142.522.54703210216 202.522.55354140148 130456494196204 186457284112120 1024585642242322144592248896784510624248256 2384511605300310 287.556.2512305150160 137.556.251318590100 77.556.2514725360370 347.556.254.3.2 齒寬的確定由公式得：軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)主

7、動輪比從動輪齒寬大（510mm取6）。所以：4.3.3 各軸間中心距的確定；4.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)速較高時(shí)可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時(shí)采用鑄鋁或塑料。、帶輪結(jié)構(gòu)形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)，當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時(shí)。可以采用實(shí)心式，當(dāng)可以采用腹板式，時(shí)可以采用孔板式，當(dāng)時(shí)，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 分度圓直徑： 。、V帶輪的論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應(yīng) mm槽型與相對應(yīng)得A11.02.758.79（1） V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)

8、生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。（2） V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)該超出帶輪外圓，也不應(yīng)該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。（3）輪槽工作表面的粗糙度為。帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。4.5 各軸軸承的選用 主軸 前支承：NN3000K，前支承：NN3000K 軸 前支承：30208;帶輪

9、處支承：6210 軸 前支承：30207;中后支承：30207 軸 前支承：30208;后支承：3020844.1片式摩擦離合器的選擇片式摩擦離合器可以在運(yùn)轉(zhuǎn)中接通或斷開，且具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊等特點(diǎn)，部分零件已標(biāo)準(zhǔn)化。在機(jī)床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉(zhuǎn)。1、 摩擦離合器上扭矩的計(jì)算 由上可知軸取 6-25×21×5，直徑為20mm、轉(zhuǎn)速為。 摩擦離合器所在軸（軸）的扭矩由下式計(jì)算： 式中：離合器的額定靜扭矩 K安全系數(shù) 運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)最大扭矩 N電動機(jī)額定功率 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸到軸傳動效率由上知：N=5.5KW、=1000、=0.96。查機(jī)床設(shè)計(jì)手冊表

10、得 K=1.5。則由表查的摩擦離合器外片外徑D=90mm，內(nèi)片內(nèi)徑d=30mm， 則其平均圓周速度1） 計(jì)算摩擦面對數(shù)Z 式中：f摩擦片間摩擦系數(shù) p 許用壓強(qiáng)MPa D 摩擦片外片外徑mm d 摩擦片內(nèi)片內(nèi)徑mm Kv 速度修正系數(shù) Kz 結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) Km 接觸系數(shù)修正系數(shù) 查表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以經(jīng)計(jì)算得KzZ=7.8取Z=10則摩擦片的總數(shù)為10+1=11片。3 計(jì)算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計(jì)算：第5章 主軸組件的設(shè)計(jì)主軸的結(jié)構(gòu)儲存應(yīng)滿足使用要求和結(jié)構(gòu)要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結(jié)構(gòu)尺寸的影響因素比

11、較復(fù)雜，目前尚難于用計(jì)算法準(zhǔn)確定出。通常，根據(jù)使用要求和結(jié)構(gòu)要求，進(jìn)行同型號筒規(guī)格機(jī)床的模擬分析，先初步選定尺寸，然后通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定下來，最后在進(jìn)行必要的驗(yàn)算或試驗(yàn)，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。 主軸上的結(jié)構(gòu)尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。 5.1 主軸的基本尺寸確定5.1.1 外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機(jī)床模擬分析加以確定。根據(jù)下圖的資料參考，P為4KW，最大加工直徑為400mm。 所示為普通車床主軸前軸頸直徑D1和主參數(shù)最大加工直徑Dmax的

12、關(guān)系Dmax220250315400 5006301000D10.27Dmax±100.25Dmax±150.22Dmax±150.2Dmax±15則初取前軸頸D1=80mm, 后軸頸取主軸平均直徑D=(60+80)/2=70mm5.1.2 主軸孔徑d主軸內(nèi)孔作用： 1.通過棒料、夾緊刀具或工件用的拉桿、冷卻管等 2.大型、重型機(jī)床的空心主軸，減輕重量確定d的原則：在滿足對空心主軸孔徑的要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下盡量取大些1、結(jié)構(gòu)限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應(yīng)特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機(jī)床的主軸，后軸頸的直

13、徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學(xué)知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比，即：式中：據(jù)上式可得出主軸孔徑對剛度有影響 ，有圖可見，當(dāng)時(shí)，說明空心主軸的剛度降低較小。當(dāng)時(shí)，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。普通車床初步設(shè)定主軸孔徑d=48mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。5.1.3 主軸懸伸量a主軸懸伸量a指的是主軸前支承反力的作用點(diǎn)到主軸前端受力作用點(diǎn)之間的距離。主軸懸伸量a取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，一般應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)選取。有時(shí)為了提高主軸剛度或定位精度，可不按標(biāo)準(zhǔn)取。另外，懸伸量a與前支承中軸承

14、的類型及組合形式、工件或工件夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等有關(guān)。因此，在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，應(yīng)盡可能減少懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。根據(jù)結(jié)構(gòu)類型,定懸伸長度。主軸懸伸量與直徑之比類型機(jī)床和主軸的類型a/D1 I通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求。0.61.5II中等長度和較長軸端的車床和銑床，懸伸不太長（不是細(xì)長）的機(jī)密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求。 1.252.5III孔加工機(jī)床，專用加工細(xì)長深孔的機(jī)床，由加工技術(shù)決定需要有常的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高

15、精度化要求的機(jī)床。 >2.5（考慮密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸）暫取a=85mm5.1.4 支撐跨距L支撐跨距L，當(dāng)前，多數(shù)機(jī)床的主軸采用前后兩個(gè)支撐，結(jié)構(gòu)簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)難于實(shí)現(xiàn)，故采用三支撐結(jié)構(gòu)。如圖所示，三支撐主軸的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響，要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結(jié)構(gòu)情況適當(dāng)確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當(dāng)加大，如取。采用三支撐結(jié)構(gòu)時(shí)，一般不

16、應(yīng)該把三個(gè)支撐處的軸承同時(shí)預(yù)緊，否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運(yùn)作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度，在三支撐中，其中兩個(gè)支撐需要預(yù)緊，稱為緊支撐；另外一個(gè)支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個(gè)緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗(yàn)表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。 5.1.5 主軸最佳跨距的確定(4)、主軸支承跨距 主軸跨距與懸伸量主軸支承跨距L是指主軸前-后或前-中支承反力作用點(diǎn)之間的距離，它是決定主軸組件剛度的主要

17、因素之一，因?yàn)橹鬏S組件的剛度主要取決于主軸本身的剛度和主軸支承的剛度，而前者與支承跨距L 有關(guān)。 主軸組件的剛度與主軸受力后的端部變形有關(guān)。主軸端部受力后，主軸和主軸的支承都會產(chǎn)生彈性變形，使主軸端部產(chǎn)生位移，根據(jù)位移疊加原理，主軸端部位移y由兩部分組成 式中：y1-剛性支承（假定支承不變形）上彈性主軸端部的位移。 y2-彈性支承上剛性主軸（假定主軸不變形）端部的位移。（1）剛性支承上彈性主軸端部的位移y1根據(jù)材料力學(xué)中兩支撐點(diǎn)梁和懸臂梁的撓度公式，可得： y1=a+= （厘米）式中：E主軸材料的彈性模量； I 主軸截面的平均慣性矩。當(dāng)主軸平均直徑為D,內(nèi)孔直徑為d時(shí)，I=；當(dāng)無孔時(shí)，;(2)

18、彈性支承上剛性主軸端部的位移y2設(shè)前、后支承的剛度分別為，前后支承的彈性變形剛度分別為 式中：前支承的支反力， 后支承的支反力， 因此， ， 用相似三角形定理可求得： 整理后可得： 主軸端部位移： 合理的跨距可根據(jù)上式確定，最小撓度的條件為，這時(shí)的應(yīng)為合理跨距，式中用表示： 整理后得： 可以證明，該三次代數(shù)方程式只存在唯一的正實(shí)根，求解此方程較麻煩，為此可考慮用計(jì)算線圖來定，令綜合變量，代入上式，可解出： 系無量綱量，它表示抗彎剛度EI與主軸前支承剛度及懸伸量a的三次方的比值，由上式可知，僅是比值和的函數(shù)，故可用為參變量，為變量，做出的計(jì)算圖。（3）根據(jù)線圖法可以求解出最佳跨距L0，已知主軸孔

19、徑為d=63mm，主軸前、后支承均選用 NN3000K（3182100）系列軸承，D1=115mm,D2=95mm,D=105mm,a=110mm。計(jì)算前支承剛度 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式前軸承剛度=1700×D1.41=1700×1151.4=13.04×105Nmm后軸承直徑小于前軸承， 取則后軸承剛度計(jì)算綜合變量 主軸慣性矩I= (D4-d4)/6464（1054-634）=5.119×106mm4此處彈性模量E=2.1×105Nmm2 ,綜合變量=EIc1a3=2.1×105×5.119×10613.04×1

20、05×1103=0.619確定L0a在上圖中在橫坐標(biāo)上找出=0.619之點(diǎn)，向上作垂直線與KAKB =1.4的斜直線相交，由點(diǎn)向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得L0a =2.8所以主軸最佳跨距L0=110×2.8=308mm。由于采用分離式主軸箱，沒有結(jié)構(gòu)等限制原因，所以主軸最佳跨距既是主軸實(shí)際跨距L=303mm。且不用采用三支承。5.2 主軸的驗(yàn)算機(jī)床在切削加工過程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強(qiáng)度要求。只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。對于高

21、速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機(jī)床主軸(如車床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗(yàn)算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床（如鉆床），需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗(yàn)算。當(dāng)前主軸組件剛度驗(yàn)算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計(jì)算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計(jì)算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計(jì)算較為復(fù)雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計(jì)算法，計(jì)算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗(yàn)算；驗(yàn)算內(nèi)容有兩項(xiàng)：其一，驗(yàn)算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗(yàn)算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機(jī)床需要驗(yàn)算、y值；對于精加工或半精加工機(jī)床值需驗(yàn)算y值；對于可

22、進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式車床），需要驗(yàn)算值，同時(shí)還需要按不同加工條件驗(yàn)算y值。5.2.1 主軸組件彎曲剛度的驗(yàn)算對一般設(shè)備中的主軸，主要進(jìn)行剛度驗(yàn)算。通常，如果能滿足剛度要求，也就能滿足強(qiáng)度要求。只有對重載荷的主軸才需要進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算；對于高速主軸，有時(shí)需要進(jìn)行臨街轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算，以防發(fā)生共振。（1）考慮機(jī)械效率，主軸最大輸出轉(zhuǎn)距.床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50到60%,即加工工件直徑200mm,則半徑為0.1.（2）計(jì)算切削力 前后支撐力分別設(shè)為,.如上圖所示為主軸的計(jì)算簡圖。主軸端部受到F力作用，產(chǎn)生彎曲形變，在主軸端部引起的撓度為YF。當(dāng)假設(shè)軸承為剛性支撐，主軸為彈性體，

23、則主軸前端受力F后的彈性形變引起的撓度為Y1，即Y1=Fa33EI(La+1式中：代入數(shù)據(jù)得：Y1=2719.8×11033×2.1×105×5.119×106×（308110+1）=0.00426mm當(dāng)假設(shè)主軸為剛體，支承件為剛性體，又前后支承的支反力分別為FA,FB,其支承剛度相應(yīng)為KA,KB,則主軸前端受力F后的彈性變形引起的撓度為F2,即Y2=FKA(1+KAKB)a2L2+2aL+1 代入數(shù)據(jù)得：Y2=2719.813.04×105×(2.4×11023082+2×110308+1)=

24、0.00420mm根據(jù)疊加原理，主軸端部最大變形量YF是在剛性支承彈性主軸引起的主軸端部變形Y1和剛性主軸彈性支承引起的主軸端部變形Y2的代數(shù)和，即YF=Y1+Y2=0.00426+0.00420=0.00846mm對一般設(shè)備，則取Y=0.0002L則YF=0.00846mm<0.0002L=0.0616mm符合要求。5.2.2 主軸組件扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算對以扭轉(zhuǎn)變形為主的主軸，還要驗(yàn)算其扭轉(zhuǎn)剛度。通常要求其扭轉(zhuǎn)角在（2025）D的長度內(nèi)不超過1o,即：=MnLGIR180O<10式中： Mn主軸傳遞的最大扭矩，單位為Nmm L計(jì)算長度，取2025D,單位為mmG剪切彈性模量，對于鋼材

25、為8.1×104Nmm2 IR軸截面極慣性矩，對于圓截面IR0.1D4,單位為mm4 D主軸直徑，單位為mm代入數(shù)據(jù)得=2.7198×105×22×3088.1×104×0.1×1054×180o=0.08960<1o符合要求。5.2.3 主軸軸承壽命的驗(yàn)算在水平面：在水平面：考慮壓軸力FC=839.2N的影響的 因軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，查得載荷系數(shù)，取，則有： 軸承的壽命計(jì)算:所以按軸承的受力大小計(jì)算壽命 故該軸承NN3000K能滿足要求。7）主軸材料與熱處理材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到22

26、0250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC5055，軸徑應(yīng)淬硬。6）頭部尺寸的選擇 對機(jī)床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結(jié)構(gòu)。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。第6章 箱體與潤滑的設(shè)計(jì)6.1 箱體的設(shè)計(jì)參考設(shè)計(jì)手冊11-1，鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸初步取如下5-1：表5-1名稱符號減速器型及尺寸關(guān)系mm箱體壁厚=12mm箱蓋壁厚=12mm箱座凸緣厚度bb=1.5=18mm

27、箱蓋凸緣厚度b1b1=1.5=18mm箱座底凸緣厚度b2b2=2.5=30mm表5-1 續(xù)名稱符號減速器型及尺寸關(guān)系mm地腳螺釘直徑df0.36a+12=0.036124+12=16.464mm,取常用值df=20mm,型號為GB5782-86M2030,采用標(biāo)準(zhǔn)彈簧墊圈，型號:墊圈GB93-8720地腳螺釘數(shù)目na<250mm,取n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1d1=0.75df=15mm,取d1=16mm型號為：螺栓GB5782-86M1630采用標(biāo)準(zhǔn)彈簧墊圈，型號：GB93-8716機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=12mm,型號為：螺栓GB5782-86采用標(biāo)準(zhǔn)彈簧墊圈，型號：GB9

28、3-8710聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)10m軸承端蓋螺釘直徑d310mm窺視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷直徑d8mmdf,d1,d2至外機(jī)壁距離c1c1f=26mm,c11=22mm,c12=16mmdf,d2至凸緣邊緣距離c2c2f=40mm,c22=14mm軸承旁凸臺半徑R1c2凸臺高度h根據(jù)軸承座外徑確定，便于扳手操作為準(zhǔn)外機(jī)壁至軸承座端面的距離l1c1+c2+18-12大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離12mm齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離12mm機(jī)蓋，機(jī)座肋厚m1,m7.65mm,8.5mm軸承端蓋外徑D2160mm軸承端蓋凸緣厚度t(1-1.2)d3軸承旁聯(lián)接螺栓距離s=D2以上參數(shù)作為畫圖依據(jù)，為便于裝配，尺寸將會有所調(diào)整，以圖為準(zhǔn)。1. 窺視孔及視孔蓋取長L=145mm寬B=118mm,厚h=6mm.2. 通氣器用通氣帽，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊表11-5，得以下數(shù)據(jù)：取M362, D1=20mm, D2=48mm, D3=42mm, D4=24mm,B=40mm, h=20mm, H=6