加工中心复合排屑器结构设计

毕业设计（论文）论文题目 加工中心复合排屑器结构设计 院 系 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 指导教师 年 6 月 8 日I加工中心复合排屑器结构设计摘 要此次毕业设计题目是加工中心复合排屑器结构设计。目前，加工中心最广泛实用的自动排屑装置是刮板排屑器，这种排屑器排屑效率较高，排屑能力较强，且整体区域没有积屑死区，因而适应能力较强。但它排屑精度不高，较小的颗粒状切屑容易经刮板上的孔进入切削液的循环系统，从而影响加工。对于微小颗粒切屑的排屑方案，目前主要有纸带过滤与磁性分离两种。本课题目的是通过对几种排屑方式结构上的分析，比较其各自优缺点，并对其组合、改进使其能够实现应用在加工中心上的较为彻底的切屑过滤。在此过程中熟悉掌握一般机械结构的结构设计过程，并通过三维及二维图的形式呈现出来。本人主要进行整个机械系统的结构设计、传动设计，具体内容包括减速机的选型、V 带传功设计、链条刮板结构设计、磁性排屑结构设计、滤纸排屑结构设计及排屑器外观、水箱结构设计。设计思路是从排屑机的性能和动作要求出发，并以国内的质量和技术性能接近设计要求的排屑机为基础，希望设计出市场需求的适用于加工中心的复合排屑装置。关键词 加工中心；排屑装置；机械系统IIStructure design of composite chip in machining centerAbstractThe graduation design topic is the processing center compound chip breaker structure design. At present, machining center most widely practical automatic chip removal device is scraper chip this rejection chip chip removal efficiency is higher, row crumbs ability is stronger, and the region as a whole did not accumulate chip dead, and strong ability to adapt. However, the chip is not high, the smaller granular chip is easy to cut into the cutting fluid through the hole in the scraper, and thus the machining process is affectedChip solution for small particles of chips, there are mainly two kinds of magnetic separation and filtration. The purpose of this paper is based on several rows of chip structure analysis, compares their respective advantages and disadvantages, and the combination, improve the application in machining center thoroughly swarf filtration can be achieved. In this process, familiar with the structure of the general mechanical structure design process, and through the form of three-dimensional and two-dimensional map.My main design content for the entire mechanical system, the structure, the transmission design, selection including motor, reducer selection, V belt transmission design, scraper chain transmission design, magnetic row chip structure design, filter paper scraps discharge structure design and row chip appearance, water tank node structure design. Design thinking is starting from the row removal machine performance and the movement, and to the national quality and technical performance close to the design requirements of chip machine based, and hope to IIIdesign market demand for machining center composite chip removal device.Key word： Machining center，Chip device，Mechanical systemIV目 录第一章 绪论 11.1 研究目的与意义 11.2 排屑器发展现状 11.3 排屑装置的发展趋势 3第二章 粗屑排屑设计 42.1 总体方案的确定 42.2 电动机、减速机的选择： 52.3 V 带的设计计算 62.4 带传动方案的确定 62.5 带传动设计计算 62.6 带轮的结构设计 82.7 链传动设计计算 102.8 链轮结构设计 122.8.1 主动链轮结构设计 122.9 刮板链设计 .152.10 链轮轴的设计 .172.10.1 各轴运动与动力参数 .172.10.2 轴 4 结构设计计算 .182.10.3 轴 5 的设计计算 .192.10.4 轴 6 的设计计算 .202.10.5 轴 6 的校核 .222.11 轴承的校核 23轴 4 上轴承的校核 .242.12 键的选择和校核 24轴 4 上链轮处的键 .242.13 排屑装置钣金结构设计 .25第三章 铁磁性屑排屑设计 263.1 磁性分离器简介 .263.2 磁性分离器结构设计 .263.2.1 总体方案设计 26V3.2.2 工作原理 273.2.3 电动机、减速机的选择 273.3 传动结构设计 .29第四章 微小切屑排屑设计 304.1 纸带过滤机介绍 .304.2 方案设计 .30第五章 复合排屑结构设计 32水箱结构设计 .32结 论 34致 谢 35参考文献 360第一章 绪论1.1 研究目的与意义在进行加工的过程中，加工中心会产生大量切屑。精密加工时，切削液中若是含有未过滤干净的切屑，可能会破坏已加工表面，影响加工精度。若切屑卡在刀具上，阻碍刀具运动，甚至有可能会使刀具折断。所以，加工中心的排屑系统对其加工精度、加工安全、机床寿命都有一定影响。这使得加工中心的排屑设计显得尤为重要。排屑装置的主要作用是将加工过程中产生的切屑收集起来，并送至外部区域。另外，由于切屑中往往参杂着切削液，排屑装置需将其从切屑中分理处，并让其回到切削液循环系统，而将切屑送到集屑小车或其他容器中。这一过程由排屑装置自动实现，操作人员需要无需或较少参与。所以，排屑装置主要要用于数控机床、加工中心等高效率的机械。目前，在加工中心上应用最为广泛的为刮板排屑器，这种排屑器排屑效率较高，且整体区域没有积屑死区，因而适应能力较强。但它排屑精度不高，较小的颗粒状切屑容易经刮板上的孔进入切削液的循环系统，从而影响加工。目前，对于微小颗粒切屑的排屑方法主要有磁性分离及纸带过滤。纸带过滤机是带有切屑的液体，利用自身的重力穿过滤纸，并过滤掉其中杂物，从而达到净化液体目的，对于各种物理切屑都有过滤作用。磁性分离器通过分离器的磁性滚筒把冷却液中的铁屑吸出，使冷却液保持干净。这两种排屑方式目前主要应用于磨床。本课题目的是通过对几种排屑方式结构上的分析，比较其各自优缺点，并对其组合、改进使其能够实现应用在加工中心上的较为彻底的切屑过滤。在此过程中熟悉掌握一般机械结构的结构设计过程，并通过三维及二维图的形式呈现出来。1.2 排屑器发展现状加工中心排屑器，是随着加工中心的发展而日益发展的，但长期以来，由于加工中心重视主机性能、轻视配套机构的情况，使得自动排屑处理技术及其设备的发展相对于加工中心有所滞后。直到 80 年代，机床工具行业才对加工中心重主机轻配套的情况起了重视，此后 20 多年，加工中心排屑装置及其相关设1备得到了长足发展，现阶段常见的机床排屑装置主要有以下几种：1、螺旋式排屑装置螺旋式排屑装置的工作原理为：电机经减速传动装置带动沟槽中的螺旋杆转动，使得切屑被排到切屑收集盒中，它主要由螺旋装置、万向联轴器、减速机等机构组成。螺旋式排屑装置工作时，螺旋杆将落入其中的切屑连续推入切屑收集盒中，收集盒中的切屑则定期清理。由于这种装置结构较为简单，同时节省空间，因而适合安装在机床立柱间空间狭小的、不易清理到的位置上。螺旋式排屑装置性能较好，不易发生故障。但他只能沿水平或小角度倾斜方向安装，否则排屑能力将大大下降，而且排屑效率低。2、链板式排屑器链板式排屑器是用链条带动平板在排屑机中运动，将加工中产生的切屑用平板带出，送至切屑收集装置中。车削类机床使用该种排屑器时，往往将其与机床本身的切削液循环系统做成一体，以节省空间，使机床结构紧凑。链板式排屑器对于切屑的材料种类并没有特殊要求，但一般用于带状及团状切屑，对颗粒状切屑排屑能力较低。链板分为不锈钢及冷轧板两种，排屑效率取决于链条节距，链条节距越大，排屑效率也就越高。3、刮板式排屑装置刮板式排屑器传动原理与平板式基本相同，由链轮、链条和刮板等机构组成，只不过刮板式排屑器带有刮板。除了对带状及团状切屑使用，刮板式排屑器还适用于不带磁性的颗粒状、小带状切屑，这些切屑将由刮板刮下。排屑效率同样取决于链条节距，链条节距越大，排屑效率也就越高。4、磁性分离器磁性分离器主要用于磨床。通过磁性分离器中的磁鼓，将切屑中的铁磁性切屑分离出来，并吸附在磁鼓上，磁鼓转动，另一边的刮板将切屑刮下，进入切屑收集装置，从而净化切削液。这种排屑装置对铁磁性切屑过滤效果极好，但当切屑中混有其他种类切屑时，只能将铁磁性切屑进行分离，而对其他种类切屑几乎没有影响。5、纸带过滤机纸带过滤机同样是主要用于金属磨削加工的冷却液过滤，通过过滤无纺布（通称滤纸）将通过它的冷却液中的细小杂质过滤出来。这也是目前在机加工切削液过滤手段中比较彻底的一种过滤方法，特点是过滤干净，适用于几乎所有种类切屑，但由于滤纸本身较为细密，使得切削液在通过滤纸时流速变缓，因而滤纸排屑器一般效率很低。21.3 排屑装置的发展趋势由于机床的排屑系统对其加工精度、加工安全、机床寿命都有一定影响。使得对排屑器的设计改进研究得到很大重视，机床排屑器现阶段的发展也较为迅速，其主要的发展趋势有以下几个特点：1、复合排屑器的需求将大大增加。理想的复合型排屑机具有以下特点：（1）能处理各种形状切屑；（2）能处理各种大小切屑，保证处理效率的同时确保处理精度；（3）有着完善的切削液循环处理系统，切削液循环流畅；(4)各种机床均能使用，包括车床、铣床、钻床、磨床及各种特种加工机床。今后一段时间，复合排屑装置将得到迅速发展并将很快投入市场使用。2、排屑器维修难度将大大降低。由于一般排屑器属于机床配件，因而很难得到重视，使得排屑器平时的保养很难做到位，当排屑器有一些小问题时，无法得到及时处理，使得排屑器在维修时的难度也大大提高。因而，随着排屑器的日益普遍，排屑器设计时对维修方便与否的考虑也会越来越多。3、更好的环境友好性。现在，每个行业都在提高自身产品的绿色环保性，排屑器也不例外。可以从以下几方面着手考虑：（1）降低排屑器功率，减少工作过程中功率损失；（2）提高密封程度，减少油液泄漏，提高利用率，同时也能减少对周围环境的污染；（3） 减少噪声，对大的噪声源进行隔离和封闭。3第二章 粗屑排屑设计2.1 总体方案的确定粗屑排屑，选取目前较为常见的刮板排屑器进行设计，系统总体传动方案为:减速机V 带传动链传动该方案的优缺点：采用电动机、减速器一体式结构的 R 系列斜齿轮硬齿面减速机。这种减速机结构紧凑，密封性好，方便在排屑器上选择位置安放。承受过载能力高，可有效起到过载保护作用，且噪声较低有利环保。该工作机有轻微振动，由于带传动具有缓冲吸震特点，且结构简单、传动平稳、价格低廉、还能起过载保护的作用。该工作机为小功率工作机，使用 V 带传动能显著节约成本，由于其标准化程度高，也易于选用。链传动的链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调节量较小。不过链传动不均匀，有冲击，传动末端可有效减轻该状况。总体来说，该传动方案能够满足工作机的性能要求。总体传动方案如下图：图 1.总体传动方案42.2 电动机、减速机的选择：1、电动机功率的选择由使用条件可知，排屑器承受切屑重量 100 千克，即承受重力 1000N，同时排屑器还受到摩擦力 f 和排屑器自身重力 F1。由已知条件得出传动机构总的载荷为 。设所选链节型号为10+Ff=08A ,单排质量 ，节距为 12.7mm ，所用链节 1260 个。刮板尺寸kg/m 0.6=q为：168mm20mm2mm ,选用普通碳素钢，数量 157 个。由此估算所受摩擦力为 60N，链板重力 200N。则工作机有效功率为： 。0.63KW=VFP由已知条件得电动机有效功率 ，式中 a 为系统总的传动效率。awdp/电动机到链传动机构总传动效率 ，式中： 为闭式减546321a =1速机传动效率， 为 V 带传动的效率， 为调心球轴承的传动效率， 为联2 4轴器的传动效率， 为链传动传动效率。取 ， ， ，5 0.971.=20.9839， 。代入上式可得0.=4.6.23=a所选减速机所配电机额定功率应大于有效功率即 0.087KW。根据条件，链条刮板输送切屑的运动速度为： p10/z6v=nw式中 z1 为小链轮齿数， p 为链节的节距，取 z1=1714r/min=2.7/3取 V 带传动比 ，则减速器转速 n1=42 r/min3i12、选取减速机本文采用电动机、减速器一体式结构的 R 系列斜齿轮硬齿面减速机。该种减速具有以下特点：1、减速机占用空间小，工作可靠，持久耐用，承受过载能力高；2、能耗低，振动小，噪音低，安静节能；3、集成斜齿轮传动，自配各种电机，达到机电一体化，集成度高，无需另外设计减速器，更换方便，保证使用质量。5根据电动机所需功率及输出转速要求，选取减速机型号为：R17-Y0.25-47-33.18-M1-I，外伸轴直径 24mm。所配电动机同步转速 1390r/min 外伸轴直径 14mm，减速机外伸轴直径24mm。2.3 V 带的设计计算 2.3.1 传动比的分配:带传动传动比取 , 31i2.4 带传动方案的确定外传动带选为 普通 V 带传动，首先计算功率，其结果为 0.0957kw，再根据所得的功率与转速情况，选择型号为 A 型。1、计算功率取决于工作情况系数，其值通过查表确定，为 1.1。故式（2.1）0.957kw=.81PK=ca A2、带型的选择是根据所得的功率数值与转速，代入图 8-1，可根据图中建议优选型号为 A 型。2.5 带传动设计计算1、首先对小带轮基准直径进行初步选取并验算是否合适，再通过小带轮直径与传动比，可计算出大带轮基准直径。（1）小带轮的基准直径可由其工作情况，查取表确定。根据表 8-6 以及表 8-8,初步取值 50mm。（2）根据机械设计所提供公式对带速 v 进行验算式（2.2）smsndv /25/1./10642501 故此带速适用于所需环境。（3）大带轮基准直径由小带轮直径与传动比相乘所确定，根据机械设计所提供的公式，即方案减速机型号 额定功率（KW）输出扭矩（Nm）使用系数 传动比i输出转速（r/min）1 R17-Y0.25-47-33.18-M1-I 0.25 750 1.46 33.18 426式mdi150312（2.3）2、由两个带轮直径，可以初步确定带轮中心距，在初步选值得基础上，得出带的计算长度，进而可计算准确的实际中心距。 （1）根据机械设计式（8-20），初步选定带轮中心距为 300mm：式（2.3）)d+2(a0)d+0.7( 2121即 ， 取 a0=300mm4 （2）计算长度 由所选中心距及基准直径共同决定。dL式（2.4）21120 0()()45(23)39ddcaLamm在所计算得出的数据基础上，根据机械设计所提供的表格对长度进行取整，取 1000mm。(3)、按机械设计 式 8-23 计算实际中心距 a。式09210(3)2612dcLam（2.5）(4)、确定中心距调整范围amax=a+0.03Ld=(261+0.031000)mm=291mm 式（2.6）amin=a-0.015Ld=(261-0.0151000)mm=246mm 3、验算小带轮上的包角 1式211806057.8120da（2.7）4、最后，确定所需 V 带根数 Z由机械设计所提供表格中公式，所需用到数值有带长及小带轮包角的修正系数，V 带基本额定功率 p0 及其增量。所用公式为：式（2.8）0()caLPZK7其中：p 0 与 p 0 分别为基本额定功率及其增量，K L 及 K 分别为带长和小带轮所用的修正系数。由机械设计表 8-1-33，p0=0.4kw， p0=0.99kw ；K L 及 K 的值同样可通过查表确定，分别取 0.93 与 0.94。将查表所得数据代入式（2.8），最后选择结果为：2 根。5、由以上所计算的数据，可以确定带轮在启动时的所需最小拉力 。min)(0F式（2.9）20.5(1)5caPqNvFvzK其中，q 是所用型号带的单位长度质量，此数值由机械设计所提供表格可查得，为 。mkg/6.实际中，所用的初拉力要比这里计算所得数据要大。6、带轮在工作过程中，由于所受的力，会对轴产生复合的压力 ，需要pF对其计算：式（2.10）10 157.082sin(2sin).2pZNF2.6 带轮的结构设计1、首先对小带轮的结构进行设计由于小带轮直径较小， ，因而整体结构上，采用实心30m5=d1轮式。带轮结构上，所需用到的参数以经验公式的方式进行计算，所依据公式由机械设计课程设计所提供。所用带轮轮宽： 式（2.11）35=10 2+（-=2f+1)e-(ZB根据所提供经验公式，式中所用参数取值如下表所示：槽间距：e 第一槽对称面至端面的距离：f轮槽数：z815mm 10mm 2带轮其他参数，同样由经验公式计算所得，其公式及计算结果如下表所示：轮毂宽：L 轮毂外直径：d1 带轮外径：d2 轮缘宽 准线下槽深 hf（1.5 2）d 1.9d dd+2h43.2mm 45.6mm 55.5mm 8mm 10mm由以上表格中所得数据，设计小带轮结构图如下：2、大带轮设计由于大带轮直径较大 dd2=150mm300mm，故在整体结构上可采用腹板式，以减轻带轮重量。查机械设计图 8-12 中带轮结构参数经验公式：带轮宽：B轮毂宽：L轮毂外直径：d1带轮外径：da轮缘宽：基准线下槽深：hf(Z-1)e+2 （1.52）d 1.9d dd+2h35mm 27mm 28.5mm 155.5mm 8mm 10mm由以上数据，大带轮结构简图及三维结构图如下：图 2 小带轮结构图92.7 链传动设计计算传动方案上，采用链轮链条传动。具体为带轮带动链轮轴转动，主动链轮随之转动，在不改变传动比的情况下，经惰轮转向，再回到主动轮，形成链条的循环运动。链传动的设计计算链轮传动比为 1，运动速度 3m/min，由这些，根据机械设计提供表格，选择主动链轮齿数为 17。1、从动链轮齿数为主动链轮与传动比的乘积，由于传动比为 1，因而主动链轮齿数同样为 17。2、在链轮传动过程中，需要改变链条的运动方向而保持传动比不变，也就是需要惰轮传动。因而惰轮的大小在大于最小值的前提下应取得越小越好，这里，惰轮齿数取 15。3、确定链轮计算功率链轮工作时运行平稳，根据这个条件，查取机械设计实用手册，得到，链轮工况系数 ，由于采用单排链，故多排链排数系数 为 1，再有需要传Ak mk递的功率 p 为 0.063kw。根据以上数据，由下面的公式计算式（2.14）10.63.78AdP=KWkzm4、选择链条节距由上式可知链条计算功率，再结合链条转动速度，查表，选择链条型号为08A 型，此链条节距为 12.7mm。5、根据所得的链轮齿数及链轮节距，计算链轮结构参数mm 式（2.15）0102.714sin(8)sin(8/1)pdz图 3b 大带轮三维结构图图 3a 大带轮结构简图10mm0223 01.763.5sin(18)sin(8/)pdz6、对链轮中心距初步计算 51108.962xdm737.68(0)386.242x m对所计算数据圆整，取： 810.xx代入公式计算： 2213813()4axd22(763.5)1804m222234643()0.(.)63.4由计算结果可知，主动轮与惰轮中心距为 180mm，惰轮与从动轮中心距为 2863.24mm。7、根据链条长度及链条节距，计算所需的链节数：链节数： 式（2.15）80629.1.7Lp对计算结果进行圆整，取 630 节。8、实际安装链条时，链轮节距应有一定的可调节量，而实际链轮中心距为计算中心距与可调值得差值。链轮中心距可调节大小查取机械设计手册获得。 1380.4180792.am426.563.59、链速式（2.16）17412.n04/0.6/606pzVs11链条运动速度较低，可传递较大转矩。2.8 链轮结构设计2.8.1 主动链轮结构设计根据链轮使用条件，由机械设计可知：链轮材料用 40Cr，调质处理，硬度 40-50HRC。1、链轮结构和尺寸链轮结构简图如下：链轮结构参数尺寸由机械设计所提供表格中公式计算而得轮毂厚度：h 轮毂长度：L 轮毂直径： hd齿宽： 1fbdKk01.63.3h k293.010.6mm 34.98mm 52.2mm 7.3mm齿侧倒角： ab齿侧半径： xr齿全宽：fmb0.13p p 1)(ftp1.65mm 12.7mm 7.3mm图 4 主动链轮结构简图122、链轮基本参数分度圆直径： 1d齿顶圆直径：d a 齿根圆直径：df分度圆弦齿高：h a4 125.p115.0)8.625.0(dpZ69.4mm 75.2mm 61.48mm 3.854mm最大齿根距高：L x 齿轮凸缘直径：d g 滚子外径：d 1190cosZd 76.04.18cot2hZp61.18mm 55.4mm 7.92mm3、链轮公差参考机械精度设计与检测技术基础表 5-1。确定齿表面粗糙度：mRa.6由齿根圆数值： ，查得齿根圆公差值 mm。125.3fdm025.31链轮孔和根外径相对于孔轴线的圆跳动公差为 0.15mm：链轮端面相对于孔轴线的垂直度公差为 0.14mm。链轮孔与轴为基孔制配合，公差等级 8 级齿顶圆直径为 11 级公差 齿宽为 14 级公差。由于公差等级较大，一般加工都可保证，故公差值无需标出。2.8.2 惰轮设计1、惰轮材料和工艺根据链轮使用条件，由机械设计可知：链轮材料用 40Cr，调质处理，硬度 40-50HRC。2、惰轮结构和尺寸由前面设计可知， ，P=12.7mm， ,根据机63.52dm2315Z械设计图 9-6 中 链轮结构，三维结构图如下：()a13所用参数计算公式及结果如下轮毂厚度：h 轮毂长度：L 轮毂直径： hd齿宽： 1fbdKk01.63.3h k293.09.6mm 31.68mm 50.2mm 7.3mm齿侧倒角： ab齿侧半径： xr齿全宽：fmb0.13p p 1)(ftp12.7mm 12.7mm 7.3mm3、基本参数和主要尺寸分度圆直径： 1d齿顶圆直径：d a 齿根圆直径：df分度圆弦齿高：h a4 125.p115.0)8.625.0(dpZ63.5mm 69.23mm 55.58mm 3.58mm最大齿根距高：L x 齿轮凸缘直径：d g 滚子外径：d 1图 5 惰轮三维结构图14190cosdZ 76.04.18cot2hZp55.23mm 47mm 7.92mm4、链轮公差参考机械精度设计与检测技术基础表 5-1。确定齿表面粗糙度：mRa3.6由齿根圆数值： ，查得齿根圆公差值 mm。mdf95.8025.98链轮孔和根外径相对于孔轴线的圆跳动公差为 0.15mm：链轮端面相对于孔轴线的垂直度公差为 0.14mm。链轮孔与轴为基孔制配合，公差等级 8 级齿顶圆直径为 11 级公差 齿宽为 14 级公差。由于公差等级较大，一般加工都可保证，故公差值无需标出。2.9 刮板链设计1、由上文可知，链节为 08A 号链节，其参数由表可得：P=12.7mm, =3.98mm2d2、链板结构设计图 6（a）刮板链前视图15刮板宽： 12.743.986.2Bnpdm上述表达式中 n 为刮板所跨过链节数，此处取 4。250.8m刮板长度尺寸： 1b1b1b1b1b1b46mm 48mm 96mm 96mm 94mm 200mm刮板排屑器钣金部分结构尺寸如下表所示：图 6（b）刮板链俯视图图 6（c）刮板链侧视图图 6 刮板链图16绞链板厚：t 侧链板高: 21h侧链板长： 321L侧链板厚： 2mm 40mm 10mm 60.8mm46.82mm50.8mm 4mm刮板间距：P 刮板长：L 刮板厚： 50.8mm 174mm 2mm2.10 链轮轴的设计2.10.1 各轴运动与动力参数链传动结构中，传动所需轴为：主动链轮轴（输入轴）、惰轮链轮轴及从动链轮轴。记为轴 4、轴 5 与轴 6。已知输入轴转速与大带轮转速相同，为 14r/min，根据各轴上所配链轮齿数之比，可计算各轴转速为：， ， 41/minr51748.3/minr641/minr轴 4 输入功率为 0.07KW，为大带轮输出功率，由各轴传动效率，可求出对应功率： P0.KW225435.7098.60.5KW6.6.主动链轮轴扭矩已知，为 47.75N.m。由上述所求各轴功率及转速，可求出相应扭矩为： 47.5TNm=590Pn.0653.918NM66 .4.T轴 4、轴 5、轴 6 计算所得运动及动力参数如下表所示：17表 2 各轴的运动与动力参数轴号 转速（r/min）功率(KW)扭矩（Nm）4 14 0.07 47.755 183 0.065 33.96 14 0.06 40.932.10.2 轴 4 结构设计计算1、确定轴的最小直径先对轴的最小直径进行初步估算，根据表中所需信息，确定轴选用 45 钢经调质处理，由此取表中建议值 ，轴的最小直径可由公式计算得出：017A433min0.712PdAm轴 4 直径最小处需安装联轴器，以连接大带轮。在这里，对联轴器的型号也进行选取。首先确定联轴器的计算转矩，其值为工作情况系数与公称转矩的乘积。根据轴 4 工作情况及动力源，选取工作情况系数为 1.3，最后算得联轴器计算转矩为 mN.62075联轴器型号选取 HL4 型，查取机械设计手册可知其公称转矩为，大于前面所得的计算转矩，因而所选联轴器较为合适。.12502、轴的结构设计（1）确定轴的各段尺寸值1）按照前一步中计算结果，取轴的前段最小直径为 ，即m20图 7 轴 4 的结构图18,联轴器安装在轴端，其端面需要定位，故在后一段轴处留出轴肩，20m=d1以满足联轴器轴向定位要求，根据公式可知，轴肩段与前一段半径差值为：h=(0.070.1)d。2）轴上 34 段及 56 段需安装轴承，对轴的转动起保持支撑作用，因而轴承收到径向力较大，在这里，初步选用 10000 型调心球轴承，初步选取轴承，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用圆柱孔调心球轴承 10000 型 23 系列，轴最小直径为 ，结合轴的结构形状查取机械设计手册选取轴承m20牌号为 2205，轴承规格： ，所以，2518dDTm，采用套筒定位轴承右端面与链轮左端面，所以取两段半径差34561d值为半 h=4mm,所以 =39mm。45输入轴安装联轴器段端面处，应安装轴端挡圈以固定联轴器，轴端挡圈只压在联轴器孔端面上，因而这一段轴的长度因比联轴器孔长度略小，取 。m56轴 4 需要与其他部件进行装配尺寸为：2017.8.Lm4563) 联轴器与链轮处的圆周方向的定位均选用平键定位，选择 A 型。轴 12 段，根据机械设计所提供表格，结合此段轴直径为 ，可以m20取健的规格为 ，由于此段轴与联轴器配合，已知联轴器孔的6bhm长度为 ，键的长度应比孔的长度略小，在长度系列中优选长度 。38 3L轴 34 段与轴 56 段，根据机械设计所提供表格，结合此段轴直径为，可以取健的规格为 ，由于此段轴与链轮配合，已知m1 mhb810链轮孔的长度为 ，键的长度应比孔的长度略小，在长度系列中优选长度m34。L22.10.3 轴 5 的设计计算1、确定轴的最小直径先对轴的最小直径进行初步估算，根据表中所需信息，确定轴选用 45 钢19经调质处理，由此取表中建议值 ，轴的最小直径可由公式计算得出：106A533min00.651.78PdAm2、轴的结构设计（1）轴上 12 段及 56 段需安装轴承，对轴的转动起保持支撑作用，因而轴承收到径向力较大，在这里，初步选用 10000 型调心球轴承，初步选取轴承，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用圆柱孔调心球轴承 10000 型 23 系列，轴最小直径为 ，结合轴的结构形状查取机械设计手册选取轴承m20牌号为 2205，轴承规格： ，所以，2518dDTm，采用套筒定位轴承右端面与链轮左端面，所以取两段半径差d314523值为半 h=4mm,所以 。394（2）确定各段的长度轴 23 段与轴 45 段安装惰轮，轴 12 段与 56 段套上套筒以定位惰轮端面与轴承端面为了让套筒压在链轮端面上，根据惰轮孔的长度，轴 23 段与轴 45 段长度为 ，轴 12 段与 56 段长度为 。m4m52轴 5 需要与其他部件进行装配尺寸为：L.238174（3）轴 23 段与轴 45 段，根据机械设计所提供表格，结合此段轴直图 8 轴 5 的结构图20径为 ，可以取健的规格为 ，由于此段轴与惰轮配合，m31 mhb810已知惰轮孔的长度为 ，键的长度应比孔的长度略小，在长度系列中优选m31长度 。L82.10.4 轴 6 的设计计算1、确定轴的最小直径先对轴的最小直径进行初步估算，根据表中所需信息，确定轴选用 45 钢经调质处理，由此取表中建议值 ，轴的最小直径可由公式计算得出：106A33min00.617.24PdAm2、轴的结构设计（1）确定各段的直径轴上 12 段及 56 段需安装轴承，对轴的转动起保持支撑作用，因而轴承收到径向力较大，在这里，初步选用 10000 型调心球轴承，初步选取轴承，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用圆柱孔调心球轴承 10000 型 23 系列，轴最小直径为 ，结合轴的结构形状查取机械设计手册选取轴承牌号m20为 2205，轴承规格： ，所以，2518dDTm，采用套筒定位轴承右端面与链轮左端面，所以取两段半径差d314523值为半 h=4mm,所以 。394（2）确定各段的长度轴 23 段与轴 45 段安装链轮，轴 12 段与 56 段套上套筒以定位链轮端面与轴承端面为了让套筒压在链轮端面上，根据链轮孔的长度，轴 23 段与轴 45 段长度为 ，轴 12 段与 56 段长度为 。m30m52图 9 轴 6 的结构图21轴 6 需要与其他部件进行装配尺寸为： mL8.2175343) 轴 23 段与轴 45 段，根据机械设计所提供表格，结合此段轴直径为 ，可以取健的规格为 ，由于此段轴与惰轮配合，已1 mhb810知链轮孔的长度为 ，键的长度应比孔的长度略小，在长度系列中优选长m31度 。L82.10.5 轴 6 的校核由机械设计式 9-10 有：1f2ecF当 时， 可不计， 4m/sVcF 22120.6180.8“(sin).5ax,“.ffffFKqNN1f2140.26.ecF则经受力分析有： t1t2t1240.16238FNrrr .40.F1画轴的空间受力图将链轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。22NV12r140.FNr.89657.2HMxm4093Tm3按弯扭合成应力校核轴的强度已知材料为 45 钢调质，查机械设计表 151 查得 ，由MPa601已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（链轮截面）的强度进行校核。根据机械设计式 15-5 以上表中的数据，并取 ，轴的计算应力：.222216()9587.(0.6493)145.390caMTWPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。2.11 轴承的校核排屑器轴承使用环境应与加工中心使用环境相似，每天八小时或连续长时间工作，加工中心运转时，有轻微冲击，轴承类型为调心球轴承，根据机械图 10 轴 6 各危险面的载荷图23设计所提供表格，估算其使用寿命 h240轴 4 上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知 12140.rrFN（2）计算轴承的轴向力由于轴向力 相当小，可知 ，查机械设计表（GB/T281-1994）aarFe6-1-50 有圆柱孔调心球轴承 ，12.5,.3Y4280orCN查机械设计表 13-6 取冲击载荷因数 1.pf（3）计算轴承的寿命根据机械设计式 13-6121420.raPFYN所以66103121428()()658240.hCL hnP 所以轴承满足寿命要求，可知，其他轴承也满足寿命要求。2.12 键的选择和校核轴 4 上链轮处的键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用 A 型普通平键。链轮的的周向定位采用平键，按，查机械设计表 6-1（GB/T1095-1979）取得：3456dmbh=10mm8mm。由于轴上是两个键，且设计时两键的 bh 都为 108，参照链轮与轴的配合关系和普通平键的长度系列，取键长 。12Lm（2）强度验算