【文章內(nèi)容簡介】 r、40MnB、40CrNi 等。球墨鑄鐵和一些高強度鑄鐵，由于鑄造性能好，容易鑄成復(fù)雜形狀，且減振性能好，應(yīng)力集中敏感性低，支點位移的影響小，故常用于制造外形復(fù)雜的軸。特別是我國研制成功的稀土鎂球墨鑄鐵，沖擊韌性好，同時具有減摩、吸振和對應(yīng)力集中敏感性小等優(yōu)點，已用于制造汽車、拖拉機、機床上的重要軸類零件，如曲軸等。綜上所訴，采用40Cr作為主軸材料，它比較適應(yīng)中等載荷，中速轉(zhuǎn)速，能夠達(dá)到較高的精度，并且能承受一定的沖擊載荷，經(jīng)常用來制造銑床、龍門銑床、車床的主軸。根據(jù)工作條件要求，軸都要整體熱處理，一般是調(diào)質(zhì)，對不重要的軸采用正火處理。對要求高或要求耐磨的軸或軸段要進(jìn)行表面處理，以及表面強化處理（如噴丸、輻壓等）和化學(xué)處理（如滲碳、滲氮、氮化等），以提高其強度（尤其疲勞強度）和耐磨、耐腐蝕等性能。設(shè)計的40Cr主軸需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理（T235）。（2）傳動軸的估算傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效，精度降低。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先確定軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗算彎曲剛度。計算轉(zhuǎn)速是傳動件傳遞全部功率時的最低轉(zhuǎn)速，各個傳動軸上的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表31所示:軸ⅠⅡIII計算轉(zhuǎn)速（r/min）1500750173表31各軸的計算轉(zhuǎn)速各軸功率和扭矩計算： （包括軸承），則：Ⅰ軸：== KW Ⅱ軸：== KW III軸：== KW Ⅰ軸扭矩：=9550Ⅱ軸扭矩： =9550III軸扭矩： =9550[φ]是每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取，其選取的原則如表32所示:表32 許用扭轉(zhuǎn)角選取原則軸主軸一般傳動軸較低的軸[φ]（deg/m）根據(jù)表32確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表33所示:表33 許用扭轉(zhuǎn)角的確定軸ⅠⅡIII[φ]（deg/m）11把以上確定的各軸的輸入功率、計算轉(zhuǎn)速、允許扭轉(zhuǎn)角[φ]代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式 (33)可得各個傳動軸的估算直徑：Ⅰ軸： d1= 取d1=30mm Ⅱ軸： d2= 取d1=35mm主軸軸徑尺寸的確定：已知銑床最大加工直徑為Dmax=200mm, 則：主軸前軸頸直徑 D1=177。15=65～80mm 取D1=70mm主軸后軸頸直徑 D2=(～)D1=45～55mm 取D2=50mm主軸內(nèi)孔直徑 d=177。10=10～30mm 取d=20mm 按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，第二種是按齒輪的齒面點蝕進(jìn)行估算，而這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設(shè)計中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,這對齒輪有最大的傳動比，各個傳動齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是。取Z3=20,S=114，則=94。從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出Z3的計算轉(zhuǎn)速。根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式計算得： (34)根據(jù)齒面接觸疲勞強度估算公式計算得: （35）選取齒輪模數(shù)為m =3mm，對比上述結(jié)果，可知這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，而且考慮到兩傳動軸的間距，故取同一變速組中的所有齒輪的模數(shù)都為m=3mm?，F(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下： 表34 齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表齒輪Z0Z0’Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’齒數(shù)3570387668469420模數(shù)（mm）33333333主軸箱展開圖是反映各個零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。 圖34 主軸箱這一階段的設(shè)計內(nèi)容是通過繪圖設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)尺寸及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結(jié)構(gòu)和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。所以設(shè)計時先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動零件的中心線和輪廓線，后畫結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)。(1）傳動軸的估算這一步在前面已經(jīng)做了計算。(2）齒輪相關(guān)尺寸的計算為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。要減少引起振動和噪聲，一般取齒寬系數(shù)Φm =(610)m。這里取齒寬系數(shù)Φm=10, 則齒寬B=Φmm=103=:表35 各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1′Z2Z2′Z3Z3′齒厚（mm）303030303030齒輪的直徑?jīng)Q定了各個軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個齒輪的尺寸必須算出?，F(xiàn)將主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如表36所示:表36 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1′Z2Z2′Z3Z3′分度圓直徑（mm）114 228 204 138 282 60 齒頂圓直徑（mm） 120234 210 144 288 66 齒根圓直徑（mm） Z0Z0’105210111216 計算各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表37所示:表37 各軸的中心距軸ⅠⅡⅡⅢ距離（mm）160175(3）確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移 齒輪的寬度，一般留有間隙12mm，所以首先設(shè)計滑移齒輪。Ⅱ軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當(dāng)模數(shù)在12mm范圍內(nèi)時，間隙必須不小于5mm,，間隙必須不小于6mm，且應(yīng)留有足夠空間滑移，據(jù)此選取該滑移齒輪三個齒輪之間的間隙分別為d1= 45mm,d2=8mm。由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的齒輪的間隙。現(xiàn)取齒輪之間的間距為82mm和45mm。圖35 齒輪的軸向間距(4）軸承的選擇及其配置主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要應(yīng)根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的滾子軸承比面接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低；多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應(yīng)考慮結(jié)構(gòu)要求，如中心距特別小的組合機床主軸，可采用滾針軸承。為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因為當(dāng)軸承外徑一定時，其孔徑（即主軸軸頸）較大。通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉(zhuǎn)速低），或者成對圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡單，但是極限轉(zhuǎn)速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉(zhuǎn)速顯著提高，但成本也相應(yīng)的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25176?；?15176。的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。該設(shè)計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用3182119型軸承一個，后支承采用30215型和8215型軸承各一個。 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計I軸的一端與電動機相連，將其結(jié)構(gòu)草圖繪制如下圖36所示圖36