数控软片裁片设备机械部分设计计算书.docx

数控软片裁片设备机械部分设计计算书1.1 设计任务书数控软片裁片设备要紧用于实现绝热软片（210）mm倒边的裁制。该设备要求操作简单、方便，结构材料使用不锈钢或者其它金属材料，确保该部分具有一定的刚度、耐磨性能及机械加工质量，同时要求设备表面美观大方，软片倒边裁制速度可调，并提供刀具移动速度显示。数控绝热软片裁片、倒边设备由裁片、倒边模具，软片装夹部分及操纵部分构成。裁片、倒边模具，软片装夹部分要紧用于实现裁片模具、软片的定位及装夹。要求该部分模具定位、软片装夹操作方便快捷。且在裁片、倒边裁制过程中与受力状态下保持模具、软片紧固。并提供模具装夹力值显示。操纵系统要紧用于实现刀具运动、装夹部分运动的自动操纵。通过软片裁片、倒边裁制过程的位移、速度操纵，以保证软片裁制度质量及精度。软片裁制基本外型有三种：长方形、扇形、圆形。所裁软片最大尺寸如下：圆片：min外径=65mmmax外径W500mm扇形片：最大弧长900mm,高500mm长方形片：最大尺寸1000mmX750mm要求软片裁制倒边尺寸精度为±0.5mm,为提高裁片效率，对2mm、3mm厚软片可实现双层叠放裁制。以某一特定发动机裁片时间为根据，要求全部裁完软片的时间少于手工裁片时间的20%长方形片绝热材料软片倒角即裁制斜边宽度要求如下：（1） 2mm软片倒边宽度为片厚的（27）倍。（2） 3mm以上软片倒边宽度为片厚的（2-5）倍最后附上几种绝热材料的资料： 5-11I材料：要紧组份为丁腾橡胶、酚醛树脂。未固化材料的邵氏硬度为40-50。材料的延伸率2170% 9621材料：要紧组份为丁曙橡胶。未固化材料的邵氏硬度为20-30。材料的延伸率2200% VI材料:要紧组份为丁脐橡胶、酚醛树脂、碳纤维。未固化材料的邵氏硬度为80-90。材料的延伸率215%1.2设计方案的拟定1.2.1概述为了满足用贴片机在火箭发动机内粘贴橡胶衬板的需要，橡胶衬板的加工务必规范化并保证足够的精度，数控橡胶软片裁片机务必与贴片机紧密配合，与贴片机的工艺要求相习惯。这就要求数控橡胶软片裁片机自动化程度高，橡胶软片裁片时安装方便，定位便利，把操作人员的劳动强度减到最低，同时获得最高的工作效率。1.2.2系统原理及功能1.2.2.1 系统构成本机由台架、大臂、小臂、升降臂、刀杆、真空转盘、真空泵与驱动操纵系统等几大部分构成，其结构如图2-1所示。图2-1数控橡胶衬板倒边机结构图1.2.2.2 工作原理（1）大、小臂运动带动刀具实现平面（X、Y）进给运动，真空转盘回转（C）带动夹具与工件实现圆周进给与分度。为了能够切出曲边坡口，上述三个运动需要联动操纵。(2)升降臂的升降(Z)与刀杆的摆动(B)用于调整刀具位置与切削角度。能够单独操纵。(3)刀杆轴带动刀盘回转形成主切削运动。根据橡胶软片的厚度及刀具几何形状的不一致刀具回转存在一个最佳速度，因此刀具回转角速度务必能够连续可调。(4)工件用真空吸盘吸附夹紧，一次装卡可自动完成切边、倒坡口等操作。数控橡胶软片裁片机的运动链如图2-2所示。图2-2数控橡胶软片裁片机的运动链1.2.2.3 操纵系统本机运动操纵需要使用六轴轴三联动操纵系统，大、小臂驱动轴(X、Y)与真空转盘回转轴(W)用交流伺服电机驱动，并需三轴联动，以实现直线与圆弧插补；升降臂的升降轴(Z)与刀盘回转轴(主轴)单独操纵，其中升降轴用交流伺服电机驱动；而刀盘回转轴用交流电机驱动，通过变频调速器操纵其转速。摆动轴用交流电机驱动，以便获得坡口所需的角度。运动操纵使用工控机IPC与美国GALIL公司生产的多轴运动操纵器构成开放性数控系统，具有内置的可编程序操纵器PLC功能，便于对开关量进行操纵，关于常用规格产品可储存其加工程序，加工过程自动进行。1.2.2.4 .性能指标(1)本机能够对厚度为210mm的橡胶软片进行直线、曲线切边与倒坡口操作。(2)根据切削试验结果，本机倒坡口角度可达到12。，凹边曲率半径可达到IoOmm或者更小。(3)切削速度可达到15(X)-4(X)Omm/min。第二章设计计算2.1 X轴传动装置设计计算2.1.1 电机的选择负载扭矩的计算负载扭矩是由于驱动系统的摩擦力与切削力所引起。即2;TM=FL其中M为负载扭矩，F为摩擦力，L为龙门架移动距离F=G+f,为滑动摩擦系数=0.005,f为刮油片阻力f=0.5X9.8=4.9NG为龙门架的总重量G=165x9.8=1617N,其中m=46(刀架)+109(龙门)+10(导轨等)=165kg故F=0.005×1617+4.9=12.985N由于存在传动效率与摩擦系数因素，因此其中为同步带的效率=0.95,MB为支撑轴承的摩擦力矩查手册得Ms=30Nc7nELbFL12.985×5.7610八八一，因此M=÷=1-30=425NCm2叼I2万X0.95选择电机DSM4-09.1-1系列，P=0.25KW,M额定=0.8M九转数3000rmin2.1.2 同步带传动设计（下列所用的表与图均源自机械设计手册）1 .求计算功率查表1039得&1=1.9C=K八尸=1.9x0.25=0.475KW2 .选择带型根据月=0.475KW与=100OzVnin查图10-18应选用L型同步带，Pb=9.5253 .选取带轮齿数Z>Zniin,由表1040查得Zmin=I8,取Z=194 .带轮节径Jz.R19×9.525一4=-l-l=57.6mm5 .带速九 XdInl × 57.61 × 1000 V =-=6000060000=3.0 Iw/.6 .初定中心距a0=1430.选用带长及齿数1.PO=20+(4+42)+=2×1430+×(57.61+57.61)=304Xmm按表10-36选用乙，=3048,代号12007 .求理论中心距使用中心距可调,=1433.50fwn8 .齿轮啮合齿数/上普L)Z=加=95>zun=6p二仁一皿 10009 .基本额定功率=(244*03x3.012)x3.01=。冲府1000久0=25.4mm,查表10-41得Fp=244.46N,m=0.095KGm10 .带宽=25.4 XY0.4751× 0.733=15.49查表10-37选取标准带宽".=25.4mm代号10011 .作用于轴上的力IooO 41000×0.4753.01= 157.8 W1 .1.3滑动导轨的选择本书考虑满足机床传动的精度要求，故初步决定选用精度很高的HIWlN线性滑动导轨，此种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循环，负载平台能沿着滑轨轻易地以高精度作线性运动。与传统的滑动导引相比较，滚动导引的摩擦系数可降低至原先的"50,由于起动的摩擦力大大减少，相对的较少无效运动发生，故能轻易达到Um级进给及定位。再加上滑块与滑轨间的束制单元设计，使得线性滑轨可同时承受上下左右等各方向的负荷，上述所列特点并非传统滑动导引所能比拟，因此使用此导轨能大幅提高设计机器的精度与机械效能。根据龙门架的传动要求及设计尺寸，初步选用LGW25CB型号，查表得：基本动额定负荷C=241Okgf=23618N,基本静额定负荷Co=3880攵1=38024N,M0=46.6kgfm=456.687V>w,M=31.Ikgfm-364.56/V/w,容许静力矩My=37.2奴/启=364.56丽2 .1.4线性滑轨寿命计算3 .L4.1基本静额定负荷计算导轨的基本静额定负荷为刀架部件的总重量，即G=1617N由于有两个线性导轨，因此P=G2=8085N静安全系数为：fs=CO/P=38024/808.5=47.0>5.0故静强度安全4 .L4.2基本动额定负荷计算(1)寿命的计算考虑线性滑轨使用的环境因素，其寿命会随运动的状态、珠道表面硬度及系统温度而有所变化，因此滑轨寿命为：£=(S)350加九Xe其中：L为寿命，C为基本动额定负荷，PC为最大工作负荷，我为硬度系数，ft为温度系数，fw为负荷系数HIWIN的线性滑轨硬度都为HRC58以上，故于lt=l查表得E=°9,“5P1=P+P2PZ为预压力，初选预压形式为Zl,Pz = 38024 X 0.02 = 760.48 NE=P+R=808.5+760.48=1569.OZVk-l1Hjfh× f.×C RL = (Jh Jt)3九Xe×50km=zl×0.9× 23618、3()1.5×1569.0X 50 = 36837 2?（2）寿命时间的计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命时间：rLxlOOO1.1=Sx60其中：Lk为寿命时间，L为寿命，S为运行速率，取S=100mm/&即6mmin,LxlOOO Li.-故 5x6036837x10006×60= 102325/次其寿命年限约为12年。2.1.5主动轴的强度校核及设计计算作用于带轮的圆周力、径向力、轴向力为:Ft=2Td=2×0.8/0.02=80N径向力Fr=FlXtan20o=29.18N由图3-1可知L-43mm,L2=39mm50323)力¢)d)6)nS)b)i)IQmRVW印仃RXXIxn-"一"-"-"-FtFr11跖F-J%KBYT2跖FtRbzRAYrTfrrrnTnTinfT7Tr-r-RBYrrTTrnTTrIUITnTrrIiiiiiiiiiiiiiiiIiiiiiiiiiiiiii一IiiiiiiiiiiiiJ11IllI?TTnnTrnTnf,1HTrnTrTr>tH(H即比MTMca图3-1轴的受力分析图2.1.5.1绘制轴的受力简图，求支座反力Y方向支反力：由EMB=0,得一RAY(LI+L2)+RxL2=ORAY=Ft×L2(L+L2)=8O×32(50+32)=31.22N由EY=0,得RBY=FLRAY=80-61.58=48.78NZ方向支反力：由EMB=0,得一RAzx(L1+L2)+FrXL2=ORaz=(F×L2)(Li+L2)=(29.18×32)(50+32)=11.39N由EY=0,得Rbz=F-Raz=29.18-22.42=17.79N2.1.5.2 作弯矩图A、垂直面弯矩MY图：C点Mcy=Ray×Li=31.22×50=1.56×103NmmB、水平面弯矩MZ图：C点Mcz=Raz×L1=11.39×50=0.57×103N-mmC、合成弯矩M图：C点总弯矩为：Mc=yMc2+mcv2=>66×IO3Nmm2.1.5.3 作转矩T图C点左边：Tci=Ft×d2=80X20/2=0.8×IO3NmmC点右边：Tc2=Tc2=0.4x103n-mm2.1.5.4 作计算弯矩MCa图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，按第三强度理论，取=0.6C点左边MCaC=yMc2+(a×Tc)2=(l.66×IO3)2+(0.6×0.8×IO3)2=1.73×103N-mmC点右边McaC=Mc2+(×7)2=(1.66×103)2+(0.6×0.4×lO3)2=1.68×103NmmD点McaD=yMJ+(a×T)2=+(.6×.8×l3)2=0.48×10aNmmE点McaE=-Jmt2-(cc×Te)2=y0+(0.6×0.4×IO3)2=0.24×IO3NmmB点McaB=McaE=0.24×IO3N-mm2.1.5.5 校核轴的强度(下列所用的表与图均源自机械设计教材)由图可知，C点弯矩值最大，D、E点轴径最小，因此该轴的危险断面是C点与D、E点所在剖面，由45钢调质处理查表8-1得。b=650Nmm2,再由表8-3查得Ob-=60Nmm2C点轴径deN/McaC(0.l×crz,-1)=6.61mm考虑键槽影响，轴径加大5%dc=6.61×(1+0.05)=6.94mm该值小于原设计该点处轴径20mm,安全。D点轴径(1d2/McaD(0.l×z,-1)=4.31mm考虑键槽影响，轴径加大5%do=4.31X(1+0.05)=4.53mm该值小于原设计该点处轴径14un,安全。E点轴径/McaE(0.l×z,-1)=3.42mm考虑键槽影响，轴径加大5%dE=3.42X(1+0.05)=3.59mm该值小于原设计该点处轴径14mm,安全2.1.5.6 精确校核轴的疲劳强度由图可知，IIXI剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。其中HV剖面计算弯矩相同。这几个剖面相比较，只是应力集中影响不一致，可取应力集中系数值较大者计算即可。IXXI与HV剖面形状相似，但其上的弯矩更小，因此不必校核。同理，W、VDI剖面承载情况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。(1)校核H、川剖面的疲劳强度II剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得：k=1.9k=L51II剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：(D-d)r=(17-14)/0.5=6,rd=0.514=0.036,k=2.465,k=1.592因I、11剖面要紧受转矩作用，故校核11剖面。H剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为max=TW=T(0.2×d3)=0.8×103(0.2×203)=0.5NZmm2Ta=Tm=TmaX/2=0.25N/mm?45钢机械性能查表8-1得：.=268Nmm2,.=155Nmm2;绝对尺寸影响系数由副表1-4St#：=0.91,=0.89；表面质量系数由副表1-5查得：=0.937,=0.937;查表1-5得0=0.34,=0.2k剖面的安全系数为S=S=.Z(K×a(×r)+×Tm)=292.6取S=L51.8,S>S,因此H剖面安全。(2)校核VII、VliI剖面的疲劳强度两个剖面的应力集中相近，载荷线性递减，而Vn剖面的载荷较大，故校核Vn剖面。ViI剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得：ko=1.97,k=L51Vn剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：(D-d)r=(26-20)/1=6,rd=0.520=0.025,k0=2.465,k=1.683剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得：k=1.825,k=1.625故应按过度圆角引起的应力集中系数校核Vn剖面。Vn剖面承受的弯矩与转矩分别为Mvil=Mc(L1-L)/Li=I.56×103×16/32=0.78×IO3NmmTVI=T=O.4xlONmmVn剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为OmaX=MVnW=0.78X1()3/(0.1×203)=0.975Nmm2Oa=。max=1.6Nmm2，om=0Vn剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为max=TvW=0.4×1O3/(0.1×203)=0.5Nmm2a=m=max2=0.25Nmm2绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：o=0.91,£=0.89,表面质量系数同上=0.937,=0.937oVn剖面的安全系数为S=-(K×a(×)+×m)=79.9S=.(K×a(×)+×m)=278.3S=SS(S2+S2),z2=69.1S>S=1.51.8,因此Vl剖面安全。2.1.6滚动轴承的选择与寿命验算2.1.6.1 滚动轴承的选择由于轴不承受轴向力，因此带轮轴两端轴承使用深沟球轴承6203号查表得：Cor=4.45内V,C,=7.35女N额定工作寿命工。力=4800062.1.6.2 寿命验算(1)受力分析：圆周力E=80tv4轴向力Fa=O径向力Fr=Fl×tan20o=29.18N根据下图已经求得轴承支反力为：Ray=31.22N,Rby=48.78NRaz=I1.39N,Rbz=17.79N图3-2轴承的受力分析图（2）设轴承所受支反力合力为R,R2R=4%+R%=33.23N,R2=%+%=51.927VR2>R1,而且两个轴承相同，因此根据合力R2校核。计算当量动负荷Fal=O,即FaR=0,因此FaiRWe,查表得：负荷系数X=l,Y=O在稍有波动的情况下为=1.2,工”=15工=1,£二与由此可求得：4=力LX=59.81%Fa2=O,即Fa2R2=0,因此R2R2We,查表得：负荷系数X=l,Y=O在稍有波动的情况下力=1.2,工”=1.5,工=1,£二与由此可求得：P2=fdfnXR2=93.46N轴承寿命计算：P2>Ph因此按动负荷Pl进行校核60 x 3000 93.461.16×1O7>Lio =4800022T 2×196020×3×19= 3.44MPtz<J2×1960Dbl 20×6×19.12MPa<所选轴承合格。2.1.7 键联接的选择与验算带轮轴上的键选择：已知：轴径D=20mm,查GBlo95-79,GBlO96-79可选，键宽b=6mm,键高h=6rnm,键槽深t=3.5mmo传动扭矩为T=1960Nmm0根据轮毂长度选键长L=25,校核挤压强度与剪切强度。假设工作条件有轻微冲击，可查得许用挤压应力。=11()WPQ许用剪应力K=90MPm2T2T据校核公式：p-<p及r=-r,又知键的有效工作长度=L-b=25-6=19nvn,键与轮毂的接触高度k=-=-3mmo因此该键的强度足够。2.1.8 联轴器的选择在数控机床进给传动系统中，同步带传动由电机带动旋转轴并通过同步带实现各个坐标方向的进给运动。而连接电机输出轴与同步带轴的器件便是联轴器。为保证传动精度，消除回转误差，应采取措施消除扭转方向上联轴器的连接间隙。由结构选择本机床的联轴器均为伺服挠性联轴器。伺服挠性联轴器，无背间隙，迟滞小，最适合于高精度定位使用，元件要素是由螺栓联结，关于正反运转能够发挥其优秀的耐久性。此联轴器使用夹紧式结构设计，安装极为简单，联结确实。根据同步带轴的尺寸选择联轴器的型号为SFC-030SA,TYPEC。2.1.9 润滑与密封的设计根据轴承的转速、负荷、工作温度、周围环境等项条件，与考虑到轴承的结构特点、结构材料、操作状况等因素，综合选用。由于本书中设计的机床，各轴转速普遍都很小，负荷也不太大，而且根据机床结构的特点，与加工材料怕油的特点，决定选用润滑脂润滑。关于X轴方向进给上的轴承，因其成倍的缩短换脂期，故要求选用粘附性好，稠度较大，具有良好的机械安定性的润滑脂。为防止润滑剂的泄出，防止灰尘、切屑微粒等其它杂物与水分的侵入，轴承务必进行必要的密封，以保持良好的润滑条件与工作环境，使轴承达到预期的工作寿命。由于设计的机床不要求经常填充润滑脂，因此要求密封要良好，故所有需要密封的部分均使用毛毡密封，而且在位于轴承座孔的箱体内壁处设挡油盘，既可起到轴向固定的作用，又能够防止灰尘进入与润滑脂泄漏。2.2Y轴传动装置设计计算2.2.1 电机的选择负载扭矩的计算负载扭矩是由于驱动系统的摩擦力与切削力所引起。即2乃M=FL其中M为负载扭矩，F为摩擦力，L为架体移动距离F="G+f,为滑动摩擦系数/=0.005,f为刮油片阻力f=05X9.8=4.9NG为刀架总重量G=mg=46×9.8=450.8/V,m=46kg故F=0.005X450.8+4.9=7.154N由于存在传动效率与摩擦系数因素，因此FLM=2町+ Mr其中名为同步带的效率7=095,Ms为支撑轴承的摩擦力矩查手册得Ms=30Nc?EUFL7.154×5.761”因此M=+MB=F30=369NCm27712×0.95考虑到与X轴传动一致，因此选择电机DSM4-09.l-xx.x3型号，=O.87Vw,N11=3(XX)rnin,Pv=0.25A:Wwt"2.2.2同步带传动设计1 .求计算功率Pe=KaP=i.9×0.25=0.475KW查表1039得长八=1.9(下列所用的表与图均源自机械设计手册)2 .选择带型根据月=0.475与4=15(X)rmin查图10-18应选用L型同步带，Ph=9.5253 .选取带轮齿数Z>Zmin,由表10-40查得Zmin=I8,取Zl=I94 .带轮节径JZ1R19×9.525Ur一J1=-LA=57.6Xmm5.带速×dxnxV =-4x57.61x15006000060000=4.5 ImlS6 .初定中心距%=1390.选用带长及齿数1.Po=2%+1(4+d2)+)=2×1390+1×(57.61+57.61)=2960.99ww按表10-36选用乙，=3048,代号12007 .求理论中心距使用中心距可调，3048 - 296() .992=1433.50/w8 .齿轮啮合齿数Zn=(-S)z=×19=9.5>Zmin=6“26a2m,n9 .基本额定功率P =(FPS° IOOO)v=(244.46-0.095x4.5P)x4.51=L()9100O查表10-41得久O=25.4,Fp=244.46,m=0.09511.带宽久25.4 Xy0.5891x1.094=14.76"查表10-37选取标准带宽4=19.1代号07512.作用于轴上的力= 195.68N1000/._1000x0.475V一4.512.2.3滑动导轨的选择计算本书考虑满足机床传动的精度要求，故初步决定选用精度很高的HIWIN线性滑动导轨，此种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循环，负载平台能沿着滑轨轻易地以高精度作线性运动。与传统的滑动导引相比较，滚动导引的摩擦系数可降低至原先的1/50,由于起动的摩擦力大大减少，相对的较少无效运动发生，故能轻易达到Um级进给及定位。再加上滑块与滑轨间的束制单元设计，使得线性滑轨可同时承受上下左右等各方向的负荷，上述所列特点并非传统滑动导引所能比拟，因此使用此导轨能大幅提高设计机器的精度与机械效能。根据龙门架的传动要求及设计尺寸，初步选用LGW25CA型号，查表得：基本动额定负荷C=24IOkgf=23618N,基本静额定负荷CO=388(UI=38024N,M0=46.6kgfm=456.68Nm,M=37.2kgfn=364.56Nm,容许静力矩My=372kgfm=36456Nm(1)基本静额定负荷计算导轨的受力Nl与N2,式中，F一刀架部件的总重量；1.l一刀架中心到滑块的距离;1.2一为两滑轨中心的距离；代入数据得N1=N2=F×IL2450.8 × 0.1250.12= 469.67V静安全系数为:fs=CO/P=38024/469.6=80>5.0故静强度安全(2)基本动额定负荷计算(a)寿命的计算考虑线性滑轨使用的环境因素，其寿命会随运动的状态、珠道表面硬度及系统温度而有所变化，因此滑轨寿命为：1.=('f',xxc)3×50km其中：L为寿命，C为基本动额定负荷，以为最大工作负荷，力,为硬度系数，/,为温度系数，。为负荷系数HIWIN的线性滑轨硬度都为HRC58以上，故力=1查表得£=0.9,0二1.8Pc=P+PzR为预压力，初选预压形式为Zl,R=38024X0.02=760.48Nfh"×CfPc因此B=P+Pz=225.4+760.48=985.88NX50%机=(1x09x23618)3×50=85928kmL8×985.88(b)寿命时间的计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命时间：,LxlOOO1.1=Sx60其中：4为寿命时间，L为寿命，S为运行速率，取S=IOmminLXIoooSx6085928x100010x60= 1432136其寿命年限为15年。2.2.4主动轴的强度校核及设计计算作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为圆周力 Ft=2×Tldl=195. 68N径向力 Fr=Ft ×tan20o=71. 22N轴向力 Fa=G=8. 65N由图可知 Ll=43mm, L2=39mm图33轴的受力分析图2.2.4.1 绘轴的受力简图，求支座反力Y方向支反力：由Mb=O,得一RAY(LI+L2)+RxL2=ORAY=Ft×L2(L1+L2)=l95.685×39(43+39)=93.08N由EY=0,得RBY=FLRAY=I95.68-93.08=102.6NZ方向支反力：由EMB=0,得一RAZX(Ll+L2)FaXd2+F'L2=0RAZ=(Fr×L2-Fa×d2)(L+L2)=(71.22×39-8.65×20)(43+39)=31.76N由EY=0,得Rbz=F-Raz=71.22-31.76=39.46N2.2.4.2 作弯矩图(1)垂直面弯矩MY图:C点MCY=RAYXL=93.08x43=4.(HXIO3nmm(2)水平面弯矩MZ图：C点左边Mcz=Rz×L=31.76×43=1.37×103N-mmC点右边MCZ=RBZXL2=39.46X39=1.54XIO4Nmm(3)合成弯矩M图：C点左边Mc=(Mcy2+Mcz2)"2=4.24XIO3NmmC点右边Mc=(Mcy2+Mcz2),/2=1.59×IO4Nmm2.2.4.3 作转矩T图T=Ft×d2=195.68×20/2=1.96×IO3Nmm2.2.4.4 作计算弯矩MCa图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取a=0.6C点左边MCaC=(Me2+(×Tc)2)1/2=(4.24×IO3)2+(0.6×1.96×103)2),z2=4.40×IO3NmmC点右边MCac=(Me2+(×Tc)2),/2=Mc=1.59XlO4NmmD点MCaD=(Md2+(XTD)2),z2=×T=0.6×1.96×i3=1.18×IO3Nmm2.2.4.5 校核轴的强度(下列所用的表与图均源自机械设计教材)由图可知，C点弯矩值最大，D点轴径最小，因此该轴的危险断面是C点与D点所在剖面，由45钢调质处理查表8-1得。B=650Nmr112,再由表8-3查得b.1=60Nmm2则C点轴径dc(Meac(0.1×b_,),z3=l3.84mm考虑键槽影响，轴径加大5%de=13.84×(1+0.05)=14.53mm该值小于原设计该点处轴径20mm,安全。D点轴径dD2(McaD(0.1×b-1),=5.82mm考虑键槽影响，轴径加大5%do=5.82×(1+0.05)=6.12mm该值小于原设计该点处轴径14mm,安全。2.2.4.6 精确校核轴的疲劳强度由图可知，11IX剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。其中11IX剖面计算弯矩相同。11剖面与HI剖面相比较，只是应力集中影响不一致，可取应力集中系数值较大者计算即可。同理，VI、Vn剖面承载情况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。(1)校核n、In剖面的疲劳强度11剖面因配合引起的应力集中系数由副表查得:k0=1.97,k.=1.51II剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：(D-d)r=(16-14)/1=2,rd=1/14=0.071,k.,=1.94,匕=1.625因III剖面要紧受转矩作用，故校核11剖面。II剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为Tmax=TW=T(0.2×d3)=3.572Nmm2Ta=Tm=Tma2=1.786Nmm245钢机械性能查表8-1得：.=268Nmm2,JI=I55N/mnf：绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：o=0.91,*=089；表面质量系数由副表15查得：o=0.937,Bl=O.937；查表15得力。=0.34,M=O.21。【剖面的安全系数为S=S=.1/(K,×a(1×)+×m)=40.2取S=1.5L8,S>S,因此11剖面安全。(2)校核VI、Vn剖面的疲劳强度VI剖面因配合引起的应力集中系数由副表查得：k.,=1.97,k=L51VI剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：(D-d)r=(25-20)/2=2.5,rd=1/20=0.05,k。=2.1075,k=1.925剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得:k<,=1,825,k,=1.625故应按过度圆角引起的应力集中系数校核VI剖面。VI剖面承受的弯矩与转矩分别为Mvi=Mc(L-B2)/Li=1.59×104×(43-32/2)/43=1.00×IO4NmmT1=T=1.96×IO4NmmVI剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为。max=MvW=1.00×104/(0.1×203)=12.5Nmm2Oa=Omax=12.5Nmm2tO,n=0VI剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为max=TvW=1.96×104/(0.1×203)=24.5Nmm2Ta=Tm=Tma2=12.25Nmm2绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：o=0.91,*=0.89,表面质量系数同上B=0.937,V=0.937oVI剖面的安全系数为So=O-1/(KaXoJ(B“X£。)+,×m)=8.67.ST=T.I/(KrXlJ(BtX£,)+,×m)=5.02S=S°SJ(S2+Sr2),z2=4.34S>S=1.51.8,因此Vl剖面安全。2.2.5滚动轴承的选择与寿命验算2.2.5.1 滚动轴承的选择主动轴两端轴承为向心推力球轴承36303号查表得：CO=8.62ZMC=I2.8女N额定工作寿命LK)Zl=48000/?2.2.5.2 寿命验算(1)受力分析：圆周力E=2ZL=195.68N4轴向力工=G=8.65TV径向力Fl.=FaItgaIX=”.22N图34轴承支撑受力分析图图3-5轴承受力分析图(2)设轴承所受支反力合力为R1,R2丫方向支反力RIY=RXL2(L+L2)=195.685×39(43+39)=93.08NR2Y=F1-Riy=I95.68-93.08=102.6NZ方向支反力Rz=(Fr×L2-Fa×d2)(L+L2)=(71.22×39-8.65×20)(43+39)=31.76NR2z=Fr-Rz=71.22-31.76=39.46NR、="媒+R；Z=98.35N,R2=J七+七=109.932V 计算派生轴向力3,$2查表得7000C型轴承得派生轴向力为：S=0.5/?,则可求得轴承LII的派生轴向力分别为：Sl=0.5。=49.18MS2=OSR2=54.97N 计算轴承所受的轴向负荷由于S2+优=54.97+9.41=64.38>S1并由图分析知，轴承H被压紧，轴承I被放松。由此得Fa2=S2+Fa=54.97+9.41=64.38NFal=S2=54.97N 计算当量动负荷轴承I：Fai/C0=54.97/8620=0.006查表由线性插值法可得：/=0.38FQjR1=54.97/98.35=0.559>el查表得：X1=0.44,P；=1.50在稍有波动的情况下力=1.2,工”=1.5,E=I,£=与由此可求得:6=Z/Zn(X内+(居I)=12X1.5X(0.44×98.35+1.50×54.97)=226.32N轴承II:Fa2Co=64.38/8620=0.007查表由线性插值法可得：e2=0.38Fa2IR2=64.38/109.93=0.559>e2查表得：X2=0.44,=1.50在稍有波动的情况下力=1.2,工”=1.5,工=1,£二与由此可求得：P2=fdfm(X2R2+Y2Fa2)=1.2×1.5×(0.44X109.93+1.50×64.38)=260.89TV轴承寿命计算：由于£>，故按轴承H计算轴承的寿命：io=(12800)=2.4×106>Im=48000h,o60尸60×3000260.89所选轴承合格。226键联接的选择与验算带轮轴上的键选择：已知：轴径D=20mm,查GB1095T9,GB1096-79可选，键宽b=6mm,键高h=6mm,键槽深t=3.5mm。传动扭矩为T=I960Nmn1。根据轮毂长度选键长L=25mm,校核挤压强度与剪切强度。假设工作条件有轻微冲击，可查得许用挤压应力bp=IK)MPa许用剪应力r=90MPm2T2T据校核公式：p=-lj及r=-