机械数控机床大学方案镗削动力头及主轴组件方案

1、四 川 理 工 学 院毕业设计（论文）说明书题目镗削动力头及主轴组件设计学生王中敏系别机电工程系专业班级机制03.3班学号2003111026指导教师李先民摘要主轴及其主轴组件，是组合机床的核心部件，是组合机床进行加工的执行者，在组 合机床的发展过程中占有相当重要的地位。一台组合机床的加工精度主要取决于动力头及其主轴组件的精度。现在，很多动力头基本上已经标准化，这为机床的制造，改装带 来了很大的方便，但为了提高精度，工作效率，就需要设计出更专用化的动力头部件。本次设计的镗削动力头主要是用于镗削加工 VF-6/7型空压机上减荷阀体 95H9o0087的孔。在设计动力头的过程中，主要是依据镗削加工

2、时所需要的切削用量， 进行动力源、动力传动、主轴及其组件设计。最后通过校核计算，验算所设计动力头 的合理性该镗削动力头结构简单，工作可靠，可适用于加工 40200 mmfL，加工精度 较高，与通用动力头相比，结构简单、紧凑，可以更好的发挥动力装置的能力，大大 提高劳动生产率和加工精度。通过实际调查，目前，组合机床在工厂中占有很大的比重，需进行镗内孔加工的 零件数量也很多，所以，镗削动力头有很大的发展空间和广阔的运用前景。它将会降 低机床成本，极大的减轻工人的劳动强度，也更容易实现自动化生产。关键词：组合机床；动力头；镗削加工95H 900.087 by the hole. Inthe firs

3、t requireddesig n, whe ndynamic process, which is mainlycutti ngcon sumpti on,powerBoringprocess ingsources, powertran smissi on,Spin dleassembly desig n.Fin ally,check ing,check ingABSTACTThe main axle and its the main axle module, is the aggregatemach in e-tool core part, is performer which the ag

4、gregate machine-toolcarries on the processing,holds the quite important status in theaggregate machine-tooldevelop ing process. A aggregate mach in e-toolprocess ing precisi on mainly is decided by the power head and its themain axle module precision. Now, very many power heads basically already sta

5、ndardize, this for theengine bed manufacture, the reequipme nt has brought very bigc onvenient, but in order to in crease the precisi on, the work in gefficie ncy, n eeded to desig n the special-purposer power head part.The design of Boring is the main driving force for the firstBori ng VF- 6/7 air

6、compressor on a valve dyn amic desig n of the first reas on ableThe first Bori ng power structure simple and reliable and canbe applied to the process ing of 40-200 mm hole, high precisi onmachining, and GeneralDynamicscompared to the first, simple andcompact structure, we can better play the power

7、pla nt capacity greatly improve labor productivity and accuracy.Through actual in vestigati ons, at prese nt, the comb in ati on machine in a factory has a huge proportion require boring hole mach ining of parts is also a lot of volume, so Bori ng power head has plenty of room for development and br

8、oad applicationprospects.It will lower the cost of machine, greatly reducing the labor inten sity, it would be easier to achieve automated product ion.Keywords : portfolio mach ine; Dyn amic head; Bori ng中文摘要英文摘要第一章绪论第二章动力头参数计算2.1零件分析22确定加工刀具材料2.3确定镗削时主轴最佳转速2.4运动参数主运动速度范围确定传动级数确定主轴的标准转速2.5作转速图2.6动力头

9、结构简图2.7电动机的选择计算电动机功率以及各轴上的传递功率选择电动机的型号第三章主轴设计3.1主轴材料的选择3.2主轴轴承的选用3.3主轴热处理3.4确定主轴的结构3.5主轴结构参数确定主轴最小直径确定主轴前轴颈确定主轴后轴颈确定主轴内孔主轴前端尺寸的确定主轴各具体尺寸的确定第四章齿轮设计4.1计算传动比4.2确定齿轮参数421确定齿轮的齿数422计算齿轮的宽度423计算齿轮的模数分度圆直径4.3齿轮和主轴的联接第五章滚动轴承的选取5.1前支承选取5.2后支承选取5.3主轴轴承精度的选择第六章主轴组件的检验校核6.1镗削切削力6.2主轴的校核主轴刚度的验算6.2.1.1 主轴端部绕度6.2.

10、1.2 主轴的倾角主轴强度验算6.3滚动轴承额定寿命6.4主轴齿轮的校核按接触疲劳强度校核按齿根弯曲疲劳强校核第七章定位元件设计7.1定位环7.2压块锁紧螺母7.3套筒7.4轴用弹性挡圈第八章主轴箱体设计第九章润滑密封装置设计 参考文献致谢第一章绪论进入20世纪以来,机器是人类进行生产以减轻体力劳动和提高劳动生产率的主要 工具，使用机器进行生产的水平是衡量一个国家的技术水平和现代化程度的重要标志。 机械制造在国民经济中占有重要地位，是一个国家或地区发展的重要支柱。组合机床它 独有的优势：低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组 成自动生产线。逐渐在金属切削机床中显现出它

11、独有的特色，赢得很多机械制造工厂的 青睐。而主轴及其组件则是组合机床的重要执行部件，它对加工的精度有很大的影响， 尽管现在动力头很多都被标准化，但为了提高对镗削40200 mm的孔的组合机床其专用化的程度，提高加工精度和工作效率，降低机床成本，仍然要对其动力头部件重 新设计。第二章动力头参数计算主传动的运动设计的任务是运用转速图的基本原理，从而拟定满足给定的转速的传动方案。其主要内容包括选择变速组及其传动副数，确定各变速组中的齿轮传动比，以 及计算齿轮齿数，以及计算胶带轮直径等。2.1零件分析要求设计一种专用机床的动力头，用于镗削加工VF-6/7型空压机上的减荷阀体95H9o0'087

12、的内孔。材料为HT200,重13.5kg,加工要求为：表面粗糙度值：Ra=5um； 加工精度等级IT9。材料为HT200，查机械设计课程设计手册Up23页表2-3: HT200的硬度范围为148- 222HBS,在此取180HBS。因为被加工表面粗糙度值：Ra=5um；加工精度等级IT9，查机械制造技术基础2 P241页表6-4,根据对零件图的分析比较最后得出加 工方案：粗镗精镗。定位基准为：工件的下底面。2.2确定加工刀具材料通过对零件的工艺分析，取切削深度:p=3mm， f =0.5mm/r。（机械加工工艺手 册3 P987页表4.1-6,选取刀具材料为 YG6A ）。选择通孔镗刀，得到通

13、孔镗刀的外形参数B=12mm,H=12mm,L=125、150mm， l=40、60， d =12mm。查机械加工艺手册 P1064页表4.363。2.3确定镗削时主轴最佳转速根据加工要求，选择通孔镗刀，查机械加工艺手册P1064页表4.3 63。确定镗削加工时主轴转速和功率查机械加工工艺手册P511页表2.466附表2.4 9;得硬质合金镗刀的切削速度为v=0.99m/s,所需要的切削功率为 Pm=2.1kw。镗销动力头主轴最佳转速：1000 v/、n =60 m/min（2 1）兀汉d公式出处 机械制造装备 4 P150页；式中 v 切削速度，单位为 m/min ;d 工件（或刀具）直径，

14、单位为mm。把上面的各个参数代入式（2 1）可得：1000 0.99 “n =603.1495=200 r/min2.4运动参数241主运动速度范围根据已知条件，要求镗销加工孔的范围为40200 mm。加工40200 mm的孔时取切削深度a p=3mm, f =0.3mm/r。查机械加工工艺手册 P987页 表4.1-6:选取刀具材料为YG6A。查机械加工工艺手册P511页表2.466附表2.4 9:得硬质合金镗刀的切削速度为 Vmax=1.45m/s、Vmi n=1.30m/s把上面的各个参数代入式2 2可得：1000Vm i nnmin二 ，'-T dm a xnm a x_100

15、0Vmax心 d m i n(2 2)nmax100045 603.14 40=692 r/minnmin型心603.14 200=124.2 r/minRn =nmzx = .;ZJnmin(23)公式出处 一一机械制造装备 P152页;式中 z传动级数。将门max，nmin代入公式2 3可得：Rn =n mzx692nmin=124.2=5.57 : 6确定传动级数将式（2 3）两边取对数可得：(2 4)z =（ log Rnlog ） + 1查机械制造装备P152页表3- 1,如下表2 1:91.061.121.261.411.581.7824怖2怖20血1020 6.二 呵10V22A

16、 max5.7%11%21%29%37%44%50%与1.06关系1.0611.06 21.06 41.06 61.068/ CC 101.06121.06公比二1.41，再将Rn，代到式24中，得：z =( Iog6 Iog1.41) + 1=5.2 + 1 = 6.2通过综合的分析与考虑，由于z只能为整数，故在此z值取为6。z= 3 2 = 6确定主轴的标准转速查机械制造装备P153页表3-2,如下表2 2:表2 2标准数列表12481631.56312525050010002000400080001.062.124.258.51733.56713226553010602120425085

17、001.122.244.59.01835.57114028056011202240450090001.182.364.759.51937.57515030060011802360475095001.252.55.010204080160315630125025005000100001.322.655.310.621.242.585170335670132026505300106001.42.85.611.222.44590180355710140028005600112001.53.06.011.823.647.595190375750150030006000118001.63.156.312

18、.52550100200400800160031506300125001.73.356.713.226.553106212425850170033506700132001.83.557.1142856112224450900180035507100141001.93.757.515306011823647595019003750750015000在此的最底转速是124.2 r/min,最高转速为692 r/min，查上表1 2标准转速表可以 确定机床主轴转速由低到高分别为：m =125 r/mi nn 2=180 minn3=250minn4 =355m inn5=500min2.5作转速图n

19、6 =710 min2.6动力头结构简图2.7电动机的选择电动机是动力头切削动力的来源，是动力头的核心部件，对机床的工作起着至关重 要的作用，为了最大限度的发挥机床的切削性能，必须选择一个功率合理的电动机， 同时为了考虑电动机在动力头上的布局，还应在功率匹配的情况下，选择电动机的外 形尺寸。计算电动机功率以及各轴上的传递功率根据前面已经查出，镗削动力头最终所需要的输出功率为2.1kw。查机械设计课程设计手册8级精度的一般圆柱齿轮的传动效率为 0.97。其需要经过四对齿轮传动，因此传动总效率为：总=0.974 = 0.88因为:(25)公式出处一一金属切削机床设计5 P40页式2-7; 式中床=

20、0.852.5 kw0.85所以，电机需要提供的功率为因此各个轴传递的功率分别为：p2=2.5=2.5 0.97 ：F 2.4 kwp3= 2.4=2.4 0.97 2.35 kwp4=2.35=2.35 0.97 2.28 kwp主=2.28=2.28 0.97 ： 2.11 kw式中是指轴与轴之间的传动效率选择电动机的型号根据机床的具体要求查机械设计课程设计手册P155页表12 1选择Y132S 6型电动机。第三章主轴设计3.1主轴材料的选择主轴材料主要根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素来选择。主轴 的刚度与材料的弹性模量E值有关，刚的E值较大（2.1 X 107牛/厘米2左

21、右），所以主 轴材料首先考虑用钢料。因为刚的弹性模量 E的数值和钢的种类和热处理方式无关，所 以不论是普通钢还是合金钢，其弹性模量 E基本相同。因此在选择刚料的时候应首先考 虑价格便宜的中碳钢，在此我选择 45钢。3.2主轴轴承的选用轴承是主轴的重要组成部分，它的类型、配置、精度、安装、调整和润滑等都直接 影响主轴组件的工作性能。主轴的旋转精度在很大程度上由轴承决定，轴承的变形量约 占主轴组件总变形量的30%- 50%轴承的发热量占的比重也比较大。故主轴轴承应具有： 旋转精度高、刚度大、承载能力强、抗振性能高、摩擦功耗小、噪声低和寿命长等特点。 这也是对主轴轴承的基本要求，查金属切削机床设计P

22、140页表56,如下表3 1:表3 1滚动轴承和滑动轴承的比较基本要求滚动轴承滑动轴承动压轴承静压轴承旋转精度精度一般或较差。可 在无隙或预加载何下 工作。精度也可以很 高，但制造困难单油楔轴承一般，多油楔轴承较咼可以很高冈U度仅与轴承型号有关，与转速、载何无关，预紧后可提高一些随转速和载何升咼而增大与节流形式有关，与载荷转速无关承载能力一般为恒定值，高速时受材料疲劳强度限制随转速增加而增加，高速时受温升限制与油腔相对压差有 关，不计动压效应时 与速度无关抗振性能不好，阻尼系数D=0.029较好，阻尼系数D=0.055很好，阻尼系数L=0.4速度性能高速受疲劳强度和离心力限制，低中速性能较好中

23、高速性能较好。低速时形不成油漠，无承载能力适应于各种转速摩擦功耗一般较小，润滑调整不当时则较大f=0.002 0.008教小f=0.001 0.008本身功耗小，但有相当大的泵功耗f=0.0005 0.001噪声较大无噪声本身无噪声，泵有噪声寿命受疲劳强度限制在不频繁启动时，寿命较长本身寿命无限，但供油系统的寿命有限根据表2 1对滚动轴承和滑动轴承做出相应比较，在这里滚动轴承能够满足主轴 组件工作性能要求、经济合理。所以选择滚动轴承。3.3主轴热处理主轴采用45钢，查机械制造装备P118页表24,如下表32：表32主轴材料及热处理钢材热处理用途45钢调质2228HRC局部高频淬一般机床主轴、传

24、动轴硬 5055HRC40Cr淬硬4050HRC载何较大或表面要求较硬的主轴20Cr炭化、淬硬5662HRC中等载荷、转速很高、冲击较 大的主轴38CrMoA1A氢化处理8501000HV精密和高精度机床主轴65Mn淬硬5258HRC高精度机床主轴根据表32,为满足工作要求，对该45钢主轴进行调质处理，硬度 HRC2Z28。 由于主轴采用的是滚动轴承，为了提高接触刚度，防止敲碰损伤轴颈的配合表面，所以 对轴颈进行高频淬火，硬度 HRC5&55。3.4确定主轴的结构本组合机床的主轴结构应保证镗刀的安装可靠、定位准确、连接钢度高、装卸方便 并能传递足够的转矩；并考虑到该主轴的轴上零件的类型

25、、数量、位置和安装定位方法 的因素以及加工工艺性和装配工艺性。所以将该主轴设计成头大尾小、逐级递减的阶梯 形状。具体样式如下图2 1:图3 1 主轴3.5主轴结构参数确定主轴最小直径、9.55"06P 鳥P /、(3 1)° 气"5石n"“壮(mm)公式出处机械设计6 p314页式中c与轴材料有关的系数;p轴传递的功率;n 轴的转速。主轴采用45钢，根据机械设计P314页表16.2，如表3 3表33轴强度计算公式中的系数C轴的材料Q235, 20Q255, Q275, 354540Cr,38SiMnMo屛 pMPa121520253035404552C1

26、6014813512511811210610298由上表C取112;因为主轴转速最低的时候所承受的扭矩最大，所以n取125r/min;轴的传递功率P为2.1kw。将C n、P代入式3 1得:d _1123 2.1 :-12528.68 mm确定主轴前轴颈查机械制造装备P118页表25,如下表3 4： 表34主轴前轴颈的直径功率机床2.6 3.63.7 5.55.6 7.27.4 1111 14.714.8 18.4车床60 9070 10595 130110145140 165150 190由于镗床主轴与车床主轴机构类似，电机的功率为2.5kw，根据上表选择d4为:d4 =50mm确定主轴后轴

27、颈根据经验公式d8 (0.7 0.85 ) d4(3 2)d8 35mm确定主轴内孔为了减轻主轴重量、能够通过拉杆、冷却管等主轴内孔直径的大小在满足主轴刚度 的前提下尽量取大值，但一般应保证D2 d8 ： 0.7D2 =50X 0.7=24.5mm为满足足够的强度D2取：D2 =20mm主轴前端尺寸的确定该专用组合机床镗削的孔径不大，用主轴莫氏锥孔作为镗刀杆的定位面，并且便 于装夹，通用性也很强。查金属切削机床设计简明手册71P52页表1 48主轴端部尺寸，详如下表35:图3 2主轴端部表35镗床主轴端部尺寸(GB2814- 89)D1DdbLL1L2r32552011.9153109333主

28、轴各具体尺寸的确定根据主轴组件具体安装尺寸要求，主轴各尺寸确定如下表:表3 6 主轴尺寸D1D2dd2d3d4d5d6d7Md32205560555045403546I1I213141516I7'l8I91531254832.5730.54066428第四章齿轮设计此机床为使结构紧凑、便于力传递，变速箱和主轴箱设计为一整体。为将变速箱的 力准确的传递给机床主轴，在此选用齿轮传递。4.1计算传动比U14ni180 = 1.41 =125355125=2.84=3n3n1250125U15 =匹=125 = 4=4m 125门6Ul6 =ni710125=5.68=54.2确定齿轮参数确定

29、齿轮的齿数通过对上式进行分析可以看出，传动比 u与公比始终有整次方的关系，同时考 虑到机床上各零件加工的方便，在这里我们取机床上各传动齿轮的模数相同。通过查金属切削机床设计P61页表得到齿轮齿数分别为：表41 齿轮齿数表乙Z2ZaZ4Z5Z6Z721392535303020Z8Z9乙0乙1Z12Z13Z1440352520404444所以，主轴上齿轮齿数 乙4=44。计算齿轮的宽度对整个传动系统示意图进行分析，可以看出轴IV上乙2齿轮所承受的力最大。故在确定齿轮的宽度时，暂时以此齿轮进行设计计算。(4 1)M4 二匹 9.55 106n2 28=9.55 106 = 174200 N.mm12

30、5查机械设计教材 P222表12.3由于我们设计的齿轮采用硬齿面，故取齿宽系数0.3。又已知齿轮材料为45钢调质处理，硬度为229HB286HB，在此我们取平均硬度240HB。查机械设计教材 P223图12.17(c) 45调质钢接触疲劳极限二Hiim=580 mpa。初步计算齿轮的接触应力:J =0.9fm(4 2)公式出处机械设计P226页式12.5。二 0.9 580 二 522 mpa初步计算齿轮的直径：Z12二 Ad3_M4_ gVdHl im U(4 3)查机械设计教材 P227表12.16 取A = 85。 把以上各个参数代入式43可得：dzi2=85317420020.3疋 5

31、222=120 mm齿宽b = djd(4 4)= 120 0.3 = 36 mm通过分析，变速箱的所有齿宽都取35m m。综合所设计机床的特性，在此统一取齿宽主要是为了方便加工，使机床构简单化，所以主轴上齿轮取齿宽：B=35mm计算齿轮的模数在前面对齿轮宽度计算时，我们分析并计算出z12齿轮分度圆直径为120m m，齿数为40,其齿轮齿数z，模数m，分度圆直径d，有如下的关系：d 二 mz(45)所以：d 120m3 mmz 40为了减少机床加工工艺的难度，在所设计的主轴齿轮采用相同的模数，这也是满 足一对直齿圆柱齿轮正常啮合的的条件。因此主轴与轴IV之间的中心距同样可以确定出来：1a =

32、m(z11 z12)/ 2 (d11 d12)(4 6)2公式出处一一机械设计P212页表12.8即：a =m（乙3 乙J/23 882= 132mm分度圆直径4.3齿轮和主轴的联接d = mz=3 4 4=132mm此处主要是齿轮向主轴传递转矩，在次应选择周向固定的平键联接。 查机械设计课程设计手册表 4 1根据要求选择C J. 28图 4 1 键 12 8 28 GB 1096 791E第五章滚动轴承的选取5.1前支承选取镗床进行镗削加工时主要承受径向载荷，但轴向载荷也不可忽略，所以前支撑选择双列圆锥滚子轴承，这样既能承受径向载荷又能承受轴向载荷。由于滚锥数量较多，故 刚度和承载能力大。由

33、于没有 50双列圆锥滚子轴承，就选用两个 50圆锥滚子轴承背对背安装，中间用隔套1隔开，修磨隔套的厚度便可调整轴承的间隙并预紧。轴承靠外 圈定位，这样箱体孔可制成通孔，方便加工、精度也相应提高。90图5 1 30210圆锥滚子轴承5.2后支承选取后支撑选择圆柱滚子轴承承受径向力。查机械设计课程设计手册P64页表6 2选择N207E圆锥滚子轴承。*375片2图52 N207E圆柱滚子轴承5.3主轴轴承精度的选择根据实际经验得出，前轴承的精度对主轴的前端的轴心偏移量最大， 因此，前轴承 的精度应比后轴承高一级。查机械制造装备设计 81P65页表33选择，前轴承的精 度等级为P4,后轴承的精度等级为

34、P5o第六章主轴组件的检验校核6.1镗削切削力在镗床上镗削加工与车床上镗孔基本相似， 所以切削力的公式与车削加工切削力公 式相同。查机械制造工艺设计手册9表3 1,如下表6 1:表6 1车削切削力的实验计算公式计算公式切削力主切削力Fz =9.8Cfz a：FZ fyFZ vnKFZ吃刀抗力Fy = 9.8CFy aXFY fyFY vn KFy走刀抗力Fx =9.8CFx aPx fyFx vn *KFx公式中的系数与指数值工件 材 料加工 方 式刀具/、材料刀具主副偏角主切削力吃刀抗力走刀抗力灰铸铁HB200车 外 圆 及 镗 孔硬质合金kr人CfzXfzYfznCfyXfyYFynCfx

35、XfxYfxn45fl10u921.00.750540.90.750461.00.404501231.00.850610.60.50241.050.20工件材料的机械性能改变后，切削力的修正系数K料F工件材料主切削力FZ吃刀抗力Fy走刀抗力Fx灰铸铁/, 、0.4k料眄 K 料 Fz1200 丿K 料 fy = H00Kf hB 匸K料k(200丿根据前面所选镗削三要素：a p=3mm，f =0.3mm/r，Vmax=1.45m/s、 Vmin=1.30m/s。1)主切削力FzXFZ =9.8Cfz *aPFZ * f将各数值代入上式得：FZ =9. 8 1 231.030. 551.04 5

36、yFZ Wn Kfz(6 1)0.9N 919242）吃刀抗力FyFy =9.8Cfy *aXFY将各数值代如上式得：yFY 八 Kfy(62)3）走刀抗力FxFx将各数值代如上式得：FY =9. 8 611 .3 汉 00.3汉1.04 5£. 9N 734. 1 3X= 9.8Cfx *apFXyFxnvKfx(63)O.=9ON 5 9 6. 28FX =9. 8 241 .350°321.454）总切削力F总2 2Fy Fz(64)=.19242 734.13 596.28=2143.89N6.2主轴的校核为保证机床加工出来的零件有足够的精度，提高产品的合格率。因此

37、必须对机床 主轴进行校核。主轴刚度的验算主轴端部绕度主轴端部的绕度值直接影响加工精度和表面粗糙度，因此必须加以限制，一般计 算主轴端部最大绕度 'B1）支承的简化由于该主轴前支承处有两个滚动轴承，可认定为主轴在前支承处无弯曲变形，可 化简为固定端梁。如图所示：2）作受力简图3）主轴的当量直径:图6 2受力图(65)公式出处一一机械制造装配设计P73页式3 11式中一一Dei、li 主轴上第i段的外圆直径De419：75根据实际计算主轴前支承到受力端部的距离l =194.75 mm4444(5024.75 555 6012 55153)=54.79mm4）主轴的当量惯性矩：7：. . 4

38、4/、I =64 De -de（6 6）公式出处一一机械制造装配设计P74式3 12= 0.49 54.794 -204=4337317.5mm4该主轴的材料选用的45钢，查材料力学10】P33页表22取：E=210GMPa=2.1108Pa5）主轴的最大绕度Fl33EI(6 7)公式出处一一材料力学P188页表6 1序号232143.89 194.7533 2.1 108 4337317.5=-5.8 10*根据金属切削机床设计P165页经验公式可得主轴端部的许用绕度=0.0002 194.75=0.03895B V b621.2主轴的倾角主轴上安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩

39、短轴承的寿命。因此 也必须加以限制。Fl2九一（69）2EI公式出处一一材料力学P188页表6 1序号22143.89 X194.752汨一一2 2.1 108 4337317.5=-4.4 10*根据金属切削机床设计P165页相关资料建议，许用倾角 UB 1=0.001弧度。入V 如通过对主轴端部绕度和主轴的倾角的验算，此主轴满足足够的刚度要求。主轴强度验算通常主轴能满足刚度要求也就能满足主轴的强度要求，在此也就不对主轴强度进 行验算。所以主轴符合要求6.3滚动轴承额定寿命该机床主轴所选用的都是滚动轴承，而根据比较主要受力轴承为靠近刀具前端的 轴承，应对此轴承进行寿命校核；该轴承为 3021

40、0圆锥滚子轴承。由手册查得，基本额定动载荷 C是以L10 = 1,可靠度为90%为依据。由此可以列出轴承当量动载荷为 P时，以转速为单位的基本额定寿命 L10为:C ； 1 二 P ； L10C即 5 =（；）；106转若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时为单位的基本额定寿命：,106(C ”16670(C 丫伽一 60n Ip丿n IP 丿公式出处机械设计P375页(610)式中L10基本额定寿命；P当量动载荷；C基本额定动载荷；滚子轴承.=103。1）冲击载荷fd :查机械设计P375页表18.8取：fd ".42）滚动轴承当量动载荷系数X，Y :查机械设计P374页表1

41、8.7取：X=1,Y=03）当量动载荷P:(611)P 二 fd X& YFa= 1.31 397.9 0 =517.274）基本额定动载荷Cr :查机械设计课程设计手册P72页表6 7取：Cr =7 3 KN5）校核轴承寿命L10h :33 101667073.2心03=x 710517.27 丿=346156867.3 h查机械设计P376表18.9；该机床轴承的预期使用寿命推荐值为 2000030000ho因为：L10h = 346156867.3 >30000h所以经过上面的校核计算，该轴承在使用期内，完全能够满足工作的需要，使用 寿命足够。6.4主轴齿轮的校核根据本次设

42、计所给的已知条件和前面忆计算出来的数据，所校核的齿轮齿宽为35mm,设计时所取的齿宽系数为0.3,齿轮材料采用45#钢调质处理，硬度范围为229 286HB，在设计中，我们取260HB，设计工作时间为10年，每年300个工作日，两 班制。通过分析后，决定校核轴 4与主轴上召3和Z|4 o1）齿轮的齿数：召3 =44m =3mm(612)(613)3）主轴所承受转矩T主：4）齿轮分度圆直径di4 :5）齿轮的转速厲4 :6）齿轮圆周速度w :7）使用系数kA :P主T主二 9550 1000n2.11=95501000125二 161204N.mmd14 = mz4 = 3 疋 44 = 132

43、 n 14 = 125r / min：. d14 V|4 :60 1000_ r 1 3 21 2 5-60 1000=0.86m/ s所设计各部载荷均匀平稳，查机械设计P215页表12.9取kA =1.08）动载荷系数kv:查机械设计P216页图12.9取：kv = 1.059）齿间载荷分布系数k.:查机械设计P217页表12.10:2T主*飞216 1 2 0 4132(614)=2442.48 N.m(615)kA 吓二 1.024 42.4 8b 一 35二 69.78N / mm1 1-1.88 - 3.2()cos :Z1 3 Z 1 4式中 二.端面重合度1 1= 1.88 -

44、3.2()cos0。44441.735z4-:(617)公式出处机械设计P221页式12.10式中 z .按接触强度计算的重合度系数10)齿向载荷分布系数k：.： 查机械设计P218 页表 12.11(618)=1.320.872k-A B(P)2 C 10J3bd14=1.17 0.16(亜)2 0.61 10132(619)35=1.2012)载荷系数k:k = kA *kv * kH i(6 20)= 1.0 1.05 1.32 1.20 =1.6613)弹性系数Ze :查机械设计P221页表12.12ZE =189.8 MPa14)节点区域系数Zh :查机械设计P222页图12.16

45、取:15)Zh =2.5接触最小安全系数Sh min :查机械设计 P225表12.14取工作要求一般可靠:SH min _ 1总工作时间th:8小时，每天两班制,所设计动力头工作时间为10年，每年300个工作日，一班所以：th =10 300 8 2 = 48000、时17）应力循环次数Nl :查机械设计P226页表12.15估计应力循环次数为：107 ： Nl <109则指数 m =8.78nNl 尸 Nv =16 0i 4)(621)=60 X 1 X 125X 161204X 18.78=12X 108公式出处一一机械设计P225页式12.13式中齿轮每转一周，同一侧面的啮合次数

46、n齿轮的转速，r/mint h齿轮设计寿命Nv 齿轮当量循环次数Tmax 较长期作用的最大转矩i 指第个i循环原估计应力循环次数正确NL14 = NL13 =12 10818）接触寿命系数Zn：查机械设计P224页图12.18 取:ZN13 =匸24ZN14 = 1.24按接触疲劳强度校核许用接触应力二H13：(622)Hlim，ZN13、H13 = SSH min公式出处机械设计P223页式12.11=670 1.24 =830.8 MPa验算:V bd14 u(6 23)公式出处一一机械设计P22Q页式12.835 1322= 189.8 Q.87 2.52 佃 1612Q4 2 1根据计

47、算结果表明，接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整=476.48 MPa642按齿根弯曲疲劳强校核1)重合度系数丫 ；:公式出处机械设计P228 页式 12.18(624)Q.75Y；二 Q.25sa在此前计算过1.735代入上式可得：Q.75Y；：=Q.25Q.681.7352)齿间载荷分布系数kj:公式出处机械设计P217 页式 12.10(6 25)kF 订 1Y=%.68 =1.473)齿向载荷分布系数查机械设计kF ：P219 页图 12.14:% 二35 2.5)=7.37kF ： = 1.224)载荷系数k:(626)5)齿形系数Yf -.:查机械设计P229 页图 12.21

48、取:k = kA 心kF：=1.QX 1.Q5X 1.47 X 1.22= 1.88丫廿3 =2.6查机械设计P230页图12.22取:Ys-11.70Ys-14 =1.707）弯曲疲劳极限二Flim :查机械设计P231页图12.23（c）取:；Flim =480MPa8）弯曲最小安全系数SFmin :查机械设计P225页表12.14取：F min= 1.259）应力循环次数Nl ：查机械设计P226页表12.15:(6 27)估计 3 106 ： Nl 乞 1010 m = 49.91 nT. mNl1 讥=60 ' n主thi#)i 3T max公式出处机械设计P225页式12.13式中：一一齿轮每转一周，同一侧面的啮合次数n齿轮的转速 r/mi nth齿轮设计寿命Nv 齿轮当量循环次数Tmax 较长期作用的最大转矩i 指第个i循环=60 X 1X 125X 161204X 149.91=12 108原估计应力循环次数正确Nl1 广 Nl 亍1 21010）弯曲寿命系数Yn :查机械设计P232页图12.24取：Yn13 二 0.88丫阳4= 0.8811）尺寸系数Yx :查机械设计P232页图12.25取：Yx =1.012）许用弯曲应力“:二 F14=二 Flim *YN14*Yx(628)F min480 0.88 1.01.25=337.92MPa验算:(6