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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文）
設(shè)計(jì)(論文)題目：塑料廢品粉碎機(jī)的設(shè)計(jì)
學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師：
二級(jí)學(xué)院： 專(zhuān) 業(yè)：
班 級(jí)： 學(xué) 號(hào)：
提交日期： 年 月 日 答辯日期： 年 月 日
III
目 錄
摘要 V
Abstract VI
第1章 緒 論 1
1.1 塑料廢品粉碎機(jī)裝置(機(jī)械)的應(yīng)用及適用范圍 1
1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展情況 1
1.3 研究開(kāi)發(fā)的意義 3
第2章 小型塑料廢品粉碎機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 4
2.1基本結(jié)構(gòu) 4
2.2 設(shè)計(jì)原則 5
2.3 粉碎機(jī)產(chǎn)量及性能 5
2.4 塑料廢品粉碎機(jī)的粉碎長(zhǎng)度 5
2.5 塑料廢品粉碎機(jī)的功率消耗 5
2.5.1螺旋槳葉功率計(jì)算 5
2.5.2螺旋槳葉盤(pán)空轉(zhuǎn)消耗功率 6
第3章 帶傳動(dòng)的計(jì)算 8
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 8
3.2選擇帶型 9
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 9
3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 10
3.5確定帶的根數(shù)z 11
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 11
3.7確定帶的張緊裝置 11
3.8算出壓軸力 11
第4章 主軸組件要求與設(shè)計(jì)計(jì)算 15
4.1 主軸的基本要求 15
4.1.1 旋轉(zhuǎn)精度 15
4.1.2 剛度 15
4.1.3 抗振性 16
4.1.4 溫升和熱變形 16
4.1.5 耐磨性 16
4.2 主軸組件的布局 16
4.3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 19
4.4 主軸的材料與熱處理 19
4.5 主軸的技術(shù)要求 20
4.6 主軸直徑的選擇 20
4.7 主軸前后軸承的選擇 20
4.8 軸承的選型及校核 21
4.9 主軸前端懸伸量 22
4.10 主軸支承跨距 23
4.11 主軸結(jié)構(gòu)圖 23
4.12 主軸組件的驗(yàn)算 23
4.12.1 支承的簡(jiǎn)化 24
4.12.2 主軸的撓度 24
4.12.3 主軸傾角 25
第5章 鍵的選擇與校核 32
5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 32
5.1.1鍵的選擇 32
5.1.2 鍵的校核 32
5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 33
5.2.1 鍵的選擇 33
5.2.2 鍵的校核 34
第6章 塑料廢品粉碎機(jī)其他零件的設(shè)計(jì)與校核 35
6.1粉碎螺旋槳葉及螺旋槳葉盤(pán)的設(shè)計(jì) 35
6.2 裝置支撐體設(shè)計(jì) 35
6.3 機(jī)殼及進(jìn)料斗設(shè)計(jì) 36
結(jié) 論 37
參考文獻(xiàn) 38
致 謝 39
塑料廢品粉碎機(jī)設(shè)計(jì)
摘要
塑料廢品粉碎機(jī)設(shè)計(jì)整機(jī)結(jié)構(gòu)主要由電動(dòng)機(jī)、機(jī)架、傳動(dòng)帶、主軸部件構(gòu)成。本文介紹了一種適用于塑料廢品粉碎機(jī)設(shè)計(jì)整機(jī)結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)和性能特點(diǎn), 對(duì)其切削原理及工作過(guò)程進(jìn)行了分析, 闡明了塑料廢品粉碎機(jī)設(shè)計(jì)整機(jī)結(jié)構(gòu)的工作機(jī)理。通過(guò)對(duì)主要工作部件結(jié)構(gòu)的分析, 確定了最佳工作參數(shù), 使機(jī)器性能達(dá)到最佳工作狀態(tài)。
由電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生動(dòng)力通過(guò)帶輪減速將需要的動(dòng)力傳遞到帶輪上，帶輪帶動(dòng)V帶，從而帶動(dòng)整機(jī)裝置運(yùn)動(dòng)
本論文研究?jī)?nèi)容摘要：
(1) 小型塑料廢品粉碎機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
(2) 小型塑料廢品粉碎機(jī)工作性能分析。
(3)電動(dòng)機(jī)的選擇。
(4)對(duì)小型塑料廢品粉碎機(jī)設(shè)計(jì)的傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì)。
(5)對(duì)設(shè)計(jì)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算分析和校核。
(6)繪制整機(jī)裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計(jì)零件的零件圖。?
?
關(guān)鍵詞：小型塑料廢品粉碎機(jī)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 塑料廢品粉碎機(jī)裝置(機(jī)械)的應(yīng)用及適用范圍
在很長(zhǎng)一段時(shí)間，粉碎塑料大部分地區(qū)也跟隨人工勞動(dòng)強(qiáng)度大，生產(chǎn)效率低的傳統(tǒng)方式。隨著市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，塑料產(chǎn)品的需求越來(lái)越大，傳統(tǒng)的加工方法已不能滿(mǎn)足市場(chǎng)的需求，從而使塑料顆粒粉碎機(jī)的設(shè)計(jì)生產(chǎn)效率粉碎器的速度，對(duì)新收獲的和用于快速粉碎處理的粉碎器，急需一種能高效率的機(jī)器。
塑料產(chǎn)品不再使用廢棄之后，通常需要一定比例進(jìn)行粉碎。
本文粉碎機(jī)粉碎這部分的研究旨在開(kāi)發(fā)一種新型的塑料顆粒粉碎機(jī)，粉碎機(jī)加快粉碎過(guò)程，縮短產(chǎn)品粉碎機(jī)成型周期，提高效率，降低成本。
1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展情況
隨著技術(shù)的進(jìn)步和海外市場(chǎng)的發(fā)展，中國(guó)工業(yè)應(yīng)了解準(zhǔn)確市場(chǎng)需求的功能作用和市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)規(guī)律，發(fā)展獨(dú)特的技術(shù)和設(shè)備，以滿(mǎn)足特定市場(chǎng)需求，以高品質(zhì)，高效率設(shè)備，以滿(mǎn)足用戶(hù)的需求。目前，低附加值的產(chǎn)品有著共同的結(jié)構(gòu)性過(guò)剩，惡性?xún)r(jià)格競(jìng)爭(zhēng)水平低，阻礙了整個(gè)行業(yè)的技術(shù)進(jìn)步。最近兩年，僅德國(guó)公司克勞斯瑪菲將處理更多的中國(guó)第100條型材生產(chǎn)線的到來(lái)。未來(lái)，粉碎機(jī)械和生產(chǎn)市場(chǎng)將朝著提供高技術(shù)，低價(jià)格的方向發(fā)展。目前，國(guó)內(nèi)的粉碎器錐形雙螺桿粉碎器，和螺桿的基礎(chǔ)上，該技術(shù)是成熟的;市場(chǎng)上最長(zhǎng)的銷(xiāo)售。但是，一般的要求是供大于求，將保留在市場(chǎng)高峰期的50％-60％。并行粉碎器的未來(lái)發(fā)展防止旋轉(zhuǎn)雙螺桿粉碎器，以及第六代，第七代，高速，大方向發(fā)展。
在國(guó)內(nèi)市場(chǎng)銷(xiāo)售，主要是粉碎機(jī)械L的類(lèi)型見(jiàn)圖1-L。在L-2的下方所示的粉碎器組合物，它是一種四輪垂直設(shè)計(jì)，體積小，移動(dòng)更方便。為了降低噪聲，堅(jiān)固，配備有擺線減速器電機(jī)，在簡(jiǎn)化的設(shè)計(jì)是基于不銹鋼沖壓成型，與電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)的葉片，從而使材料在輥筒，它可以在均勻的在短時(shí)間內(nèi)粉碎時(shí)間，更有效，你可以選擇在計(jì)時(shí)器? - 選擇至50分鐘的粉碎時(shí)間，如下圖所示的結(jié)構(gòu)圖。但是，這一般粉碎粉碎機(jī)至少有15斤以上，公司浪費(fèi)了大量的資源，但價(jià)格相對(duì)較貴。德國(guó)和美國(guó)，日本，意大利是機(jī)械動(dòng)力粉碎機(jī)世界塑料粒子。領(lǐng)先的塑料粉碎機(jī)機(jī)械設(shè)計(jì)顆粒，制造，技術(shù)性能等方面。根據(jù)市場(chǎng)調(diào)研和市場(chǎng)分析的結(jié)果德國(guó)塑料粉碎機(jī)機(jī)械設(shè)計(jì)的顆粒，其目標(biāo)是爭(zhēng)奪客戶(hù)，特別是大型企業(yè)。為了滿(mǎn)足客戶(hù)的要求，德國(guó)塑料顆粒粉碎機(jī)廠商和設(shè)計(jì)部門(mén)已經(jīng)采取了多項(xiàng)措施：
（1）所有法律程序和較高的自動(dòng)化程度提高生產(chǎn)力和靈活性，敏捷性設(shè)備。使用機(jī)器人來(lái)執(zhí)行復(fù)雜的動(dòng)作。在操作過(guò)程中，照相機(jī)在接收信息并通過(guò)由計(jì)算機(jī)與計(jì)算機(jī)指令控制來(lái)完成所需的操作，以確保包裝質(zhì)量的機(jī)器人監(jiān)控。
（2）提高生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，最大限度地滿(mǎn)足生產(chǎn)要求。德國(guó)塑料粒子已知的機(jī)械粉碎機(jī)機(jī)，高速，綜合性，自動(dòng)化程度高，可靠性好。塑料顆粒粉碎機(jī)速度可達(dá)900袋/分。
（3），使機(jī)械和塑料顆粒的產(chǎn)品粉碎器整機(jī)。許多產(chǎn)品的包裝生產(chǎn)要求后，立即提高生產(chǎn)效率。自從德國(guó)生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)和包裝設(shè)備由一個(gè)控制系統(tǒng)的補(bǔ)充。兩者一體化，關(guān)鍵是要解決好匹配對(duì)方的能力。
（4），以適應(yīng)產(chǎn)品的性能的變化，具有良好的彈性和柔韌性。由于市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)激烈，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來(lái)越短。由于化妝品生產(chǎn)三年一變，甚至第四個(gè)變化是大批量生產(chǎn)，因此要求塑料粉碎機(jī)顆粒機(jī)械具有良好的彈性和柔韌性，產(chǎn)品的塑料粉碎機(jī)顆粒機(jī)比生命循環(huán)壽命大得多以便滿(mǎn)足經(jīng)濟(jì)要求。
（5）廣泛使用仿真設(shè)計(jì)技術(shù)，一臺(tái)電腦。隨著新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)速度不斷加快，德國(guó)塑料顆粒粉碎機(jī)機(jī)械設(shè)計(jì)常用的設(shè)計(jì)計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，顯著減少塑料顆粒機(jī)的開(kāi)發(fā)和設(shè)計(jì)周期粉碎。塑料粉碎機(jī)設(shè)計(jì)粒子不僅應(yīng)注重其能力和有效性，更要著眼于經(jīng)濟(jì)。所謂經(jīng)濟(jì)本身是不完全的機(jī)器和設(shè)備的成本，更重要的是，經(jīng)營(yíng)成本，設(shè)備的折舊費(fèi)用，費(fèi)用，因?yàn)橹挥?％到8％，另一種是運(yùn)行成本。
我們的塑料粉碎機(jī)行業(yè)顆粒始于20世紀(jì)70年代，在80年代后期的快速增長(zhǎng)，1990年機(jī)械行業(yè)已經(jīng)成為10大行業(yè)之一，無(wú)論是生產(chǎn)，還是品種，他們已經(jīng)取得了顯著成績(jī)，中國(guó)包裝行業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，中國(guó)已成為世界上塑料顆粒的一個(gè)粉碎器工業(yè)生產(chǎn)和消費(fèi)國(guó)。
塑料粉碎機(jī)顆粒作為一個(gè)產(chǎn)品，這不僅意味著在物質(zhì)意義上的產(chǎn)品本身，而是產(chǎn)品，包括隱形的產(chǎn)品和延伸產(chǎn)品3層意義的形式。形成產(chǎn)物本身是一個(gè)特定的機(jī)器和粉碎機(jī)械的主要功能;隱形產(chǎn)品指的是提供給用戶(hù)的實(shí)際機(jī)器粉碎器效用;延伸產(chǎn)品是指粉碎引擎質(zhì)量保證，使用指導(dǎo)和售后服務(wù)。本機(jī)粉碎機(jī)的設(shè)計(jì)應(yīng)包括：市場(chǎng)調(diào)研，方案設(shè)計(jì)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，建設(shè)規(guī)劃，服務(wù)計(jì)劃等等。
新的塑料顆粒常常粉碎機(jī)，設(shè)備集成氣。充分利用的信息的產(chǎn)品的最新成果，采用氣動(dòng)致動(dòng)器，發(fā)動(dòng)機(jī)單元伺服和其它分離技術(shù)可以顯著減少整個(gè)傳輸鏈，大大簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu)，大大提高了精度和速度勞動(dòng)。式子里，一個(gè)關(guān)鍵技術(shù)是采用多電機(jī)驅(qū)動(dòng)控制技術(shù)的現(xiàn)代化。事實(shí)上，這種技術(shù)不難理解，只有一些設(shè)計(jì)師不懂塑料粒子粉碎機(jī)械的發(fā)展趨勢(shì)。如果是前者的塑料設(shè)計(jì)粉碎機(jī)糧食是模仿，學(xué)習(xí)階段，所以現(xiàn)在我們應(yīng)該有創(chuàng)新的設(shè)計(jì)感。
我們的粉碎機(jī)械技術(shù)和機(jī)械行業(yè)近年來(lái)，取得了很多成就，始于20世紀(jì)70年代末，年產(chǎn)值只有啟動(dòng)的時(shí)候七八萬(wàn)元，只有100余種不同的產(chǎn)品，技術(shù)水平低。在20世紀(jì)中期，20世紀(jì)80年代，直到20世紀(jì)中葉，十余年來(lái)獲得了快速增長(zhǎng)，20％-50％的年增長(zhǎng)速度由1999年年底，塑料和橡膠顆粒粉碎器粉碎，直到40大類(lèi)1700多個(gè)品種，2000年，50個(gè)十億產(chǎn)值和技術(shù)水平再上新臺(tái)階，開(kāi)始了大規(guī)模，自動(dòng)化機(jī)器設(shè)備，科技含量高，精良的設(shè)備，開(kāi)始出現(xiàn)，許多塑料粒子，如粉碎機(jī)液體塑料等設(shè)備已開(kāi)始批量出國(guó)。
1.3 研究開(kāi)發(fā)的意義
對(duì)于很多國(guó)內(nèi)工業(yè)塑料顆粒粉碎機(jī)的需求，設(shè)計(jì)著眼于整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和模塊化塑料粉碎機(jī)，協(xié)同的速度，多功能性，并制定了良好的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，操作方便，粉碎塑料顆粒高度的新機(jī)械自動(dòng)化，工業(yè)粉碎機(jī)械的發(fā)展具有積極意義。
7
第2章 小型塑料廢品粉碎機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì)
2.1基本結(jié)構(gòu)
塑料顆粒粉碎器和功能元件包括載體，安裝在支承體的塑料廢棄物，并粉碎轉(zhuǎn)子構(gòu)件包圍轉(zhuǎn)子殼體和其它部件。由于筒體，電機(jī)和所述機(jī)架，和類(lèi)似物的塑料顆粒粉碎器，其特征在于，轉(zhuǎn)子配備到鍘切平面使垂直于平面螺旋直邊的主軸線的刀，功能中的材料的下部使它自動(dòng)卸料斜坡中，筒體并設(shè)置有一個(gè)螺旋葉片，對(duì)應(yīng)于該材料可以防止螺旋和不葉片的運(yùn)動(dòng)妨礙螺旋葉片可旋轉(zhuǎn)環(huán)。
圖2.1.1 立式塑料廢品粉碎機(jī)示意圖
圖2.1.2 立式塑料廢品粉碎機(jī)剖面圖
2.2 設(shè)計(jì)原則
塑料顆粒粉碎器轉(zhuǎn)子部分設(shè)有塑料顆粒的支撐構(gòu)件的粉碎器，安裝在支撐部件（包括螺旋葉片粉碎軸）上，并通過(guò)一轉(zhuǎn)子（或殼體）和其它部件所包圍。通過(guò)功能部件，發(fā)動(dòng)機(jī)和底盤(pán)和類(lèi)似的塑料顆粒粉碎機(jī)。轉(zhuǎn)子的特征是配備有塑料顆粒閘刀剪切粉碎器使垂直于平面螺旋的軸線的平面直邊刀片設(shè)置有容器供給的材料的上部，使其在料斗，下部?jī)?nèi)元件具有如下功能：自動(dòng)切換材料卸載斜，桶（或柜）分別裝有刀片。與螺旋葉片運(yùn)動(dòng)材料可以防止不減螺旋葉片旋轉(zhuǎn)環(huán)，其可以在兩個(gè)相鄰的擋板之間被切斷從螺旋葉片差距過(guò)。
2.3 粉碎機(jī)產(chǎn)量及性能
1次加工50kg,每天按8小時(shí)計(jì)算。
2.4 塑料廢品粉碎機(jī)的粉碎長(zhǎng)度
粉碎長(zhǎng)度的塑料顆粒粉碎機(jī)，作業(yè)機(jī)械的關(guān)鍵性能指標(biāo)之一，涉及在進(jìn)料輥機(jī)構(gòu)的粉碎塑料粉碎器顆粒，在3-4mm的長(zhǎng)度拌和機(jī)，在實(shí)際計(jì)算中，這最終粉碎長(zhǎng)度3.5毫米。
2.5 塑料廢品粉碎機(jī)的功率消耗
從 V=m/ （ 3-1）
式子里， V—— 粉碎總體積，
M—— 切割總質(zhì)量， kg
—— 密度，kg/
由M=50kg, =kg/，帶入到以上公式，算出
粉碎總體積V 為62.5立方米。
設(shè)喂入切割截面半徑 7厘米 ，截面面積算出來(lái)是s = = 0.015m。
每天工作8小時(shí)，速度算出是v=500/(83600)=0.017m/s。
因粉碎長(zhǎng)度是135mm，螺旋槳葉頻率算得v/l=4.8 r/s。
2.5.1螺旋槳葉功率計(jì)算
從式子， P=Fv （3-2）
式子里，F(xiàn)—— 螺旋槳葉，設(shè)值800N
V—— 轉(zhuǎn)速， m/s
而 v=, （3-3）
式子里，：——螺旋槳葉轉(zhuǎn)角速度，rad/s
r—— 螺旋槳葉的半徑, m
從式子 =2f （3-4）
式子里： f——螺旋槳葉割頻率r/s
由于螺旋槳葉的半徑每一點(diǎn)速度不一樣，所以用積分公式
P=3Fr dr=3 F1/2r （3-5）
=380010 1010
=4.8kw
2.5.2螺旋槳葉盤(pán)空轉(zhuǎn)消耗功率
從式子， N= （3-6）
式子里，： J——螺旋槳葉的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量， kg.m
——螺旋槳葉轉(zhuǎn)速， rad/s; =10
而 J= （3-7）
式子里，:M——螺旋漿葉質(zhì)量， kg
r——螺旋漿葉半徑，單位m
螺旋槳葉采用直刃型，半徑100mm,螺旋槳葉厚2.5mm，螺旋槳葉寬20mm,材料為65Mn,調(diào)質(zhì)處理，刃口淬火，硬度為HRC62-65。
由此可求螺旋漿葉質(zhì)量 M=0.39kg
所以J=0.39 (0.2)=0.0013 kg.m
還有，帶在傳動(dòng)過(guò)程中，功率會(huì)有所損耗，找出相關(guān)引用書(shū)目得出結(jié)論是，
電機(jī)所需功率應(yīng)該是P=JW=7.436KW
找出相關(guān)引用書(shū)目得：
具體參數(shù)見(jiàn)下表2-1：
表2-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率 KW
滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 r/min
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
質(zhì)量 Kg
Y132M-4
7.5
同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級(jí)
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
圖2-14 電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖
表2-2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù)
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底腳安裝 尺寸A×B
地腳螺栓 孔直徑K
軸伸尺寸D×E
裝鍵部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
第3章 帶傳動(dòng)的計(jì)算
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
帶傳動(dòng)的輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min
表3-1 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類(lèi)
ⅱ類(lèi)
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體粉碎機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
查第296表格，設(shè)得KA＝1.1。即。
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型是按設(shè)計(jì)功率以及小帶輪的轉(zhuǎn)速來(lái)設(shè)定的，見(jiàn)圖3-1。
圖3-1 帶型圖
綜合各因素，同步帶設(shè)定dd=80～100，A型。
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
從相關(guān)引用書(shū)目第298頁(yè)表格找出，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm，
現(xiàn)我取dd1=90mm> ddmin.=75 mm
表3-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
從相關(guān)引用書(shū)目第295頁(yè)表格13-4找出“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，設(shè)=250mm
① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比：
誤差 滿(mǎn)足條件。
② 帶速
驗(yàn)證帶速合適。
3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角
從式子，
得出結(jié)論是0.7（90+250）2（90+250）
即238680，設(shè)定=340mm
所以有：
從相關(guān)引用書(shū)目第293頁(yè)表格13-2中找出，Ld＝1250mm
實(shí)際中心距
滿(mǎn)足條件。
表3-3. 包角修正系數(shù)
包角
220
210
200
190
180
150
170
160
140
150
120
110
100
90
1.20
1.15
1.10
1.05
1.00
0.92
0.98
0.95
0.89
0.86
0.82
0.78
0.73
0.68
表3-4. 彎曲影響系數(shù)
帶型
Z
A
B
C
D
E
3.5確定帶的根數(shù)z
根據(jù)三角帶根數(shù)
式子里，N1為—根三角帶傳動(dòng)的功率；
N0為單根三角帶在、功率，相到表格設(shè)得，N0=2.70；
C1為包角系數(shù)，相到表格設(shè)得，C1=0.98
三角帶傳遞的功率算得N1=7.5 KW
代到式子得，
結(jié)果是需要4根帶輪
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸
根據(jù)皮帶輪式Ⅴ的選擇，主軸馬達(dá)的直徑為d =28毫米;
從P293的“機(jī)械設(shè)計(jì)”，“結(jié)構(gòu)帶輪V”來(lái)判斷：當(dāng)3D
500毫米應(yīng)該用車(chē)輪E型射線。
總之，選自H小帶輪孔板式結(jié)構(gòu)，選擇E型大皮帶輪輪輻結(jié)構(gòu)。
帶輪材料：鑄鐵，HT200。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的張緊裝置。
3.8算出壓軸力
從相關(guān)引用書(shū)目第503找到表格13-12找出，A型帶的初拉力是F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，計(jì)算得
對(duì)于帶輪的主要條件是小而均勻的質(zhì)量分布，該技術(shù)是好的，并且在與準(zhǔn)確性接觸的工作表面要高，以便減少磨損帶。對(duì)于高速動(dòng)平衡，鑄造和焊接到內(nèi)應(yīng)力較小帶輪，帶輪從輪緣，所述幅（射線）和三部分的中心。稱(chēng)為皮帶輪輪緣的外環(huán)形部分，所述輪輞是帶輪用于與梯形槽輪形成在安裝區(qū)的工作部分。因?yàn)槠У膬蓚?cè)之間的角度為40°，以適應(yīng)當(dāng)彎曲成V形皮帶輪部變形而使楔角減小，從而使普通V角槽帶輪32°的規(guī)定，34°， 36°，38°（取決于模型并確定皮帶輪的直徑），圍繞罐表7-3的大小。安裝在軸的圓柱形部分被稱(chēng)為一個(gè)焦點(diǎn)，是聯(lián)接帶輪和軸的一部分。中間部分被稱(chēng)為射線的（web），用于連接所述輪緣和中央積分。
38
表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項(xiàng)目
符號(hào)
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對(duì)稱(chēng)面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實(shí)心帶輪：帶輪尺寸是(dd≤(2.5～3)d時(shí))適用，見(jiàn)下圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：帶輪尺寸是(dd≤ 500mm 時(shí)) 適用，見(jiàn)下圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：帶輪尺寸是((dd－d)＞ 100 mm 時(shí)) 適用，見(jiàn)下圖3-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：帶輪尺寸是(dd＞ 500mm 時(shí)) 適用，見(jiàn)下圖3-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類(lèi)型
現(xiàn)在我們可以得出結(jié)果：小帶輪選實(shí)心，見(jiàn)圖（a）,大帶輪選孔板帶輪見(jiàn)圖（c）
第4章 主軸組件要求與設(shè)計(jì)計(jì)算
主軸部件是機(jī)器的一個(gè)重要的組成部分，它的功能是支持和促進(jìn)刀具在表面形成的運(yùn)動(dòng)，而且運(yùn)動(dòng)和傳遞扭矩的旋轉(zhuǎn)截?cái)嗟挚骨邢髁万?qū)動(dòng)力負(fù)載。通過(guò)主軸單元上的一個(gè)特殊的加工質(zhì)量和生產(chǎn)力有直接影響的執(zhí)行，所以它是特別重要的組成部分。
主軸和相同的一般的一點(diǎn)是，施加力都傳遞運(yùn)動(dòng)和扭矩傳遞，應(yīng)確保致動(dòng)器的正常運(yùn)行和被支撐工件，但直接切削力，還能獲得工件或工具表面浮子運(yùn)動(dòng)的形式，使主軸更高的要求。
4.1 主軸的基本要求
4.1.1 旋轉(zhuǎn)精度
精度是指主軸手動(dòng)或低速的旋轉(zhuǎn)軸無(wú)負(fù)載，主軸間隙和軸向間隙面的徑向定位表面和搖擺值。圖4-1：用實(shí)線的曲線表示旋轉(zhuǎn)的理想軸線，虛線，有效樞軸軸線。當(dāng)工作軸旋轉(zhuǎn)速度，主軸旋轉(zhuǎn)軸在空間中的漂移是運(yùn)動(dòng)精度。
回轉(zhuǎn)精度主軸單元取決于主要部件（軸，軸承和軸承座等），制造精度和組裝精度的調(diào)整，設(shè)計(jì)精度還依賴(lài)于速度，性能和軸承的潤(rùn)滑和主軸動(dòng)力學(xué)的軸組件。各類(lèi)常見(jiàn)的特殊主軸的旋轉(zhuǎn)精度是準(zhǔn)確的特殊標(biāo)準(zhǔn)，特別是主軸精度的特定的工件精度決定。
圖4-1 主軸的旋轉(zhuǎn)誤差
4.1.2 剛度
主軸剛度指的是抵抗受到外部負(fù)載的能力，在K = F / Y，剛度相互Y /?F簡(jiǎn)稱(chēng)為符合抗變形。軸組件的剛性，是軸，軸承和軸承座的剛性，這直接影響旋轉(zhuǎn)組件的軸線的精確度的擴(kuò)展圖。顯然，心軸組件的較高的剛度，因?yàn)檩^小的后變形力，缺乏剛性的必須是在操作中精確地，前部軸的彈性變形直接影響工件的精度，在傳輸質(zhì)量，主軸驅(qū)動(dòng)裝置的變形劣化接合條件軸承和側(cè)壓，造成遠(yuǎn)這些部件的磨損，壽命短，在光滑工件主軸方面將根據(jù)功率和功率傳輸?shù)刃Ч淖兓捎谶^(guò)度的強(qiáng)迫振動(dòng)，而且容易自切削振動(dòng)，使得工件的穩(wěn)定性。
圖4-2 主軸組件靜剛度
軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結(jié)構(gòu)尺寸、軸承的類(lèi)型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動(dòng)件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質(zhì)量等。
4.1.3 抗振性
主軸單元集成剛度，許多因素軸的剛性組件包括：主軸大小，類(lèi)型和制造和裝配構(gòu)造型軸承間隙尺寸，傳動(dòng)齒輪，主軸組件等的安置質(zhì)量的結(jié)構(gòu)。
主軸單元的振動(dòng)是指對(duì)受迫振動(dòng)和通過(guò)自振動(dòng)的阻力，并保持穩(wěn)定的操作的能力。在切割過(guò)程中，主軸組件不僅靜載荷的效果，而且還受到?jīng)_擊應(yīng)力和交流負(fù)載的動(dòng)作，從而使振動(dòng)的軸線。如果主軸總成的振動(dòng)性較差，在工作中振動(dòng)非常敏感，從而影響降低表面質(zhì)量，耐用性和機(jī)床主軸軸承的壽命，同時(shí)也生產(chǎn)聲環(huán)境。隨著特殊精度高，效率高對(duì)抗的要求越來(lái)越高的振動(dòng)方向發(fā)展。
振動(dòng)的主軸單元時(shí)，主要考慮通過(guò)對(duì)強(qiáng)迫振動(dòng)和自振能力電阻的大小的評(píng)價(jià)。
4.1.4 溫升和熱變形
主軸組件工作時(shí)因各種相對(duì)運(yùn)動(dòng)處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱(chēng)為熱變形。熱變形應(yīng)以主軸組件運(yùn)轉(zhuǎn)一定時(shí)間后各部分位置的變化來(lái)度量。
4.1.5 耐磨性
主軸組件的耐磨損性是保留其原始長(zhǎng)期性能的精確度，即保留的精度的能力。因此每個(gè)主軸單元滑動(dòng)面，包括主軸支撐表面的端部，錐孔，與軸頸表面的滑動(dòng)軸承，移動(dòng)主軸套筒外表面具有很高的硬度，以提供性耐磨性。
4.2 主軸組件的布局
主軸組件的設(shè)計(jì)中，我們必須確保的基本要求，如上所述，并且因此保持考慮到軸組件的布局。
與前部和后部，以及兩個(gè)支持之前，中，后三個(gè)支持兩個(gè)經(jīng)過(guò)特殊主軸，第一個(gè)是更頻繁。兩個(gè)軸承主軸軸承類(lèi)型的配置包括的主軸轉(zhuǎn)速，載荷能力，剛度和精度要求設(shè)計(jì)主要是基于主軸軸承的選擇，組合和配置，并考慮設(shè)置較低的供應(yīng)，經(jīng)濟(jì)等具體情況。
在選擇時(shí)，具體有以下要求：
（1）以調(diào)整剛度和負(fù)荷能力的要求
主軸軸承的選擇必須符合所要求的剛度和承載能力。徑向負(fù)荷較大時(shí)，滾子軸承的選擇，是小，球軸承的選擇。雙列徑向剛度和承載的滾動(dòng)軸承，其比單個(gè)列更大的容量。同樣是在比較與單個(gè)大的影響更推力軸承的剛度和承載能力使用。在一般情況下，載體的前支撐剛度應(yīng)大于后者。因?yàn)榍罢邔?duì)主軸軸承的剛度的剛度比后部的效果支承大。下表顯示的滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承2-1的比較。
表4-1 滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承的比較
基本要求
滾動(dòng)軸承
滑動(dòng)軸承
動(dòng)壓軸承
靜壓軸承
旋轉(zhuǎn)精度
精度一般或較差?？稍跓o(wú)隙或預(yù)加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難
單油楔軸承一般，多油楔軸承較高
可以很高
剛度
僅與軸承型號(hào)有關(guān)，與轉(zhuǎn)速、載荷無(wú)關(guān)，預(yù)緊后可提高一些
隨轉(zhuǎn)速和載荷升高而增大
與節(jié)流形式有關(guān)，與載荷轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)
承載能力
一般為恒定值，高速時(shí)受材料疲勞強(qiáng)度限制
隨轉(zhuǎn)速增加而增加，高速時(shí)受溫升限制
與油腔相對(duì)壓差有關(guān)，不計(jì)動(dòng)壓效應(yīng)時(shí)與速度無(wú)關(guān)
抗振性能
不好，阻尼系數(shù)D=0.029
較好，阻尼系數(shù)D=0.055
很好，阻尼系數(shù)D=0.4
速度性能
高速受疲勞強(qiáng)度和離心力限制，低中速性能較好
中高速性能較好。低速時(shí)形不成油漠，無(wú)承載能力
適應(yīng)于各種轉(zhuǎn)速
摩擦功耗
一般較小，潤(rùn)滑調(diào)整不當(dāng)時(shí)則較大f=0.002～0.008
較小f=0.001~0.08
本身功耗小，但有相當(dāng)大的泵功耗f=0.0005～0.001
噪聲
較大
無(wú)噪聲
本身無(wú)噪聲，泵有噪聲
壽命
受疲勞強(qiáng)度限制
在不頻繁啟動(dòng)時(shí)，壽命較長(zhǎng)
本身壽命無(wú)限，但供油系統(tǒng)的壽命有限
（2）調(diào)整速度的要求
對(duì)于結(jié)構(gòu)上的原因，與制造，不同型號(hào)和規(guī)格在其上的最大速度是不同的?？紤]到規(guī)格，準(zhǔn)確性的較低水平，較低的最大可允許速度。徑向軸承，圓柱滾子軸承極限轉(zhuǎn)速，比滾珠軸承高。在軸向軸承他們，對(duì)心臟推力軸承最大速度;推力球軸承使用;圓錐滾子軸承最低，但在相反的順序的承載能力。因此，我們必須通過(guò)選擇軸承類(lèi)型考慮的速度和承載能力要求的兩個(gè)方面。
（3），以適應(yīng)精度要求
起止推軸承的作用方式有三種：和解 - 集中推力軸承配套的前，后定位 - 集中安裝在后支架;兩端的定位 - 分別布置在前，后支撐。
當(dāng)使用在前端的定位，主軸的熱變形延伸到后方，具有在軸向的定位精度沒(méi)有影響，但在第一支撐結(jié)構(gòu)復(fù)雜，鍵軸承間隙相對(duì)困難，對(duì)前支撐更大的熱作出;相反的方向后側(cè)設(shè)置有前面所述，當(dāng)后面主軸熱伸長(zhǎng)的兩個(gè)端位置，在軸向間隙的大變化時(shí)的壓力軸承僅由于熱膨脹布置在徑向內(nèi)側(cè)軸承心軸彎曲。
要求（4），以適應(yīng)于結(jié)構(gòu)
上的較高的剛性的主軸單元和一定的負(fù)載承載能力，性能和在緊湊的結(jié)構(gòu)的徑向尺寸的問(wèn)題，在一個(gè)（特別是前支持）載體配置有兩個(gè)或多個(gè)軸承。
對(duì)于多主軸軸間距小的特殊研磨，由于結(jié)構(gòu)限制，我們必須采取的滾針軸承承受徑向載荷，推力球軸承承受軸向負(fù)荷，以及兩個(gè)較低處擴(kuò)散。
（5）符合經(jīng)濟(jì)性要求
OK軸軸承型式，應(yīng)該除了性能和結(jié)構(gòu)要求考慮，也對(duì)經(jīng)濟(jì)分析的經(jīng)濟(jì)影響。
在中速及高負(fù)載時(shí)，使用的球軸承或滾子軸承的徑向和推力軸承低成本類(lèi)型的配置的組合，因?yàn)榈谝淮鎯?chǔ)兩個(gè)軸承，外殼和更好的技術(shù)。
考慮到上述因素，前橋的設(shè)計(jì)，兩個(gè)承重主軸軸承后，前軸承雙列向心圓柱滾子軸承和推力球組合軸承，精密D級(jí)，配套使用的圓柱滾子軸承，E-后精度的水平。式子里，，前低雙列圓柱滾子軸承滾直徑小，多重的（50-60）的數(shù)量，是錯(cuò)開(kāi)具有高剛性，兩列滾子，以減少在所述剛性的變化量，容易處理沒(méi)有外壁;軸承孔和錐孔，錐形1:12，徑向畸變的內(nèi)圈的軸向移動(dòng)，調(diào)整徑向間隙和預(yù)張力;黃銅實(shí)體保持架，這將有助于升溫的影響。支持一般特性之前：主軸靜剛度，旋轉(zhuǎn)精度高，溫升小，徑向游隙可方便調(diào)整持有主軸軸承，但由于前部支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，前后軸承不同的溫度升高，熱變形大后還安裝，調(diào)整太麻煩。
4.3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定
主軸結(jié)構(gòu)主要由主軸工具，夾具，傳動(dòng)件，如軸承和密封件，數(shù)量，位置和安裝定位方法的類(lèi)型來(lái)確定，同時(shí)還考慮到加工和裝配過(guò)程，通常安裝在特殊與在軸多種組分，以滿(mǎn)足硬度和足夠的壓力水平的要求，并便于組裝的，主軸設(shè)計(jì)往往臺(tái)階從前面雜志降序順序播放車(chē)軸直徑。主軸中空或?qū)嵭模@取決于特定的類(lèi)型。主軸的設(shè)計(jì)，也被設(shè)計(jì)為在同一時(shí)間的前提下的剛度要求，設(shè)計(jì)成空心軸滿(mǎn)足畢業(yè)，為了固定工具手柄。
這意味著，在主軸鼻主軸端。它的形狀將取決于在夾具或工具的形狀的特定類(lèi)型的安裝，并保證裝置或工具進(jìn)行安裝，可靠，準(zhǔn)確定位，操作簡(jiǎn)單，并可以通過(guò)一定的轉(zhuǎn)矩。
4.4 主軸的材料與熱處理
主軸材料主要取決于剛度，負(fù)荷特性，耐磨損性和熱變形，以及其他因素。
當(dāng)主軸軸承，滾動(dòng)軸承，軸頸無(wú)法淬硬，而是提高接觸剛度，敲防止碰撞損壞雜志配合面，鋼軸頸45仍然是很多的高頻淬火處理（HRC48?54）的。表4.2中關(guān)于45鋼主軸熱處理如下：
表4-2 使用滾動(dòng)軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù)
工 作 條 件
使 用 機(jī) 床
材 料 牌 號(hào)
熱 處 理
硬 度
常 用
代 用
輕中負(fù)載
車(chē)、鉆、銑、磨床主軸
45
50
調(diào)質(zhì)
HB220～250
輕中負(fù)載局部要求高硬度
磨床的砂輪軸
45
50
高頻淬火
HRC52～58
輕中負(fù)載PV≤40（N·m/cm·s）
車(chē)、鉆、銑、磨床的主軸
45
50
淬火回火高頻淬火
HRC42～50
HRC52～58
設(shè)計(jì)碳鋼的選擇（45鋼）。作為光的結(jié)果，穿適中的工作量，并且它需要局部高硬度，因此，利用高頻的淬火熱處理，HRC52?58。
4.5 主軸的技術(shù)要求
精密主軸直接影響主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。主軸和軸承，齒輪和相連的其它部件相關(guān)的剛性接觸，所述接觸表面部分的形狀更精確地說(shuō)，下表面粗糙度，接觸變形由力較小的后，這是接觸剛度越高表面幾何形狀和表面粗糙度的錯(cuò)誤。因此，主軸的設(shè)計(jì)必須作出一定的技術(shù)要求。
4.6 主軸直徑的選擇
軸徑在主軸單元的剛性的顯著影響，前軸變形和位移主軸變形的直徑較大的較小的自支撐，即，所述軸組件的剛度越高。
情況特殊，查上表，預(yù)設(shè)D1= D2=50。
表4-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇
機(jī)床
機(jī)床功率 （千瓦）
1.47～2.5
2.6～3.6
3.7～5.5
5.6～7.3
7.4～11
11～14.7
車(chē)床
60～80
70～90
70～105
95～150
110～145
140～165
銑床
50～90
60～90
60～95
75～100
90～105
100～115
外圓磨床
—
50～90
55～70
70～80
75～90
75～100
4.7 主軸前后軸承的選擇
按選擇原則，預(yù)設(shè)主軸前支承新型號(hào)是7206C， 接觸角是 15°的角接觸球軸承。
圖4-6 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝尺寸
4.8 軸承的選型及校核
當(dāng)選擇軸承的類(lèi)型，我們必須先看看負(fù)載軸的規(guī)模，方向和速度。在一般情況下，廉價(jià)的球軸承中，當(dāng)負(fù)載為低，是優(yōu)選的。滾子軸承的承載能力比滾珠軸承大，并能承受沖擊負(fù)荷，因而重載或振動(dòng)載荷，當(dāng)沖擊載荷，你應(yīng)該考慮的課題軸承的選擇。但要注意輥對(duì)角線斜敏感。
C—額定動(dòng)載荷值，N；
P—當(dāng)量動(dòng)載荷，N；
fh—壽命因數(shù)；1
fn—速度因數(shù)；0.822
fm—力矩載荷因數(shù)，該值若小就選1.5，右大就選2；
fd—沖擊載荷因數(shù)；1.5
fT—溫度因數(shù)；1
CT—軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動(dòng)載荷，N；
找出相關(guān)引用書(shū)目中表格6-2-8至6-2-12，設(shè)值，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。
假設(shè)軸承僅承徑向載荷，當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算式子就是：
P=XFr+YFa
找出相關(guān)引用書(shū)目中表格6-2-18，取，X=1，Y=0；
所以，P=Fr=1128N。公式：
校對(duì)軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的式子是：
式子里，：
—基本額定靜載荷計(jì)算值，N;
—當(dāng)量靜載荷，N；
—安全因數(shù)
—軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。
找出相關(guān)引用書(shū)目中表格6-2-14了解到，對(duì)于深溝球軸承，其當(dāng)量靜載荷等值徑向載荷。
找出相關(guān)引用書(shū)目中表格6-2-14了解到，安全系數(shù)是
則軸承的基本額定靜載荷為：
從以上式子看出，預(yù)設(shè)的軸承符合要求。
4.9 主軸前端懸伸量
為了提高主軸組件的剛度，選擇時(shí)可以的減少懸伸量a。
初算時(shí)，見(jiàn)表4-4所示：
表4-4 主軸的懸伸量與直徑之比
類(lèi)型
機(jī) 床 和 主 軸 的 類(lèi) 型
a/ D1
Ⅰ
通用和精密車(chē)床，自動(dòng)車(chē)床和短主軸端銑床，用滾動(dòng)軸承支承，適用于高精度和普通精度要求
0.6～1.5
Ⅱ
中等長(zhǎng)度和較長(zhǎng)主軸端的車(chē)床和銑床，懸伸量不太長(zhǎng)（不是細(xì)長(zhǎng)）的精密鏜床和內(nèi)圓磨，用滾動(dòng)和滑動(dòng)軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求
1.25～2.5
Ⅲ
孔加工特殊磨頭，專(zhuān)用加工細(xì)長(zhǎng)深孔的特殊磨頭，由加工技術(shù)決定需要有長(zhǎng)的懸伸螺旋槳葉桿或主軸可移動(dòng)，由于切削較重而不適用于有高精度要求的特殊磨頭
>2.5
根據(jù)上表，設(shè)計(jì)是Ⅱ型，因此設(shè)值a/ D1為1.25～2.5，就是：
a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×50=37.5～75
預(yù)設(shè)a=45。
4.10 主軸支承跨距
本節(jié)是說(shuō)主軸前后支承反力作用點(diǎn)的距離。
設(shè)L≤2.5a為宜。合理跨距式子如下：
L≤2.5a=2.5×120=500
初取L=280。
4.11 主軸結(jié)構(gòu)圖
按所有上面的式子分析出，主軸結(jié)構(gòu)可初做如圖4-7所示：
圖4-7 主軸結(jié)構(gòu)圖
4.12 主軸組件的驗(yàn)算
主軸因受力影響，而變形是很小的，這將允許基本因素的變形的大小確定主軸的尺寸，從而使主軸的剛度的計(jì)算監(jiān)視一般中心線聚焦的情況下的基礎(chǔ)上是不一樣的。通常主軸剛性足夠的需求，能滿(mǎn)足強(qiáng)度的要求。
4.12.1 支承的簡(jiǎn)化
兩個(gè)軸承主軸，當(dāng)每個(gè)僅支持單個(gè)或雙列滾動(dòng)軸承或兩個(gè)單列球軸承，主軸單元可以簡(jiǎn)化為一個(gè)簡(jiǎn)支梁，如圖4-8，如果前者支持兩個(gè)或更多的軸承，可視為無(wú)失真的前主軸軸承可以簡(jiǎn)化為梁的固定端，在圖4-9所示：
圖4-8 主軸組件簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁
圖4-9 主軸組件簡(jiǎn)化為固定端梁
前支承選雙列角接觸球軸承作為支承，就判定主軸無(wú)變形，如上面簡(jiǎn)圖4-9所示。
4.12.2 主軸的撓度
從相關(guān)引用書(shū)目第188頁(yè)的表格6.1，對(duì)圖4-9進(jìn)一步分析，如下圖4-10所示固定端梁在載荷作用下的變形：按此圖，得出最大撓度為
=
圖4-10 固定端梁在載荷作用下的變形
主軸端部的最大撓度結(jié)果算出來(lái)就是：
=-1.87×10 mm
4.12.3 主軸傾角
按圖4-10，得出結(jié)論是此時(shí)的最大傾角
=
主軸傾角計(jì)算出來(lái)是：
=-2.3×10 rad
找出磨頭設(shè)計(jì)書(shū)的第670頁(yè)，得到：
當(dāng)值
x≤0.0002L mm
≤0.001 rad
時(shí)，主軸的剛度就可滿(mǎn)足要求。
將已知數(shù)據(jù)和代入，得到以下結(jié)果：
初步設(shè)計(jì)的主軸滿(mǎn)足剛度要求。
1 求作用在帶輪上的力＝500
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向見(jiàn)下圖5.1所示。
圖4-11 軸的載荷分布圖
2 初步確定軸的最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。設(shè)定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得
＝112×＝60.36
3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）定義按照第直徑和長(zhǎng)度的要求的軸的軸向定位
②預(yù)選的滾動(dòng)軸承。同時(shí)下部徑向和軸向力，從而使單列圓錐滾子軸承的選擇。談到工作要求，并按照= 80毫米，軸承目錄在第一次安裝0基本通關(guān)組，單列圓錐滾子軸承的精度標(biāo)準(zhǔn)（GB / T 297-1994）50217型，尺寸深× T =e×85毫米×150毫米×50.5毫米，使得=≥85毫米;軸向定位正確的圓錐滾子軸承套，取14毫米袖寬，則=44.5毫米。
③安裝采取軸承軸部= 90毫米，與位于左側(cè)和左下軸承之間的套筒。已知為90mm帶輪寬度，從而使插座的端面被按壓到可靠軸承，軸段應(yīng)比輪的寬度稍短，從而使他們選擇= 86毫米。用正確的姿勢(shì)，肩部高度h> 0.07d寬度，所以取H = 7毫米，那么104例毫米，b = 12毫米。
④幫助他們支付37.5毫米，總寬度（減速器和軸承蓋的設(shè)計(jì)而定）。下蓋和容易地組裝和軸承潤(rùn)滑脂的拆卸，要求，采取的外端帽到半聯(lián)軸器的右端面之間的距離，因此，他們選擇=67.5毫米。
在這一點(diǎn)上，這是原始直徑和慢軸的各段的長(zhǎng)度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
圖4-12 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖
表4-1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)
段名
參數(shù)
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長(zhǎng)度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（2）軸部外周的定位
皮帶輪，聯(lián)軸器半和軸從周邊定位平鍵連接的。壓力=從表手冊(cè)90毫米6-1理查德·平鍵部分寬×高= 25毫米×14毫米帶鍵槽銑床鍵槽螺旋槳葉片，長(zhǎng)70毫米，并保證軸承和很好的結(jié)合中性軸，所以選擇與輪轂的軸和軸承連接相同的條件下與離合器半軸，為20毫米×12平方毫米×90毫米的選擇平鍵，與連接和軸的一半。圓周方向定位滾子軸承和軸，確保過(guò)渡配合軸的直徑公差在此選擇M6。
在軸和斜角尺寸的圓周（3）計(jì)算
參考表15-2的教科書(shū)，取左側(cè)軸錐2×2.5×權(quán)倒角。各軸肩半徑：R2的Ⅱ系，其余為R2.5。
4-軸重需求
首先，計(jì)算圖表軸結(jié)構(gòu)（圖7.1）（圖7.2）。樞轉(zhuǎn)點(diǎn)軸承的位置的確定必須是一個(gè)手動(dòng)控制值。對(duì)于50 217圓錐滾子軸承中，手動(dòng)理查德=29.9毫米。因此，如果簡(jiǎn)支梁支撐軸跨度= 57.1 + 71.6 =128.7毫米。根據(jù)軸的軸線彎矩圖和扭矩圖表（圖7.1）的計(jì)算中。
如可以從該圖和彎矩和該軸的軸線C危險(xiǎn)部分的橫截面的轉(zhuǎn)矩可以看到。計(jì)算公式如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表4-2 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù)
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
5按彎曲應(yīng)力檢查抗拉強(qiáng)度合成鞋面
如果選中，通常只檢查最大彎矩和扭矩截面（即危險(xiǎn)的C部分）抵抗軸的強(qiáng)度。根據(jù)教科書(shū)式（15-5）和表7.2，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力脈動(dòng)周期交替壓力的，取= 0.6計(jì)算的應(yīng)力軸公式如下：
＝＝ MPa＝12.4 MPa
驗(yàn)證此軸安全。
軸6準(zhǔn)確疲勞檢查
（1）分析險(xiǎn)段
橫截面，Ⅱ，Ⅲ，B的，只是聚合效應(yīng)，雖然花鍵軸引起的過(guò)渡適合軸的兩個(gè)集中疲勞強(qiáng)度，但是因?yàn)樵撦S的最小直徑由削弱多了，所以橫截面A的抗扭強(qiáng)度確定，ⅱ，ⅲ，B，無(wú)需檢查。
在軸上，橫截面Ⅳ和Ⅴ壓配合截面C.剖視圖相似的應(yīng)力集中和橫截面Ⅳ的Ⅴ影響的最大載荷的載荷下所造成的最嚴(yán)重的應(yīng)力集中，從點(diǎn)，Ⅴ剖面的疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力集中的但不是轉(zhuǎn)矩的作用，而在軸直徑大，這是沒(méi)有必要的強(qiáng)度的檢查。雖然上的最大應(yīng)力，而且應(yīng)力集中的橫截面C為不是，并且在這里所述柄的最大直徑（應(yīng)力通過(guò)干涉配合和鍵槽都集中在兩端引起的），因此，不需要截面C中，部分Ⅵ和Ⅶ顯然較少的控制必要的控制。附件教科書(shū)章3示出了應(yīng)力集中比系數(shù)比鍵槽壓配合小從而容易地確認(rèn)該軸的左側(cè)和右側(cè)部分Ⅳ。
（2）截面Ⅳ左側(cè)
抗彎截面系數(shù)式子是： W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系數(shù)式子是： ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩式子是： ＝1 410 990
截面上的彎曲應(yīng)力式子是：
＝1.48 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力式子是：
＝11.49 MPa
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。從相關(guān)書(shū)本找出
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，因
，
經(jīng)插值后查得
＝1.9，＝1.29
從相關(guān)書(shū)本找出圖3-1得出結(jié)論是軸的材料的敏性系數(shù)為
，＝0.88
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為
＝1.756
從相關(guān)書(shū)本找出圖3-2的尺寸系數(shù)；從相關(guān)書(shū)本找出3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，從相關(guān)書(shū)本找出圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
從相關(guān)書(shū)本找出及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，從相關(guān)書(shū)本找出式子（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應(yīng)力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
＝9.68 MPa
過(guò)盈配合處的，從相關(guān)書(shū)本找出表3-8用插值法求出，設(shè)＝0.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
軸按磨削加工，從相關(guān)書(shū)本找出圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，從相關(guān)書(shū)本找出式子（3-12）及式憶（3-12a）得綜合系數(shù)為
＝3.33
＝2.68
從相關(guān)書(shū)本找出及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，從相關(guān)書(shū)本找出式子（15-6）(15-8)算出，
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。
第5章 鍵的選擇與校核
5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核
5.1.1鍵的選擇
本論文中所有鍵都選A型圓頭普通平鍵，材質(zhì)45鋼，鍵的尺寸在帶輪1上時(shí)的數(shù)據(jù)同表5-1所示：
表5-1 帶輪1上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱(chēng)
直
徑
d
公稱(chēng)
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱(chēng)
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱(chēng)
尺寸
極限
偏差
公稱(chēng)尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
0.2
0
0.25
0.40
5.1.2 鍵的校核
1.鍵的剪切強(qiáng)度校核
鍵中的動(dòng)力傳遞過(guò)程中，受破壞的剪切強(qiáng)度，如下所示：
圖5-1 鍵剪切受力圖
如圖5.1，式子里，b= 8毫米，L= 25毫米。許鍵剪切應(yīng)力[T] =為50MPa，得出結(jié)論，估計(jì)前軸為T(mén) =55牛米的扭矩，對(duì)債券條件的剪切強(qiáng)度：
（式子里，D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M50 （結(jié)構(gòu)合理）
2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核
在發(fā)送功率的過(guò)程，因?yàn)樵谑顾龌瑒?dòng)鍵的上部和下部的關(guān)鍵作用的上，下兩部分之間，甚至強(qiáng)切割，從而使關(guān)鍵的故障原因的化合物，其力的上和下側(cè)下面所示的條件：
圖5-2 鍵擠壓受力圖
從
（5-2）
=2000 N
得出
（5-3）
8 結(jié)構(gòu)合理
5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核
5.2.1 鍵的選擇
本論文中所有鍵都選A型圓頭普通平鍵，材質(zhì)45鋼，鍵的尺寸在帶輪2上時(shí)的數(shù)據(jù)同表5-1所示：
表5-2 帶輪2上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱(chēng)
直
徑
d
公稱(chēng)尺寸
bh
寬度b
深度
公稱(chēng)
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱(chēng)
尺寸
極限
偏差
公稱(chēng)尺寸
極限偏差
最小
最大
35
108
10
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.2.2 鍵的校核
鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（5-4）
=6.3 M50 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力見(jiàn)下圖5-7，鍵的許用擠壓應(yīng)力預(yù)設(shè)=100 。
由