【文章內容簡介】 ； 因為 5V125 所以，可以。 ③計算從動輪直徑 Dd2 Dd2=i178。 Dd1=179。 90=126mm 選 ： Dd2=126mm Da2=130mm ㈣ 確定中心矩 a 和帶的基準長度 Ld 如果中心距未給出 ， 可根據傳動的結構需要初定中心距 ao （ Dd1 + Dd2） a02（ Dd1 + Dd2） （ 90+126） a02（ 90+126） ao432 中心矩取 ao=200， 青島科技大學本科畢業(yè)設計（論文） 17 則所需帶的基準長度 L`d， L`d=2179。 ao+o2d1d2d1d2 a4 )DD()DD( ????? =2179。 200+（ 130+90） + 420210)(130 2? = 選定 Ld=800。則中心距 ： a= ao+ 2L`dLd? =200+ ? = 則中心距的變動范圍 ： amin=a－ =－ 179。 810= amax=a+=+179。 810= ㈤ 驗算主動輪上的包角α 1 α1=180176。－ aDD d1d2－ 179。 176。 =180176。－ ? 179。 176。 =171176。＞ 120176。 主動輪上包角合適 ㈥ 確定帶的根數 Z Z=Laooca KK)P(P P ???Δ 其中： Po— 單根帶的基本額定功率取值： ΔPo— 計入傳動比的影響時，單根帶額定功率的增量取值： Ka— 考慮包角不同時的影響系數取值： KL— 考慮帶的長度不同時的影響系數取值： 則： Z= 5 ).098.(1 6 .3 ???= 所以選定 Z=4 根 。 ㈦ 確定預緊力 Fo 小型石柱石球數控加工機機床部分的設計 18 根據公式，并考慮離心力的不利影響時，單根帶所需的預緊力為： Fo=500179。 )1K (VZP aca ??+q179。 V2 =500179。?179。（ 1 ?） +179。 =+= ㈧ 計算帶傳動作用在軸上的力，壓軸力 Fp 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力 Fp。如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力 可以近似的按代的兩邊的預緊力 Fo 的合力來計算。即 Fp=2179。 Z179。 F0179。 sin21α =2179。 4179。 179。 sin 2171? = V 帶輪的設計 設計 V帶輪時應滿足的要求有：質量??；結構工藝性好；無過大的鑄造內應力；質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡；輪槽工作面要精細加工，以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 主動輪 的 設計 青島科技大學本科畢業(yè)設計（論文） 19 圖 34 主 動 輪 Driving wheel 由于 主動 輪直徑較小，所以，采用實心式結構，材料選用 HT150。 由已選電動機型號尺寸，其輸出軸直徑為 38mm，如圖 24 則： D1=38mm； bd1=； ha1=2mm； hf1=7mm； e1=12mm； f1=7mm[20] B1=（ Z－ 1）179。 e1+2179。 f1=（ 4－ 1）179。 12+2179。 7=50mm Da1=Dd1+2179。 ha1=90＋ 2179。 2=94mm 輪槽角α取值： 38176。 從動輪的 設計 從動輪同樣采用實心式結構，材料選用 HT150，如圖 35： 小型石柱石球數控加工機機床部分的設計 20 圖 35 從 動 輪 Driven wheel 其結構尺寸選擇為 ： D2=38mm； bd2=； ha 2=2mm； hf2=7mm； e2=12mm； f2= 7mm B2=(Z－ 1)179。 e2+2179。 f2=（ 4－ 1）179。 12+2179。 7=50mm Da2=Dd2＋ 2ha=126+2179。 2=130mm 輪槽角 α取 38176。 鋸片主軸的設計 [20] 初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，取 Ao=112，于是得： Dmin= A0179。 3nP=112179。 3= 擬定軸上零件的裝配方案 輸出軸的最小直徑是安放鋸片處的直徑，為使所選軸的直徑 D 與鋸片孔徑青島科技大學本科畢業(yè)設計（論文） 21 相適應。故加工鋸片 M38 的螺紋。則對應緊定鋸片的圓螺母選用型號為：GB6172— 86 M38 厚為 12mm。 兩軸承放在軸承支座上，內圈與軸頸配合，外圈與軸承支座形成配合，皮帶輪與軸通過鍵聯接，端面定位用軸端擋圈。 各軸段直徑和長度的確定 由于已選定大帶輪內徑為 38mm，則該軸段 直徑 為 38mm， 而帶輪寬 L 為50mm，則選定軸段 長度為 48mm。 則設計各個軸段尺寸如下：如圖 3－ 6 所示 ， 3238 42 45 474542 38422182 軸上零件軸向定位 帶輪與軸段采用平鍵配合，根據軸轂 為 38mm所以選取平鍵型號： b179。 h=10179。 8， GB/T1095－ 79， 鍵槽用鍵銑刀加工，長為 28mm，為保證良好的對中性，則帶輪輪轂的公差配合為： H7/n6。取軸端倒角為 2179。 45176。，各軸肩處圓角的半徑 。 具體 裝配如圖 37 所示。 圖 36主軸 Axis 小型石柱石球數控加工機機床部分的設計 22 10987654321?38H7/n6 圖 37 主軸裝配圖 1鍵槽 2鍵 3螺 釘 4從動輪 5軸承端蓋 6角接觸球軸承 7箱體 8主軸 9擋板 10固定螺栓 Axis setting drawing 1keyseat 2key 3screw 4driven wheel 5bearing cover 6angular contact ball bearing 7case 8shaft 9baffle 10set bolt 軸上載荷計算 這里的計算應該分別求出軸在 XY 方向上的受力和 YZ 方向上的受力，并求其彎矩，然后在求合力 矩，以校核其是否滿足設計要求，求解過程如下： （ 1） 如圖 38a 所示，求出其在 XY 方向上的受力， 在 XY 平面，由∑ MB =0，∑ F=0 得： FNH2179。 198－ Fo179。 (198+67)=0 F NH1+FNH2= Fo 已知 M 軸 =45N178。 m 則由 F179。 D/2=M 軸 Fo=2M 軸 /D=2179。 45/=236N，即 Fo=236N 解得： FNH1=， FNH2=－ 求 XY 方向上的 彎距 如圖 38b 所示得： MV=F0179。 CD=236179。 87=20532N178。 mm （ 2） 如圖 38c，求出其在 YZ 方向上的 受力， 在 YZ 平面上，由∑ MB=0，∑ F=0 得： FZ179。 87－ FNV2179。 198=0 FZ+FNV2= FNV1 已知 FZ= 解得 ： FNV1=， FNV2= 求 YZ 方向上的 彎距 如圖 38d 所示得： MH =FZ179。 AB=179。 87=178。 mm 青島科技大學本科畢業(yè)設計（論文） 23 總彎矩 如圖 e 所示得 ： M= mmN2 5 9 9 5 9 4 72 0 5 3 2MM 222V2H ????? 已知鋸片軸轉速為 1024r/min， 電動機傳到鋸片軸上的功率為 ： 為η 帶 =[19] P=Pwη=179。 =（ 包括了軸承的效率 ） N軸 =1024r/min 所以軸的扭矩為 ： T 軸 =9549179。 =44665N178。 mm=45N178。 m c:YZ平面 受力圖a:XY面受 力圖T=44665N mme: 合彎距圖d:YZ平面 彎矩圖b:XY面彎 矩圖6719887YZX A B C DF 0F NV1F NH1F NV2 F NH2F NV1F NV2F ZF ZF 0FNH1F NH2M H = Nm mM=2559 8N mmM V =20532N mmM HM v 圖 38軸的載荷分布 Axis load distribution 按彎矩扭矩合成力校核軸的強度 進行校核時 ， 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 （ 即危險截面 B）的強度 ， 并取α =， 軸的計算應力 ： 小型石柱石球數控加工機機床部分的設計 24 caδ = ? ?W TM 22 α? = ? ?322 446 82 ? ?? = 前已經選定軸的材料為 45鋼，調質處理， [δ1]=60MPa ，因此， δca [δ1] 所以安全合理。 主傳動系統(tǒng)上 軸承的確定及校核 [20] 鋸片軸采用兩軸承 及 一小箱體 。工作需要，使軸豎直放置，由于受到本身的重力作用，故應該選用角接觸球軸承 ，背對背裝配 。查《機械設計手冊》，選擇軸承型號為： 7009C； GB/T297— 1994 基本參數為： d=45mm； D=75mm； B=16mm； α=15176。 預期計算壽命： 36000h 基本額定動載 荷 Cr： ； 基本額定靜載荷 Cor： 軸承2主軸軸承1鋸片F d1F d2F r2F r1F ae 圖 39主軸 軸承 的受力 分析圖 Fig 39 Axis pillow stress distribution 具體計算過程如下，分布圖如 39 所示； ① 求兩軸承受到的徑向載荷 Fr1和 Fr2 Fr1= NV12NH12 FF ? = 22 ? =447N 青島科技大學本科畢業(yè)設計（論文） 25 Fr2= NV22NH22 FF ? = 22 ? = ② 求兩軸承的計算軸向力 Fa1 和 Fa2 對于 7009C 型軸承，軸承派生軸 向力 Fd=e Fr； 其中 e 為的判斷系數，其值由 Fa/Co 的大小來確定，但現軸承軸向力 Fa未知，故先初取 e=，因此可以估算 [20]： Fd1=179。 Fr1=179。 447= Fd2= 179。 Fr2＝ 179。 = 其中： Fae為軸及軸上零部件的重力 ,經計算， Fae約為 400N。 由公式得 : Fa1= Fae+Fd2=400+=； Fa2= Fd2= 0a1 ?? 0a2 ?? 用線性插值法求計算 e1=+ )( 0 .1 7 0).(0 ?? ??? e2=+ )( 0 .0 2 9)( ?? ??? 再計算 Fd1= e1179。 Fr1=179。 447= Fd2= e2179。 Fr2＝ 179。 = Fa1= Fae+Fd2=400+= ； Fa2= Fd2= 0a1 ?? 0a2 ?? 兩次計算值相差不大，因此確定 e1= e2= ③ 求軸承當量動載荷 P1 和 P2 因為 ?＞ e1 ?? e2 小型石柱石球數控加工機機床部分的設計 26 分別進行查表 135： 對于軸承 1： X1= Y1= 對于軸承 2： X2=1 Y=0 因為軸承在運轉中有中等沖擊載荷，得 fp為 取 則 P1= fp179。（ X1179。 Fr1+ Y1179。 Fa1） =179。（ 179。 447+179。 ） = P2=fp179。（ X2179。 Fr2+ Y2179。 Fa2） =179。（ 1179。 +0179。 ） = ④ 驗算軸承壽命： 所以 P1 ＞ P2， 所以只需按軸承 1的受力大小驗算： Lh= n60106? 179。（1PC ） 3= 102460106? 179。（ ） 3 =43931h 設計要求為 36000小時，符合要求。 機頭的結構設計 考慮采用 圖 310 結構 ： 青島科技大學本科畢業(yè)設計（論文） 27 87654321???? 圖 310電機及傳動主軸 1鋸片 2墊片 3槽鋼 4角接觸球軸承 5鍵 6主軸 7橫梁 8絲杠 Electric motor and Transmission axis 1swa bit 2filler piece 3box iron 4angular contact ball bearing 5key 6shaft 7beam 8lead screw 這里不用對主軸箱中各零部件進行校核。 小型石柱石球數控加工機機床部分的設計 28 4 縱向橫向進給系統(tǒng)部分的設計 這個系統(tǒng)的設計要求是能實現鋸片的縱向進給和橫向進給，要求橫向進給長度為 1500mm，縱向進給 高 度為 1200mm，步進電機的設計使得 半精加工最小進給步長 。 橫向進給系統(tǒng)的設計 縱向進給系統(tǒng)的設計主要是橫梁的設計， 考慮到橫向