鉆桿螺旋邊成型機(jī)總體設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　本設(shè)計(jì)主要對鉆桿螺旋邊卷繞機(jī)進(jìn)行了較全面論述，了解了纏繞機(jī)的類型、發(fā)展現(xiàn)狀。闡明了卷繞機(jī)的工作原理、組成及其特性。并根據(jù)螺卷繞機(jī)的工作原理、工作條件、工作要求等設(shè)計(jì)一卷繞機(jī)。在此過程中，經(jīng)過對比結(jié)合，初步確定了合適的卷繞機(jī)結(jié)構(gòu)形式。 在計(jì)算中，首先確芯軸的尺寸，然后通過對該尺寸計(jì)算校核，選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進(jìn)行校核，

2、確定是否能達(dá)到設(shè)計(jì)要求。由于某些原因，沒有上傳完整的畢業(yè)設(shè)計(jì)（完整的應(yīng)包括畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書、相關(guān)圖紙CAD/PROE、中英文文獻(xiàn)及翻譯等），此文檔也稍微刪除了一部分內(nèi)容（目錄及某些關(guān)鍵內(nèi)容）如需要的朋友，請聯(lián)系我的叩扣:2215891151，數(shù)萬篇現(xiàn)成設(shè)計(jì)及另有的高端團(tuán)隊(duì)絕對可滿足您的需要. 由于芯軸在卷繞過程中受力較復(fù)雜。本設(shè)計(jì)從這個(gè)問題出發(fā)，通過芯軸的動(dòng)力學(xué)模型對其受力過程進(jìn)行分析.同時(shí)，利用分析問題的結(jié)果再綜合其他因素，最終選取合適

3、的電動(dòng)機(jī)、減速器和聯(lián)軸器。接下來的設(shè)計(jì)包括對主軸組件的設(shè)計(jì)校核，對送料壓輪的設(shè)計(jì)校核，對連接接鍵及轉(zhuǎn)盤的強(qiáng)度校核，對支承軸的命、前后支架軸承端蓋及套杯的設(shè)計(jì)和優(yōu)化。</p><p>　　最后對鉆桿螺旋邊卷繞機(jī)的安裝和平時(shí)保養(yǎng)做了總結(jié)，整個(gè)設(shè)計(jì)對今后的設(shè)計(jì)工作將有實(shí)際指導(dǎo)意義和價(jià)值。</p><p>　　關(guān)鍵詞：螺旋邊卷繞機(jī) 芯軸 校核 原理</p><p>

4、;<b>　　Abstract</b></p><p>　　This design on the drill pipe spiral side winding machine, discussed in a more comprehensive understanding of a winding machine type, development status. Clarifies the

5、 working principle of the winding machine, the composition and characteristics. And in accordance with the working principle of the spiral winding machine, working conditions, job requirements and the design of a winding

6、 machine. In this process, after the contrast combination, initially identified a suitable winding machine struct</p><p>　　Finally, the installation and normal maintenance of the drill pipe spiral edge of th

7、e winding machine to do the entire design for the future design work will have practical guidance on the meaning and value.</p><p>　　Key words: Spiral side winding machine Mandrel Check principle<

8、/p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　前 言………………………………………………………………錯(cuò)誤!未定義書簽。</p><p>　　1 芯軸參數(shù)設(shè)計(jì)……………………………………………………2</p><p>　　1.1芯軸直徑及螺旋邊弧長計(jì)算......................2<

9、/p><p>　　1.2 芯軸的其他尺寸參數(shù)設(shè)計(jì)........................3</p><p>　　2 芯軸力學(xué)模型及電機(jī)選用..............................4</p><p>　　2.1 芯軸裝置力學(xué)模型..............................4</p><p>　　2.2 扁

10、鋼塑性變形分析..............................5</p><p>　　2.3 芯軸和卷制的扁鋼轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分析..................5</p><p>　　2.4 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算及選用..........................8</p><p>　　3 芯軸尺寸校核和確定........................

11、.........10</p><p>　　3.1按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件強(qiáng)度校核并確定軸的直徑..........11</p><p>　　3.2 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸.........................12</p><p>　　4 主軸組件設(shè)計(jì).......................................29</p><p

12、>　　4.1主軸組件的基本要求............................29</p><p>　　4.2滾動(dòng)軸承的剛度確定............................31</p><p>　　4.3主軸組件設(shè)計(jì)計(jì)算..............................31</p><p>　　4.4 主軸組件的剛度校核.....

13、......................39</p><p>　　5 連接接鍵的強(qiáng)度校核計(jì)算及轉(zhuǎn)盤的設(shè)計(jì).................40</p><p>　　5.1鍵的連接強(qiáng)度計(jì)算..............................40</p><p>　　6 支承軸承的壽命校核.................................43

14、</p><p>　　6.1 力作用于I處時(shí)對軸承的壽命校核...............44</p><p>　　6.2 力作用于II處時(shí)對軸承的壽命校核..............50</p><p>　　7 送料壓輪設(shè)計(jì).......................................55</p><p>　　8 前、后支承

15、設(shè)計(jì)......................................57</p><p>　　8.1 前后支承的作用和設(shè)計(jì)基本要求.................57</p><p>　　8.2 前支承的具體設(shè)計(jì)參數(shù).........................57</p><p>　　8.3 后支承的具體設(shè)計(jì)參數(shù).................

16、........60</p><p>　　9 前后支架軸承端蓋及套杯設(shè)計(jì)..........................60</p><p>　　9.1 前支架軸承端蓋設(shè)計(jì)...........................60</p><p>　　9.2 后支架軸承端蓋及套杯設(shè)計(jì).....................62</p><p

17、>　　10 導(dǎo)軌和機(jī)架設(shè)計(jì).....................................64</p><p>　　10.1 導(dǎo)軌設(shè)計(jì)....................................63</p><p>　　10.2 機(jī)架設(shè)計(jì)....................................63</p><p>　　致

18、謝.................................................66</p><p>　　參考文獻(xiàn)..............................................69</p><p><b>　　前 言</b></p><p>　　傳統(tǒng)加工工藝是采用熱卷工藝，由4人一組進(jìn)行操作，第

19、一個(gè)人上料，并用鐵鉗子扶正原料，同時(shí)用腳壓住原料；第二個(gè)人用手虎鉗將原料端部夾緊于模具左端螺旋槽開始位；第三個(gè)人用氧一乙炔中性火焰逐段加熱進(jìn)入螺旋槽內(nèi)的原料；第四個(gè)人待原料加熱到奧氏體狀態(tài)，轉(zhuǎn)動(dòng)手把卷制螺旋邊，共分3段進(jìn)行卷制，直至結(jié)束，取出整個(gè)成品。傳統(tǒng)工藝存在著許多問題，工人勞動(dòng)強(qiáng)度大；產(chǎn)量低、成本高、人工效率低；模具消耗大，退模困難，勞動(dòng)條件差；產(chǎn)品質(zhì)量存在無法消除的缺陷；因離火焰近，工人長時(shí)間受高熱影響，尤其在夏天情況更為惡劣。

20、</p><p>　　這次畢業(yè)設(shè)計(jì)的鉆桿螺旋邊卷繞機(jī)，采用專用機(jī)床冷卷，卷繞機(jī)。它是將扁鋼條卷繞成拉簧狀。卷繞之前需先把扁鋼條固定在轉(zhuǎn)盤上，然后裝夾在滑輪的槽內(nèi)。這時(shí)可起動(dòng)按鈕，通過驅(qū)動(dòng)電機(jī)經(jīng)過減速器減速后達(dá)到50的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)盤旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)扁鋼條卷繞到芯軸上。通過滑輪與光杠是滑動(dòng)配合。隨著卷繞圈數(shù)的增加，滑輪能自行向左軸向移動(dòng)，直到整根扁鋼條卷繞成螺旋邊為止。停車后軸承座上銷軸，將后軸承座向后推開，取下芯軸。然后再套在

21、鉆桿內(nèi)用螺旋邊拉伸機(jī)拉開至所需螺距。</p><p>　　改進(jìn)工藝后螺旋邊彎曲均勻，螺距均勻，變形光滑，產(chǎn)品質(zhì)量大幅提高，質(zhì)量穩(wěn)定，下步工序無需整形；工作條件良好，工人勞動(dòng)強(qiáng)度極大改善，退模容易，模具消耗低；效率提高，整體加工能力提高了10倍左右，解決了以前制約生產(chǎn)的瓶頸問題。</p><p><b>　　1 芯軸參數(shù)設(shè)計(jì)</b></p><p&g

22、t;　　1.1 芯軸直徑及螺旋邊弧長計(jì)算</p><p>　　鉆桿參數(shù)：長1米；螺距；鉆桿直徑26；</p><p><b>　　鉆桿螺旋邊參數(shù)。</b></p><p><b>　　圖1-1 鉆桿</b></p><p>　　0～2對應(yīng)弧長為（即單位螺旋弧長）：</p><p&

23、gt;　　其中為螺旋線X=a cost, Y=a sint, Z=kt;</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　式（ 1-1 ）</b></p><p><b>　　由已知設(shè)計(jì)參數(shù)得：</

24、b></p><p>　　螺距L=60mm=2k k=30/2</p><p>　　直徑d=26mm a=13</p><p>　　帶入式1-1中，則有：</p><p><b>　　=</b></p><p>　　螺旋線總弧長：S=×</p&g

25、t;<p>　　圖1-2 芯軸卷繞螺旋邊</p><p>　　由等弧長公式求解得:</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　解得： mm</b></p><p><

26、;b>　　說明：</b></p><p>　　由于在卷繞同時(shí)芯軸和卷繞的螺旋邊之間存在一定的間隙，為了確保螺旋邊拉伸后緊貼在的空心鉆桿上，因此取，即芯軸直徑為。</p><p>　　1.2 芯軸的其他尺寸參數(shù)設(shè)計(jì)</p><p><b>　　由設(shè)計(jì)參數(shù)知：</b></p><p>　　鉆桿螺旋邊螺距為

27、 鉆桿長度為 螺旋邊尺寸為（厚寬）</p><p>　　為了實(shí)現(xiàn)緊密纏繞、防止爬背設(shè)計(jì)卷繞角度為，則螺旋邊在沿軸線方向上的距離為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為芯軸上纏繞螺旋邊的數(shù)目，取;</p><p><b>　　為鉆桿長度，;</b>&l

28、t;/p><p><b>　　為芯軸直徑，。</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p>　　尺寸分布如下：（單位mm）</p><p>　　圖1-3 芯軸尺寸參數(shù)</p><p>　　2 芯軸力學(xué)模型及電機(jī)選用</p><p>　

29、　動(dòng)力學(xué)模型描述了卷繞裝置所受的力和力矩作用產(chǎn)生的影響。芯軸卷繞過程中受力較復(fù)雜。本章從這個(gè)問題出發(fā)，通過芯軸的動(dòng)力學(xué)模型對上述所提到的受力過程進(jìn)行分析.同時(shí)，利用分析問題的結(jié)果再綜合其他條件選取合適的電機(jī)。</p><p>　　2.1 芯軸裝置力學(xué)模型</p><p>　　如圖2-1所示是卷繞機(jī)構(gòu)芯軸卷繞扁鋼運(yùn)動(dòng)受力簡圖。是芯軸的直徑；是芯軸卷繞金屬扁鋼時(shí)的線速度；是F是扁鋼塑性變形臨界

30、點(diǎn)的力。F是轉(zhuǎn)動(dòng)慣量派生產(chǎn)生的力。根據(jù)力的平衡原理得：</p><p><b>　　F=F+F</b></p><p>　　圖2-1 芯軸卷繞扁鋼運(yùn)動(dòng)受力簡圖</p><p>　　2.2 扁鋼塑性變形分析</p><p>　　扁鋼由直板形狀開始發(fā)生彎曲時(shí)的初始轉(zhuǎn)矩為M</p><p><b&

31、gt;　　M=</b></p><p><b>　　M=×</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　W為扁鋼抗彎截面系數(shù)：W=</p><p>　　為Q235-

32、A鋼材的屈服強(qiáng)度：=235 Mpa</p><p>　　為鋼材截面形狀系數(shù)（矩形）：取1.5</p><p>　　2.3 芯軸和卷制的扁鋼轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分析</p><p>　　芯軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)卷制螺旋邊引起的轉(zhuǎn)矩值：</p><p><b>　　==</b></p><p><b>　　=<

33、/b></p><p><b>　　= 且=0</b></p><p><b>　　則：</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　= ==</b></p><p><b>　　

34、式中：</b></p><p>　　J為芯軸及其卷繞螺旋扁鋼的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（包括芯軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和芯軸上扁鋼的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，即J=+）；</p><p>　　為芯軸轉(zhuǎn)動(dòng)平穩(wěn)后勻速轉(zhuǎn)動(dòng)角速度。</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p>&

35、lt;p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　式中：</b></p><

36、;p><b>　　為芯軸的質(zhì)量；</b></p><p>　　為芯軸材料密度約為；</p><p><b>　　為芯軸體積參數(shù)。</b></p><p><b>　　說明：</b></p><p>　　由于扁鋼是緊密纏繞在芯軸上的，為了簡化計(jì)算可近似等效為卷筒物理模型，則

37、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為芯軸上扁鋼的質(zhì)量；</p><p>　　為扁鋼的密度，約為；</p><p><b>　　為扁鋼的體積參數(shù)。</b></p><p><b>　　kg</b></p&g

38、t;<p><b>　　式中：</b></p><p>　　B、h、L是芯軸上卷繞螺旋邊的厚度、高度、長度，參數(shù)是3×13×10400（單位：mm）。</p><p>　　因此有： </p><p>　　即： </p><p><b>　　說明：&

39、lt;/b></p><p>　　由于轉(zhuǎn)動(dòng)慣量派生出的力相對塑性變形力很小，因此可忽略不計(jì)，取</p><p>　　2.4 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算及選用</p><p>　　根據(jù)前面的計(jì)算結(jié)果可以求得電動(dòng)機(jī)功率：</p><p><b>　　傳動(dòng)效率得：</b></p><p><b>　

40、　實(shí)際所需功率：</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為帶傳動(dòng)效率，取0.96；</p><p>　　為軸承傳動(dòng)效率，取0.98；</p><p>　　為齒輪傳動(dòng)效率，取0.97；</p><p>　　為聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，取0.99；</p>

41、;<p>　　為轉(zhuǎn)盤傳動(dòng)效率，取0.99。</p><p><b>　　說明：</b></p><p>　　由于在進(jìn)行電動(dòng)機(jī)選取考慮因素中，沒有考慮到摩擦損耗。同時(shí)摩擦損耗也是機(jī)械能流失最嚴(yán)重的原因，大多以熱能形式損失掉。再則，為了減少電動(dòng)機(jī)的負(fù)載率，提高電動(dòng)機(jī)的使用壽命。因此，查閱機(jī)械手冊，根據(jù)Y系列（IP44）三相異步電機(jī)參考數(shù)據(jù)，選用型號為Y90L

42、-4 電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)額定功率是1.5kw,滿載轉(zhuǎn)速為1400r/min。</p><p>　　3 芯軸尺寸校核和確定</p><p>　　芯軸是卷繞機(jī)與螺旋邊直接接觸工作的部位，由于芯軸要求的直徑只有32mm，所以芯軸不能太長。如果太長軸上受到的彎矩會增大，這樣會造成芯軸的制造選材困難，增加成本。同時(shí)，為了使芯軸能正常工作，需在芯軸右設(shè)置支承機(jī)構(gòu)。結(jié)構(gòu)采用類似車床頂尖結(jié)構(gòu)（圖3-1）。由

43、于后支承軸的直徑尺寸遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于芯軸的工作直徑，同時(shí)為了簡化計(jì)算故假設(shè)后支承和芯軸是通軸聯(lián)接。</p><p>　　圖3-1 后支承頂尖</p><p>　　3.1按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件強(qiáng)度校核并確定軸的直徑</p><p>　　芯軸設(shè)計(jì)尺寸如圖3-2所示：</p><p>　　圖 3-2 芯軸設(shè)計(jì)尺寸</p><p><b

44、>　　式中：</b></p><p><b>　　為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，；</b></p><p><b>　　為扭矩，；</b></p><p>　　為軸的抗扭截面系數(shù)，；</p><p><b>　　為轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速，；</b></p><p>

45、　　為芯軸處最小直徑，；</p><p>　　為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，?。?0Cr鋼）。</p><p>　　3.2 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸</p><p>　　3.2.1卷繞螺旋邊芯軸受力分析</p><p>　　由設(shè)計(jì)條件可知： 卷繞角度為5</p><p>　　滑輪和芯軸位置尺寸結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：</p>

46、<p><b>　　受力分析可簡化為：</b></p><p>　　根據(jù)平面力的分析可知：</p><p><b>　　圖 3-4</b></p><p>　　3.2.2 在芯軸上滑輪的運(yùn)動(dòng)范圍</p><p>　　由第一章中芯軸參數(shù)設(shè)計(jì)可知卷繞一個(gè)螺旋邊需要扁鋼長度為1869mm.由于在

47、卷繞過程中為了方便螺旋邊的制作，提高加工效率，因此選用長為10.5米的扁鋼（非標(biāo)準(zhǔn)扁鋼，需要專門定做）。待卷繞完成后，根據(jù)所需要的長度截取即可。這樣一來省時(shí)省力，一次裝夾七次剪切便可獲取6段螺旋邊。</p><p>　　螺旋邊在芯軸軸向上長度為：</p><p>　　因此，滑輪在芯軸上的移動(dòng)范圍是45mm345mm，即也是在芯軸上的作用范圍。</p><p>　　3

48、.2.3 對芯軸上所受的力和力矩進(jìn)行分析</p><p><b>　?。╝）</b></p><p><b>　　(b)</b></p><p><b>　　(c)</b></p><p>　　圖3-4 軸的剪力和彎矩圖</p><p>　　以梁的左端為

49、坐標(biāo)原點(diǎn)，選取坐標(biāo)系如圖3-4所示。在AC段取距離原點(diǎn)為x的任意截面，截面以左只有外力，根據(jù)剪力和彎矩的計(jì)算方法和符號規(guī)則，求出這一截面的和M分別為：</p><p>　　由于a+b=L 且 (a為螺旋邊在芯軸上的移動(dòng)范圍)</p><p>　　則當(dāng)時(shí)，M取最大值，即：</p><p>　　3.2.4 對芯軸最大彎矩處力和力矩進(jìn)行分析并校核軸的強(qiáng)度</p

50、><p><b>　　力、彎矩、扭矩分析</b></p><p><b>　　受力分析圖：</b></p><p><b>　　剪力圖：</b></p><p><b>　　彎矩圖：</b></p><p><b>　　扭矩圖

51、：</b></p><p>　　圖3-5 軸的受力分析圖</p><p><b>　　2）芯軸強(qiáng)度校核</b></p><p>　　已知軸的彎矩和扭矩后，可以針對某些危險(xiǎn)的截面（即彎矩和扭矩大而軸頸可能不足的截面）做彎矩合成強(qiáng)度校核計(jì)算。按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力：</p><p>　　通常由彎矩所產(chǎn)生的彎矩應(yīng)

52、力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而扭矩產(chǎn)生的扭矩切應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)應(yīng)力。為了考慮兩者循環(huán)特征不同的影響，引入折合系數(shù)，則計(jì)算應(yīng)力為：</p><p>　　式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭矩應(yīng)力為靜止時(shí)，取。</p><p>　　對于直徑為的圓軸，彎曲應(yīng)力為，扭矩切應(yīng)力，將帶入式，則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為：</p><p><b>　　式中：</b&g

53、t;</p><p><b>　　為軸的計(jì)算應(yīng)力，；</b></p><p><b>　　為軸所受的彎矩，；</b></p><p><b>　　為軸所受的扭矩，；</b></p><p><b>　　為抗彎截面系數(shù)，</b></p><

54、;p>　　為受到對稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，軸的許用彎曲應(yīng)力，。</p><p>　　3.2.5 精確校核芯軸的疲勞強(qiáng)度</p><p>　　精確校核芯軸的疲勞強(qiáng)度計(jì)算實(shí)質(zhì)是在于確定變應(yīng)力情況下軸的安全程度。在已知的外形尺寸及載荷的基礎(chǔ)上，確定II截面為危險(xiǎn)截面。（此外是對彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，還有應(yīng)力集中和絕對尺寸影響）同時(shí)對彎矩最大處截面III進(jìn)行安全校核。</p><p

55、>　　圖 3-6 芯軸工作部分圖</p><p><b>　　<1>截面II右側(cè)</b></p><p>　　由3.2.3對芯軸上力、彎矩分析可知：當(dāng)II截面上有最大彎矩時(shí)，扁鋼繞到最后一圈，即距離軸支承最左側(cè)345mm處，則：</p><p><b>　　圖3-7</b></p><

56、p>　　截面II處最大彎矩為：</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　截面II處扭矩：</b></p><p><b>　　截面上彎曲應(yīng)力：</b><

57、/p><p><b>　　截面上扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：</b></p><p>　　芯軸材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械手冊中數(shù)據(jù)可查得：</p><p>　　截面上由于軸肩而產(chǎn)生的理論應(yīng)力集中系數(shù)按照機(jī)械手冊表21-27查找（圖3-8）。</p><p>　　圖3-8 理論應(yīng)力集中系數(shù)</p><p>&l

58、t;b>　　因</b></p><p><b>　　經(jīng)插值后可查得：</b></p><p>　　又有機(jī)械設(shè)計(jì)教材中附圖3-1可得到軸的材料敏感系數(shù)為：</p><p>　　圖3-9 鋼材的敏感系數(shù)</p><p><b>　　由圖3-9知：</b></p><

59、p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)可知:</p><p>　　由圖3-10可知鋼材的尺寸和截面系數(shù)為：</p><p>　　圖3-10鋼材的尺寸和截面系數(shù)</p><p>　　由圖3-11可知扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)為：</p><p>　　圖3-11 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)</p><p>　　軸按照磨削加工，由圖3-12可知表面質(zhì)

60、量系數(shù)：</p><p>　　圖4-12 表面質(zhì)量系數(shù)</p><p>　　軸未經(jīng)過強(qiáng)化處理，即： ；</p><p>　　計(jì)算彎曲疲勞極限綜合影響系數(shù)和剪切疲勞極限綜合影響系數(shù)得：</p><p>　　根據(jù)合金鋼特性系數(shù)： 取</p><p><b>　　取</b></p&g

61、t;<p><b>　　則計(jì)算安全系數(shù)</b></p><p>　　<2>對芯軸上最大彎矩處進(jìn)行安全系數(shù)校核（截面III處）</p><p>　　由于截面III處的兩側(cè)直徑相同，則選取左側(cè)和右側(cè)均可且結(jié)果相同。</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p&

62、gt;<b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p>　　由3.2.4所計(jì)算的最大彎矩為：</p><p><b>　　截面扭矩為：</b></p><p><b>　　截面上彎曲應(yīng)力為：</b></p><p><b>　　截面上扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：</b>

63、</p><p>　　根據(jù)附表查取集中應(yīng)力系數(shù)：</p><p>　　截面III處材料是非階梯軸，則：</p><p>　　故效應(yīng)力集中系數(shù)為：</p><p>　　由圖3-10可知鋼材的尺寸和截面系數(shù)為：</p><p>　　由圖3-11可知扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)為：</p><p>　　軸按照磨削

64、加工，由圖3-13可知表面質(zhì)量系數(shù)：</p><p>　　軸未經(jīng)過強(qiáng)化處理，即： ；</p><p>　　計(jì)算彎曲疲勞極限綜合影響系數(shù)和剪切疲勞極限綜合影響系數(shù)得：</p><p>　　根據(jù)合金鋼特性系數(shù)： 取</p><p><b>　　取</b></p><p><b>

65、;　　則計(jì)算安全系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)對芯軸截面II和截面III進(jìn)行安全系數(shù)計(jì)算，證明軸的安全系數(shù)符合要求。</p><p>　　3.2.6 芯軸的剛度校核計(jì)算</p><p>　　按芯軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計(jì)算</p><p>　　軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。圓軸扭轉(zhuǎn)角的計(jì)算公式為：</p>&l

66、t;p><b>　　階梯軸：</b></p><p>　　因此，軸的設(shè)計(jì)剛度符合要求。</p><p><b>　　4 主軸組件設(shè)計(jì)</b></p><p>　　大多數(shù)機(jī)床都具有主軸組件，而我們這次設(shè)計(jì)的專用機(jī)床只有一個(gè)主軸組件，。它是主運(yùn)動(dòng)的執(zhí)行件，是螺旋邊卷繞機(jī)的重要組成部分。主軸組件是由主軸、支承軸承和安裝在軸

67、上的傳動(dòng)件、密封件等組成的。</p><p>　　主軸組件功用是用來支承并帶動(dòng)工作機(jī)構(gòu)（包括工件等）完成運(yùn)動(dòng)并傳遞扭矩、承受工作載荷。因此，主軸組件的工作性能直接影響到加工質(zhì)量和生產(chǎn)率等。主軸實(shí)際上是這臺專用機(jī)床的工作機(jī)構(gòu)的輸入軸。</p><p>　　4.1主軸組件的基本要求</p><p>　　為了使主軸組件在一定的載荷與轉(zhuǎn)速下，能使工件獲得精確、穩(wěn)定的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)

68、，并長期保持這一性能，對主軸組件的基本要求有以下幾方面：</p><p>　　4.1.1 旋轉(zhuǎn)精度</p><p>　　主軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)線速度為零的點(diǎn)的連線為主軸的旋轉(zhuǎn)中心線。在理想狀態(tài)下，該線即為主軸的幾何中心線，其位置是不隨時(shí)間而變化的。但實(shí)際上，由于制造和裝配等誤差的影響，主軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，該線的空間位置每時(shí)每刻都在發(fā)生變化。瞬時(shí)旋轉(zhuǎn)中心線相對于理想旋轉(zhuǎn)中心線的空間位置上的偏差，即主軸旋轉(zhuǎn)

69、時(shí)的瞬時(shí)誤差（旋轉(zhuǎn)誤差），其范圍就為主軸的旋轉(zhuǎn)精度為了便于分析，常把主軸的旋轉(zhuǎn)誤差分解成徑向圓跳動(dòng)和軸向竄動(dòng)和角度擺角。</p><p>　　圖4-1 主軸旋轉(zhuǎn)誤差分析圖</p><p>　　主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度是指卷繞機(jī)在空載低速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，在主軸前端定位面上測得的徑向圓跳動(dòng)、端面圓跳動(dòng)和軸向竄動(dòng)值的大小。主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度直接受到軸承精度和間隙的影響，同時(shí)也和與軸承相配合零件（箱體、主軸本身

70、—）的精度及軸承安裝、調(diào)整等因素有關(guān)。運(yùn)動(dòng)精度還取決于主軸轉(zhuǎn)速、軸承組合設(shè)計(jì)和軸承的性能以及主軸組件的平衡等。</p><p><b>　　4.1.2 靜剛度</b></p><p>　　靜剛度簡稱為剛度。主軸組件的剛度是指在外加載荷的作用下抵抗變形的能力。通常是指在主軸工作端部作用一個(gè)靜態(tài)力（或扭矩M）時(shí)，F(xiàn)與主軸在F作用方向上所產(chǎn)生的變形y之比。對大多數(shù)機(jī)床來說，

71、主軸的徑向剛度是主要的。如果滿足了徑向剛度，則軸向剛度和扭轉(zhuǎn)剛度基本上都能滿足。</p><p><b>　　4.1.3耐磨性</b></p><p>　　主軸組件的耐磨性是指長期地保持其原始制造精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件的滑動(dòng)表面都必須有很高的硬度，以保持其耐磨性。影響耐磨性的主要因素為主軸、軸承材料與熱處理，軸承（或襯套）類型及潤滑方式等。<

72、/p><p>　　除以上三點(diǎn)外還有抗振性和熱變性，它們都不同程度上影響著機(jī)床的特性。</p><p>　　4.2滾動(dòng)軸承的剛度確定</p><p>　　滾動(dòng)軸承的剛度主要是徑向剛度和軸向剛度，這兩種剛度也同時(shí)存在著內(nèi)在的聯(lián)系。滾動(dòng)軸承的剛度一般是指徑向剛度。徑向剛度是軸承的徑向載荷與徑向位移之比值。徑向位移包括軸承本身的彈性位移和軸承環(huán)與主軸軸頸及箱體孔的配合表面間的接

73、觸變形?？梢灶A(yù)緊的滾動(dòng)軸承能減小其自身的彈性位移，計(jì)算時(shí)可不考慮其軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸變形，僅以滾動(dòng)軸承的游隙為零時(shí)，承受徑向載荷所產(chǎn)生的徑向彈性位移來計(jì)算軸承的剛度。</p><p>　　對于零間隙時(shí)球軸承剛度為：</p><p><b>　　式4-0</b></p><p><b>　　式中：</b>

74、</p><p>　　為軸承所受的徑向力，單位為;</p><p><b>　　為接觸角，單位為；</b></p><p><b>　　為滾動(dòng)體列數(shù)；</b></p><p><b>　　為單列滾子體個(gè)數(shù)；</b></p><p>　　4.3主軸組件設(shè)計(jì)

75、計(jì)算</p><p>　　根據(jù)“機(jī)械設(shè)計(jì)”課程中關(guān)于軸的設(shè)計(jì)基本內(nèi)容，卷繞機(jī)主軸的具體工作條件，應(yīng)用類比法確定主軸的基本結(jié)構(gòu)。</p><p>　　在一般情況下，軸的設(shè)計(jì)取決于剛度，而不是其機(jī)械強(qiáng)度。因此，主軸的構(gòu)造和形狀主要取決于軸上所安裝的傳動(dòng)件和軸承等零件類型、數(shù)量、位置和安裝方法等。同時(shí)還要考慮主軸的加工和裝配的工藝性。因此，常常把軸做成階梯形式。</p><p

76、>　　4.3.1主軸組件計(jì)算時(shí)支承簡化</p><p>　　在計(jì)算主軸組件的時(shí)候，應(yīng)首先建立力學(xué)模型，將兩個(gè)簡支承主軸作為簡支梁，支承（軸承）的實(shí)際支承點(diǎn)按照簡化方法簡化。在卷繞機(jī)主軸支承中，由于受到的徑向力不是很大，所以選用深溝球軸承。故簡化后的支承點(diǎn)在軸承中部。如圖4-2所示。經(jīng)過這樣的簡化后，主軸就可以當(dāng)作支承在剛性刃形支座上的簡支梁計(jì)算。</p><p>　　圖4-2 支承簡

77、化分析圖</p><p>　　4.3.2主軸直徑確定</p><p>　　根據(jù)材料力學(xué)可知，主軸的剛度與其慣性矩成正比，而慣性矩與軸的直徑的四次方成正比。主軸直徑越大，剛度值越大，但是直徑越大后耗材會增加，重量會增大，使主軸上的傳動(dòng)件和軸承以及主軸支架（主軸箱）尺寸增大；而且由于軸承的線速度提高增大了軸承的發(fā)熱量。因此，主軸直徑應(yīng)在合理內(nèi)盡量選大些，以滿足剛度的要求，并兼顧結(jié)構(gòu)緊湊。<

78、;/p><p>　　為便于安裝傳動(dòng)件及支承件，主軸通常為階梯軸，各段直徑向尾端逐漸減小。各段直徑中最重要的，并對主軸結(jié)構(gòu)尺寸有決定性影響的是同主軸前端軸承相配合的軸頸直徑。</p><p>　　主軸前軸頸直徑一般根據(jù)電機(jī)的功率來確定，由于在地三章已經(jīng)計(jì)算過最小直徑，同時(shí)為了簡化轉(zhuǎn)盤的加工，所以采用和芯軸前端相同的直徑即。后端由于還要連接聯(lián)軸器對軸端有削弱作用因此也設(shè)計(jì)成和前端相同的直徑。<

79、;/p><p>　　4.3.3．主軸前端部懸伸量的確定</p><p>　　主軸前端懸伸量是指主軸前支承徑向支反力作用點(diǎn)到前端受力作用點(diǎn)之間的距離。懸伸量一般取決于主軸端部的尺寸、主軸軸承的布置形式及密封形式。經(jīng)分析可得，伸縮量可以明顯地提高主軸組件的剛度和抗振性。</p><p>　　為了加強(qiáng)主軸前端與轉(zhuǎn)盤的接觸，方便設(shè)計(jì)與裝配，采用主軸與轉(zhuǎn)盤之間用鍵連接，接觸長度為

80、50mm。利用經(jīng)驗(yàn)公式初步確定前軸承座端面距離為50mm，再則軸承端蓋和裝配空間大約為50mm。則主軸前端懸伸量為：</p><p>　　4.3.4 主軸組件的兩支承的最佳跨距的計(jì)算</p><p>　　主軸組件所承受的外力通常是作用在主軸前端的徑向力和徑向力矩以及作用在主軸某處的傳動(dòng)力。這些作用力將使主軸端部發(fā)生撓度，它直接影響主軸組件的工作性能。它是由主軸本身的剛度及其主軸支承的剛度所

81、決定。根據(jù)力的獨(dú)立性原理，分別考慮在的單獨(dú)作用下求出主軸前端的撓度，然后進(jìn)行向量合成，得出前端的撓度。當(dāng)（主軸組件的最佳跨距）時(shí)，主軸端部的總撓度為最?。ǎ?，即主軸主件具有的最大剛度。</p><p>　　在卷繞機(jī)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)中為了簡化計(jì)算，同時(shí)由于影響較小。由于卷繞機(jī)在工作過程中只受到彎矩和圓周力，其中圓周力在水平面上可以使支承產(chǎn)生支反力，這時(shí)的圓軸力可以理解成水平面上的徑向力。</p><p&

82、gt;　　<1>假設(shè)當(dāng)軸承為剛性支承，主軸為彈性體，則主軸前端受力后的彈性彎曲引起的撓度，圖4-3是計(jì)算簡圖：</p><p>　　圖4-3 剛性支承撓度分析圖</p><p><b>　　式4-1</b></p><p>　　柔度對跨距與懸伸量之比的關(guān)系可見圖4-4中直線a。</p><p>　　圖4-4

83、 與的關(guān)系圖</p><p>　　<2>假設(shè)當(dāng)主軸為剛體，支承件為彈性體，又設(shè)前后支承的支反力分別是，其支承剛度相應(yīng)為，則前后支承的變形分別是。即：</p><p><b>　　式4-2</b></p><p>　　在主軸前端產(chǎn)生的撓度為，如圖4-5所示.即：</p><p>　　圖4-5支承件為彈性體撓度分

84、析</p><p><b>　　式4-3</b></p><p><b>　　根據(jù)力學(xué)關(guān)系求出：</b></p><p><b>　　式4-4</b></p><p><b>　　代入式4-3可得：</b></p><p><

85、b>　　則：</b></p><p>　　的關(guān)系可見圖4-4中的曲線b。</p><p>　　根據(jù)疊加原理。主軸端部最大變形量是剛性支承上的彈性主軸引起的主軸端部變形（撓度）和剛性主軸彈性支承端部變形（撓度）的代數(shù)和，即：</p><p><b>　　式4-5</b></p><p><b>

86、　　則：</b></p><p><b>　　+</b></p><p>　　與的關(guān)系可見圖4-4中的曲線，顯然存在最佳的值，這時(shí)的柔度最小，這就是主軸組件的綜合剛度最大。如果a已經(jīng)確定，則曲線c中的最低點(diǎn)時(shí)的為最佳跨距，此時(shí)的，設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)爭取獲得最佳跨距。</p><p>　　根據(jù)式4-5，主軸前端最小撓度的條件是=0，這時(shí)L即

87、是，整理后得出</p><p>　　上式只存在唯一的正根。借助主軸最佳跨距計(jì)算線圖求解。令綜合變量代入上式，可解得：</p><p>　　是個(gè)無量綱量，是和的函數(shù)，故可用為參變量，為變量，作出的計(jì)算線圖，圖4-6所示。</p><p>　　圖4-6 主軸最佳跨距計(jì)算線圖</p><p><b>　　計(jì)算單位：</b>&l

88、t;/p><p>　　長度為；力為；剛度為；彈性模量為；</p><p><b>　　由公式4-0可得：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　根據(jù)圖4-5，可知：</p><p>　　根據(jù)理論分析結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式，可得出實(shí)際跨距計(jì)算公式：</p&

89、gt;<p>　　由于卷繞機(jī)的受力較小同時(shí)在主軸上沒有齒輪的聯(lián)接軸的強(qiáng)度較高，軸上沒有受到齒輪嚙合的徑向力，在符合設(shè)計(jì)要求的前提下為了結(jié)構(gòu)緊湊。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式所以取</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　4.4 主軸組件的剛度校核</p><p>　　對于一般的設(shè)備中的主軸，主要進(jìn)行剛度校核算。通常，如果能滿

90、足剛度要求，也能滿足強(qiáng)度要求。主軸工作時(shí)，承受載荷為工作載荷、傳動(dòng)力和支反力，也就受到彎矩和扭矩的聯(lián)合作用及軸向的作用，但軸向力很小的，可以忽略不計(jì)。</p><p>　　主軸的校核方法和過程和第三章芯軸的校核方法相同，并且由于主軸的材料尺寸高出芯軸的尺寸很多。此外，在芯軸的校核計(jì)算中強(qiáng)度和剛度完全符合設(shè)計(jì)要求。在此就不再贅述校核了。</p><p>　　5 連接接鍵的強(qiáng)度校核計(jì)算及轉(zhuǎn)盤的

91、設(shè)計(jì)</p><p>　　鍵是一種標(biāo)準(zhǔn)件，通常用來實(shí)現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞運(yùn)動(dòng)。鍵主要分類有：平鍵、半圓鍵、楔形鍵和切向鍵。普通平鍵按構(gòu)造分為圓頭平鍵、平頭平鍵和單圓頭平鍵等三種。</p><p>　　5.1鍵的連接強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，連接中各個(gè)零件的受力情況如圖5-1所示。對于采用常見的材料組合和按標(biāo)準(zhǔn)選取尺寸的普通平鍵連接（

92、靜連接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴(yán)重的過載，一般不會出現(xiàn)鍵的斷裂（延a-a面剪斷）。因此，通常按工作面的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。</p><p><b>　　圖5-1</b></p><p>　　5.1.1 轉(zhuǎn)盤的設(shè)計(jì)</p><p>　　轉(zhuǎn)盤結(jié)構(gòu)的基本參數(shù)如圖3-2所示，直徑為150mm,厚度為90mm。加工轉(zhuǎn)盤直徑孔時(shí)，先用

93、臺鉆鉆直徑為42mm的孔，然后精磨內(nèi)孔形成的孔。在孔上銑一條寬為14mm高4.5mm的鍵槽。采用圓頭平鍵作為連接鍵，為了防止轉(zhuǎn)盤在軸向竄動(dòng)，使機(jī)床能正常工作，芯軸上的鍵槽距離軸肩要有一定的距離。鍵在連接芯軸和轉(zhuǎn)盤時(shí)只起到使芯軸繞回轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)的作用。因此，在芯軸上開的鍵槽要略深一些，一保證裝夾方便。同時(shí)鍵寬與鍵槽要嚴(yán)加配合，防止旋轉(zhuǎn)時(shí)松動(dòng)使芯軸不能同步旋轉(zhuǎn)，從而影響卷繞的進(jìn)行。</p><p>　　5.1.2 對芯

94、軸上的鍵強(qiáng)度校核</p><p>　　為了簡化校核工作，假設(shè)載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，芯軸上連接的普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　為傳遞的轉(zhuǎn)矩，；</b></p><p>　　為鍵的工作長度，；半圓頭平鍵，L為鍵的公稱長度，；

95、為鍵的寬度，；</p><p><b>　　為軸的直徑，30；</b></p><p>　　為軸、鍵、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓壓力，（見圖5-2）。</p><p>　　圖5-2 鍵連接許用拉、壓應(yīng)力</p><p>　　5.1.3 對主軸上的鍵強(qiáng)度校核</p><p>　　為了簡化校核工作，

96、假設(shè)載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，主軸上連接的普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為主軸的直徑，40；</p><p>　　其它參數(shù)的解釋同芯軸</p><p>　　6 支承軸承的壽命校核</p><p>　　軸承是一個(gè)支撐軸的零件，它可以

97、引導(dǎo)軸的旋轉(zhuǎn)，也可以承受軸上空轉(zhuǎn)的零件。將運(yùn)轉(zhuǎn)的軸與軸座之間的滑動(dòng)摩擦變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，從而減少摩擦損失的一種精密的機(jī)械元件，叫滾動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承一般由內(nèi)圈、外圈、滾動(dòng)體和保持架組成，其中內(nèi)圈的作用是與軸相配合，并與軸一起旋轉(zhuǎn)，外圈作用是與軸承座相配合，起支撐作用，滾動(dòng)體是借助于保持架均勻的將滾動(dòng)體分布在內(nèi)圈和外圈之間，其形狀大小和數(shù)量直接影響著滾動(dòng)軸承的使用性能和壽命，保持架能使?jié)L動(dòng)體均勻分布，防止?jié)L動(dòng)體脫落，引導(dǎo)滾動(dòng)體旋轉(zhuǎn)起潤滑作用。&

98、lt;/p><p>　　在卷繞機(jī)的設(shè)計(jì)中，由于卷繞時(shí)軸受到徑向力較小，因此可以選用深溝球軸承。由于尾 支架的軸頸較小，并且尺寸較為緊湊起輔助支承作用，故采用一對角接軸承。選用滾動(dòng)軸承的原因在于：　1、摩擦阻力小，功率消耗小，機(jī)械效率高，易起動(dòng)；2、尺寸標(biāo)準(zhǔn)化，具有互換性，便于安裝拆卸，維修方便；　3、結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，軸向尺寸更為縮小；4、精度高，轉(zhuǎn)速高，磨損小，使用壽命長；5、部分軸承具有自動(dòng)調(diào)新的性能；

99、6、適用于大批量生產(chǎn)，質(zhì)量穩(wěn)定可靠，生產(chǎn)效率高。</p><p>　　下圖6-1是軸承在軸之間的分布示意圖（僅僅代表位置的分布，不代表具體尺寸位置）：</p><p>　　圖6-1 軸承受力分布圖</p><p>　　由于鋼材在卷繞時(shí)的位置在不斷變化的，因此分別從不同的受力點(diǎn)對軸承的壽命進(jìn)行校核計(jì)算，計(jì)算出軸承的最小壽命。在此，通過第三章的芯軸受力分布的分析，確定從

100、卷繞的起點(diǎn)即截面I和卷繞到兩軸承的中間點(diǎn)即截面II進(jìn)行軸承的壽命校核。由于在卷繞時(shí)芯軸只受到軸向力和切向力（圓周力），且主要支承的是主軸箱的右側(cè)軸承和尾架的左側(cè)軸承，為了使校核的安全系數(shù)更高，使軸承的壽命校核更為可靠，因此取主軸箱右側(cè)軸承和尾架的左側(cè)軸承進(jìn)行校核。</p><p>　　6.1 力作用于I處時(shí)對軸承的壽命校核</p><p>　　6.1.1 求兩軸承受到的徑向載荷</p

101、><p>　　圖6-2 軸承受力分析圖</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（圖6-3）和水平面（6-4）兩個(gè)平面力系。其中（圖6-3）中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線上。由力分析可知：</p><p>　　圖6-3 軸鉛垂面受力分析圖</p><p><b>　?。ǚ较蚺c圖示相反）</b></p

102、><p>　　由第三章中以求得的結(jié)果知：</p><p>　　圖6-4 軸水平面受力分析圖</p><p>　　由第三章中以求得的結(jié)果知：</p><p>　　6.1.2 求兩軸承的計(jì)算軸向力</p><p>　　圖6-5 派生軸向力計(jì)算公式</p><p>　　對于70000C型軸承，按圖6-5,

103、，軸承派生軸向力。其中為圖6-6中判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)在軸承向心力未知，故先初取，因此可估算:</p><p>　　軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，但由于軸上力必須處于平衡位置（即軸承座必然要通過軸承元件施加一個(gè)附加的軸向力來阻止軸的竄動(dòng)），所以被“放松”軸承的軸向力僅僅為其本身派生的軸向力，被“壓緊”的軸承軸向力則為除本身派生的軸向力外其余軸向力的代數(shù)和.即：</p><p&

104、gt;　　則： </p><p>　　圖6-6 徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)</p><p>　　由圖6-6進(jìn)行插值計(jì)算得：</p><p>　　兩次計(jì)算的結(jié)果相差不大，因此確定：</p><p><b>　??； </b></p><p>　　6.1.3 求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷<

105、;/p><p>　　圖6-6分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算得到徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：</p><p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　軸承在運(yùn)行的過程中受到輕微沖擊載荷圖6-7查取數(shù)據(jù)：</p><p>　　， 取<

106、;/p><p><b>　　則：</b></p><p>　　6.1.4 計(jì)算軸承壽命</p><p>　　因?yàn)?，所以按軸承的受力大小驗(yàn)算</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　基本額定動(dòng)載荷 </p><p>　　基本額定

107、靜載荷 </p><p>　　6.2 力作用于II處時(shí)對軸承的壽命校核</p><p>　　6.2.1 求兩軸承收到的徑向載荷</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（圖6-7）和水平面（6-8）兩個(gè)平面力系。其中（圖6-7）中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線上。由力分析可知：</p><p>　　圖6-7 軸鉛垂面受力

108、分析圖</p><p><b>　　（方向與圖示相反）</b></p><p>　　由第三章中以求得的結(jié)果知：</p><p>　　圖6-8 軸鉛垂面受力分析圖</p><p>　　由第三章中以求得的結(jié)果知：</p><p>　　6.2.2 求兩軸承的計(jì)算軸向力</p><p&

109、gt;　　對于70000C型軸承，按圖6-5,，軸承派生軸向力。其中為圖6-6中判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)在軸承向心力未知，故先初取，因此可估算:</p><p>　　軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，但由于軸上力必須處于平衡位置（即軸承座必然要通過軸承元件施加一個(gè)附加的軸向力來阻止軸的竄動(dòng)），所以被“放松”軸承的軸向力僅僅為其本身派生的軸向力，被“壓緊”的軸承軸向力則為除本身派生的軸向力外其余軸向力的代

110、數(shù)和.即：</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　由圖6-6進(jìn)行插值計(jì)算得：</p><p>　　兩次計(jì)算的結(jié)果相差不大，因此確定：</p><p><b>　??； </b></p><p>　　6.2.3 求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷</p>

111、<p>　　圖6-6分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算得到徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：</p><p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　軸承在運(yùn)行的過程中受到輕微沖擊載荷圖6-7查取數(shù)據(jù)：</p><p>　　， 取</p>

112、<p><b>　　則：</b></p><p>　　6.2.4 計(jì)算軸承壽命</p><p>　　因?yàn)?，所以按軸承的受力大小驗(yàn)算</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　基本額定動(dòng)載荷 </p><p>　　基本額定靜載荷 &

113、lt;/p><p>　　如果按每天工作8小時(shí)計(jì)算，每年300個(gè)工作日，根據(jù)通用機(jī)床的軸承壽命計(jì)算為依據(jù)（5年）。以在上述計(jì)算中的最小的壽命(554256小時(shí)）為校核參數(shù)。則軸承的壽命遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于5年.所以軸承的選用完全符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求。</p><p><b>　　7 送料壓輪設(shè)計(jì)</b></p><p>　　壓輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖7-1所示：</p

114、><p><b>　　圖7-1</b></p><p>　　壓輪的作用是卡住扁鋼并運(yùn)送扁鋼到芯軸，保證卷繞過程的正常進(jìn)行，使螺旋邊密繞到芯軸上。每天使用前后要用潤滑油潤滑。</p><p>　　為了減少壓輪在光杠上的摩擦在滑輪的內(nèi)孔鑲?cè)牖瑒?dòng)軸承。軸承材料采用耐磨鑄鐵HT300，該軸承結(jié)構(gòu)簡單，既達(dá)到減少摩擦有降低了加工成本。非常適合卷繞機(jī)低速、輕載

115、的特點(diǎn)。</p><p><b>　　8 前、后支承設(shè)計(jì)</b></p><p>　　8.1 前后支承的作用和設(shè)計(jì)基本要求</p><p>　　前后支承件是設(shè)備的基礎(chǔ)構(gòu)建。前后支承的功用主要有：支承和安裝機(jī)器各部分零部件，并承受各種靜態(tài)力（重力）及動(dòng)態(tài)力（切削力）；保證各零部件之間的相對位置精度和運(yùn)動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)精度。；用作電氣箱或液壓油、潤滑油

116、、切削液的儲存器。 獨(dú)立完成某些功能，如貨架、托架、工作臺等。 支承件應(yīng)該具有的特性足夠的靜態(tài)剛度和較高的動(dòng)態(tài)剛度，后者在很大程度上反映了設(shè)計(jì)的合理性； 應(yīng)具有較好的動(dòng)態(tài)特性， 支承件應(yīng)設(shè)計(jì)得使整個(gè)設(shè)備的熱變形較小；應(yīng)該排屑暢通，吊運(yùn)安全，并具有良好的工藝性以便于制造和裝配。</p><p>　　支承件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中支承件的性能對整個(gè)設(shè)備的性能影響較大，支承件的重量占設(shè)備總重的80%以上。因此，應(yīng)該正確進(jìn)行支承件的結(jié)

117、構(gòu)設(shè)計(jì)，并對主要支承件進(jìn)行必要的驗(yàn)算和試驗(yàn)，使支承件能滿足它的基本要求，并在這個(gè)前提下盡量節(jié)約材料。前后支承件所受的主要是彎矩，則截面形狀為方形和矩形為佳。由于是承受單方向的彎矩為主的支承件，其截面形狀常取為矩形。</p><p>　　為了提高接觸剛度，重要的固定結(jié)合面也必須配磨或配刮。固定結(jié)合面配磨時(shí)，表面粗糙度值Ra≦16μm。</p><p>　　8.2 前支承的具體設(shè)計(jì)參數(shù)<

118、/p><p>　　由于前支架起傳動(dòng)和支承的作用，在設(shè)計(jì)的時(shí)候相當(dāng)于傳動(dòng)比不變的減速機(jī)，因此按照減速機(jī)的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)參數(shù)對前支承進(jìn)行設(shè)計(jì)。具體設(shè)計(jì)依據(jù)如圖8-1所示：</p><p>　　以下的各個(gè)參數(shù)的單位：mm</p><p>　　機(jī)座和機(jī)蓋壁厚：8 機(jī)座和機(jī)蓋凸緣厚度：12</p><p>　　機(jī)座底凸緣厚度：20 地腳螺釘

119、直徑：12</p><p>　　地腳螺釘數(shù)目：6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑:10</p><p>　　機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑：8 軸承端蓋螺釘直徑：8</p><p>　　螺釘離機(jī)壁距離：M12(18),M10(16),M8(14) 定位銷直徑：6 </p><p>　　距凸緣邊緣距離：M12(16)，M8(12)

120、 軸承旁凸臺半徑：16</p><p>　　外機(jī)壁至軸承端面距離：40 機(jī)蓋和機(jī)座肋板厚度：7</p><p>　　軸承端蓋外徑：120 軸承端蓋凸緣厚度：8</p><p>　　軸承端蓋凸緣上連接螺栓數(shù)目：4</p><p><b>　　具體結(jié)構(gòu)圖見圖紙</b></p>

121、<p>　　8.3 后支承的具體設(shè)計(jì)參數(shù)</p><p>　　由于后支承僅僅起到輔助支承的作用其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)相對簡單，這樣既可滿足要求，又能節(jié)約成本。同時(shí)后支承的主要部件是軸承套、端蓋和軸承支座。這里把具體設(shè)計(jì)和端蓋、套杯放到第九章。機(jī)壁的參數(shù)參照前支承的設(shè)計(jì)，具體結(jié)構(gòu)見零件圖。</p><p>　　9 前后支架軸承端蓋及套杯設(shè)計(jì)</p><p>　　9.1

122、 前支架軸承端蓋設(shè)計(jì)</p><p>　　軸承蓋是非常重要的機(jī)械零件之一。軸承蓋的一般作用是：（a）軸承外圈的軸向定位；（b）防塵和密封，除本身可以防塵和密封外，也常和密封件配合以達(dá)到密封的作用；（c）位于車窗電動(dòng)機(jī)和主軸箱之間的端蓋，主要起傳遞扭矩和緩沖吸振的作用，是主軸箱的傳動(dòng)平穩(wěn)；（d）保證潤滑劑（潤滑脂）僅對滾動(dòng)體和滾道其作用而不溢出。因此軸承端蓋應(yīng)具有足夠的剛度，強(qiáng)度耐磨性和韌性，以適應(yīng)端蓋的條件工作。

123、該零件的主要作用表面以及左端面的外圈表面，在設(shè)計(jì)工藝規(guī)程是必須重點(diǎn)考慮。端蓋加工工藝的可行性與合理性直接影響零件的質(zhì)量，生產(chǎn)成本，使用性能和壽命等。 本零件為軸承油端蓋，是用來調(diào)整軸承相關(guān)裝配位置的一種零件。用來定位，固定軸類件，防止軸向運(yùn)動(dòng)。</p><p>　　根據(jù)圖9-1設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)和設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)得出以下數(shù)據(jù)：</p><p>　　圖9-1 軸承端蓋設(shè)計(jì)參數(shù)</p>&

124、lt;p><b>　　材料:HT150</b></p><p>　　螺釘直徑 </p><p>　　氈圈油封 61mm</p><p>　　左邊直徑45mm軸長150mm，右邊直徑45軸長130mm</p><p>　　9.2 后支架軸承端蓋及套杯設(shè)計(jì)</p>