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河北建筑工程學院 畢業(yè)設計計算書 指導教師：孫有亮 設計題目：自制20T拉床設計 設計人：秦煒鵬 設計項目 計算與說明 結(jié)果 前言 第一章 前言 機床是工作母機，機床制造業(yè)對國民經(jīng)濟的發(fā)展起著重要作用。建國初期，在優(yōu)先發(fā)展重工業(yè)的方針指導下，機床制造業(yè)迅速發(fā)展，按國民經(jīng)濟發(fā)展計劃建立了一大批機床制造廠，專業(yè)分工明確，機床型號齊全，形成了完整的通用機床制造體系。向各行各業(yè)提供了大量的工作母機，有力地推動了國民經(jīng)濟的發(fā)展。改革開放以來，國民經(jīng)濟飛速發(fā)展，給機床制造業(yè)帶來了新的發(fā)展機遇，同時也提出了更高的要求。然而由于長期在計劃經(jīng)濟的條件下組織生產(chǎn)，不能很快適應市場經(jīng)濟的要求，使國內(nèi)很多機床廠家陷入困境。借鑒國外的經(jīng)驗，明確我們的發(fā)展方向，迅速適應市場需求，是我國機床制造業(yè)面臨的重要課題。專用機床一般用于大量生產(chǎn)，需要加工精度長期穩(wěn)定，因此，對其質(zhì)量的要求與通用機床有很大不同。 拉床是用拉刀加工工件各種內(nèi)外成型表面的機床。拉削時機床只有拉刀的直線運動，它是加工過程的主運動，進給運動則靠拉刀本身的結(jié)構來實現(xiàn)。按工作性質(zhì)的不同，拉床可分為內(nèi)拉床、外拉床、連續(xù)拉床、側(cè)拉床等等。拉床一般都是液壓傳動，它只有主運動，結(jié)構簡單。液壓拉床的優(yōu)點是運動平穩(wěn)，無沖擊振動，拉削速度可無級調(diào)節(jié)，拉力可通過壓力來控制。拉床的生產(chǎn)效率高，加工質(zhì)量好，精度一般為IT9-IT7，表面粗糙度Ra值為1.6-0.8um。但由于一把拉刀只能加工一種尺寸表面，且拉刀較昂貴，所以拉床主要用于大批量生產(chǎn)。 拉床的類型可分為以下幾種：內(nèi)拉床：用于拉削內(nèi)表面，如花鍵孔、方孔等。工件貼住端板或安放在平臺上，傳動 設計項目 計算與說明 結(jié)果 總體設計 傳動方案 布置簡圖 耐磨性 強度 螺桿強度 螺紋牙的強度 螺桿穩(wěn)定性計算 螺桿剛度計算 帶傳動設計 帶輪結(jié)構設計 渦輪蝸桿設計計算 凸緣計算 夾具結(jié)構及性能設計分析 電氣控制系統(tǒng)設計 軸承的選擇與計算 床身 軸承壽命計算 裝置的潤滑 軸的校核 機架的分析與設計 裝置帶著拉刀作直線運動，并由主溜板和輔助溜板接送拉刀。內(nèi)拉床有臥式和立式之分。前者應用較普遍，可加工大型工件，占地面積較大；后者占地面積較小，但拉刀行程受到限制。外拉床：用于外表面拉削，主要有下列幾種：①立式外拉床，工件固定在工作臺上，垂直設置的主溜板帶著拉刀自上而下地拉削工件，占地面積較小。②側(cè)拉床，臥式布局,拉刀固定在側(cè)立的溜板上,在傳動裝置帶動下拉削工件，便于排屑，適用于拉削大平面、大余量的外表面，如氣缸體的大平面和葉輪盤榫槽等。③連續(xù)拉床，較多采用臥式布局，分為工件固定和拉刀固定兩類。前者由鏈條帶動一組拉刀進行連續(xù)拉削，適用于大型工件；后者由鏈條帶動多個裝有工件的隨行夾具通過拉刀進行連續(xù)拉削，適用于中小型工件。此外，還有齒輪拉床、內(nèi)螺紋拉床、全自動拉床、數(shù)控拉床和多刀多工位拉床等。專業(yè)化，高精度的拉床也預示著它的高價位，但是在很多時候，中小型的工廠內(nèi)部需要使用拉床進行機加工，但是如果買進專業(yè)化的拉床，其所花的費用對于所得利潤來說，成本太大，而且有時不需要那么高的精度要求，而使用這些拉床無疑是種浪費。這就需要工廠內(nèi)部自己制造一些簡單的，可以完成一般的加工的拉床。而自制拉床無疑是個好的選擇，它的結(jié)構很簡單，用材很少可以選擇一些標準件來組裝，僅有少部分沒有標準件的地方自己工程內(nèi)部加工制造也很容易。因而成本很低，對于中小型企業(yè)來說是最好不過的選擇了。本設計課題任務的內(nèi)容是自制20T拉床設計，它是一種主要用于拉削零件內(nèi)孔、鍵槽的小型機械式拉床。結(jié)構主要由床身、動力機構、傳動機構、附屬裝置等組成。本設計要求達到結(jié)構合理，生產(chǎn)成本低，效率高，滿足工作性能，而且操作方便的目的。 第二章 總體設計 2.1設計任務 本畢業(yè)設計課題任務的內(nèi)容：自制20T拉床的設計。自制20T拉床設計是一種主要用于拉削零件內(nèi)孔、鍵槽的小型機械式拉床。結(jié)構主要由床身、動力機構、傳動機構、附屬裝置等組成。 本設計要求達到結(jié)構合理，生產(chǎn)成本低，效率高，滿足工作性能，而且操作方便的目的。 2.2設計目的 1．培養(yǎng)學生綜合應用所學理論知識和技能，分析和解決機械工程實際問題的能力，熟悉生產(chǎn)技術工作的一般程序和方法。 2．培養(yǎng)學生懂得工程技術工作所必須的全局觀念、生產(chǎn)觀念和經(jīng)濟觀念，樹立正確的設計思想和嚴肅認真的工作作風。 3．培養(yǎng)學生調(diào)查研究，查閱技術言文獻、資料、手冊，進行工程計算、圖樣繪制及編寫技術文件的能力。 2.3主要內(nèi)容、研究方法、研究思路 （1）設計任務：自制20T拉床的設計計算 （2）技術要求：額定拉力20噸， （3）工作要求：額定拉力20T，結(jié)構主要由床身、動力機構、傳動機構、附屬裝置等組成。本設計要求達到結(jié)構合理，生產(chǎn)成本低，效率高，滿足工作性能，而且操作方便的目的 （4）設計要求：設計說明書不少于2萬字；工程繪圖量不少于折合成圖幅為A0號的圖紙3張；用計算機進行設計、計算與繪圖一般不少于2/3；查閱文獻15篇以上，翻譯與課題有關的外文資料，譯文字數(shù)不少于3000字。 研究方法： 設計任務書為基礎，翻閱，查找工具書為輔，比較國內(nèi)外在機械式拉床設計方面的優(yōu)點及缺陷，在設計時借鑒和注意。 研究思路：先從大局著手，兼顧細節(jié)。首先明確設計任務，由相關的任務書和工具書確定設計的傳動方案并確定其結(jié)構形式；其次，查找主要技術參數(shù)，明確設計原則，由相關的公式進行軸及各類零件的強度，穩(wěn)定性及壽命的校核計算；第三，進行機架的設計，包括床身，加緊裝置形式的明確和對其強度，剛度，穩(wěn)定性的校核計算。最后，全面分析設計結(jié)果是否符合設計要求，完善各個細節(jié)。 2.4設計題目分析 2.4.1額定拉削力為20T 2.4.2.工作速度的設定 根據(jù)同類產(chǎn)品的經(jīng)驗和總體工作方案，選擇工作速度為1m/min，絲杠長度選為1800mm 工作裝置所需功率: 電動機輸出功率: 取螺桿的導程：P=24mm, 則螺桿轉(zhuǎn)速為：n= 電動機是機床工作的動力源。是不可或缺的一個組成部分。電動機的選擇正確與否直接關系到機床能否正常工作的問題。功率選擇大了則浪費能源，提高了成本；小了則不能工作。封閉式小型三相異步電動機自扇冷卻、封閉式結(jié)構，能夠防止灰塵、水滴大量進入電機內(nèi)部?？梢宰鲆话愕尿?qū)動源，即用于驅(qū)動對啟動性能、調(diào)速性能及轉(zhuǎn)差率無特殊要求的機器和設備；亦可以用于灰塵較多、水土飛濺的場所。根據(jù)同類產(chǎn)品的經(jīng)驗和計算要求，可以選擇電動機為Y160L1-4，額定轉(zhuǎn)速為1458r/min,額定功率為15KW 則總傳動比為:i= 由同類產(chǎn)品參考得來電動機輸出功率的減速增扭過程采用二級減速方案。機械傳動剛性大,為了增加柔性,改善過載對原動機的沖擊，擬第一級采用V帶傳動，傳動比大約為1.2，傳動效率為0.96；經(jīng)過第一級減速后，第二級減速采用蝸輪蝸桿減速機，傳動比為20，傳動效率為0.8；最終拉動拉刀的是穿過機箱的絲杠螺母螺旋傳動機構，螺旋傳動機構用兩條平衡支撐滑杠作為支撐，連接上裝拉刀的裝置。選擇渦輪蝸桿傳動可以改變傳動方向，可以選擇更大的傳動比。選擇絲杠螺母螺旋傳動可以把軸向轉(zhuǎn)動改變?yōu)闄M向進給運動。如此傳動則可以完成拉床拉削工作需要。 2.5總體布置簡圖 總體布局采用三維立體空間布局，主要驅(qū)動軸布置在機床的中央，主要工作機構水平式布局安排，各工位工作在同一水平線上。原動機布置在機架上方，工人操作平臺應控制在1.2米左右，便于工人操作。 具體的工作順序為:電動機將動力傳給帶輪，帶輪將動力傳給蝸輪蝸桿，蝸桿再將動力傳給螺母，從而帶動絲杠做直線運動，最后完成拉削運動。 總體布置簡圖如下： 圖2-1總體布置簡圖 A向 第三章 螺旋機構的設計與選擇 螺旋傳動利用螺桿和螺母組成的螺旋副來實現(xiàn)傳動要求主要用來把回轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€運動，同時傳遞動力。 螺旋傳動具有以下特點：在主動件上作用一較小力矩時，可使從動件得到很大的軸向力；螺桿旋一周，螺母只移動一個導程，可以得到大的減速比；傳動均勻準確，可以得到較高的傳動精度；傳動易于實現(xiàn)反向自鎖；傳動平穩(wěn)，結(jié)構簡單。 3.1耐磨性計算 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 螺桿選用材料：40Cr Tr 200×64/2-8e 螺母 2CuAl9Fe4Ni4Mn2 （鑄鋁青銅） 滑動螺旋傳動采用梯形螺紋 3.1.1. 螺桿中徑計算： 圖3-1 F —— 軸向載荷 A —— 螺紋的承壓面積（指螺紋工作面表面投影 到垂直于軸向力的平面上的面積） d1 —— 螺紋小徑（單位為mm） d2 —— 螺紋中徑（單位為mm） d3 —— 螺紋大徑（單位為mm） h —— 螺紋工作高度（單位為mm） P —— 螺紋螺距（單位為mm） H —— 螺母高度（單位為mm） Z —— 螺紋工作圈數(shù) = H/P 滑動螺旋傳動的失效形式多為螺紋牙磨損，因此，螺桿直徑和螺母高度通常由耐磨性計算確定。傳力較大時，應當檢驗螺桿危險截面的強度和螺牙的強度；要求自鎖時，應校核螺紋副自鎖條件。要求運動精確時，還要校核螺桿剛度，此時，螺桿直徑往往由剛度確定。對于長徑比很大的受壓螺桿，應校核其穩(wěn)定性?？紤]到螺桿受力情況復雜并有剛度和穩(wěn)定性問題，計算其螺紋部分的強度和剛度時截面積和慣性矩可按螺紋小徑計算。 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 設計公式： （整體式螺母=1.2-12.5設計按經(jīng)驗參考取值1.5） 對于矩形和梯形螺紋，h=0.5P，則 查表5-12《機械設計》（西北工業(yè)大學） [P]取值10MPa 查《機械設計手冊》表22.1-14： 取d2=128mm 公稱直徑d=140；螺距p=20；小徑d1=D1=116mm 3.1.2.螺母高度： 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 3.1.3.旋合圈數(shù)： 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 合格 取 Z=10 3.1.4.螺紋的工作高度： 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 3.1.3.工作強度： 式中， —— 螺紋螺距，為24mm。 —— 螺紋工作高度(mm)，梯形螺紋h=0.5P=12mm。 H—— 螺母高度。 所以滿足工作條件 3.2驗算自鎖 螺紋升角 ： 由于系單頭螺紋 所以導程 ，由《機械設計手冊》（機械工業(yè)出版社）查得 3.3校核強度 由于螺母的材料一般比螺桿材料軟，所以磨損主要發(fā)生在螺母的螺紋牙表面?；瑒勇菪哪p與螺紋牙工作面上的壓強，滑動速度，螺紋牙表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關。其中最主要的是螺紋牙工作面上的壓強，其他因素的影響尚無完善的計算方法。所以，耐磨性計算主要是限制螺紋牙工作面的壓強不超過許用值 3.3.1.螺桿強度的校核 壓力（或拉力）F和扭矩T的作用。螺桿危險截面既有壓應力，又有切應力。因此校核螺桿強度時，應根據(jù)第四強度理論求出危險截面的計算應力σca.由《機械設計》（西北工業(yè)大學）查得 或 式中：F —— 螺桿所受的軸向壓力，單位為N。 A —— 螺桿螺紋的危險截面面積；A=πd12/4，單位為mm2。 Wτ —— 螺桿螺紋段的抗扭截面系數(shù)， Wτ=πd13/16=Ad1/4，單位為mm3。 T —— 螺桿所受的扭矩，， 單位為N·mm 。 —— 螺桿材料的許用應力，單位為MPa 表5-1《機械設計》（西北工業(yè)大學）查得 由式5-48 由表5-12取 查《機械工程材料手冊》（曹正明） 40Cr σb σs HBS 980MPa 785 MPa 207 表3-1 查表5-13《機械設計》（西北工業(yè)大學）[σ]=σs/4=196.25 所以滿足工作條件。 3.3.2.螺紋牙的強度計算 螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。 如圖3-1所示，如果將一圈螺紋沿螺母的螺紋大徑D（單位為㎜）處展開，則可看作寬度為πD的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為F/z，并作用在以螺紋中徑D2（單位為㎜）為直徑的圓周上，則螺紋牙危險截面a-a的剪切強度條件為 螺紋牙危險截面a-a的彎曲強度條件為 式中：b —— 螺紋牙根部的厚度，單位為㎜，對于矩形螺紋，b=0.5P，對于梯形螺紋，b=0.65P，對于鋸齒形螺紋，b=0.75P，P為螺距； —— 彎曲力臂，單位為㎜（=（D-D2）/2； [τ] —— 螺母材料的許用切應力，單位為MPa； [σb] —— 螺母材料的許用彎曲應力，單位為MPa 取z=12 螺桿： ； 螺桿抗彎強度： 抗剪強度： 螺母： =30-40MPa； =40-70MPa 螺母抗剪強度： 螺母抗彎強度 所以滿足工作條件。 圖3-2螺紋牙簡圖 3.4螺桿的穩(wěn)定性計算 對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向力F大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側(cè)向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力F必須小于臨界載荷Fcr。 根據(jù)螺桿的柔度值λS的大小選用不同的公式計算， 此處，μ為螺桿的長度系數(shù)； 為螺桿的工作長度，單位㎜；螺桿兩端支承時取兩支點的距離作為工作長度 ，螺桿一端以螺母支承時以螺母中部到另一端支點的距離作為工作度 ； 為螺桿危險截面的慣性半徑，單位為㎜； 若螺桿危險截面面積 ； 則。 設計螺桿螺紋段的長度 為1800㎜；查表5-14《機械設計》（西北工業(yè)大學）取μ=0.70。則 ；所以不必校核穩(wěn)定性。 3.5螺桿剛度計算： 查《機械設計手冊》得： 軸向載荷產(chǎn)生的變形量：mm 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的變形量：mm 導程變形總量：mm 式中：E=2.07 G=8.3 總變形量可以忽略，剛度滿足設計要求。 第四章 帶傳動的設計計算 帶傳動的主要失效形式即為打滑和疲勞破壞。因此，帶傳動的設計準則應為：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。 查《新遍機械設計師手冊》表4.1-2初擬選用普通V帶傳動。注：以下均為《新編機械設計師手冊》表。 已知：原動機Y160L1-4 傳遞功率為P=15KW 轉(zhuǎn)速n1=1500 r/min 傳動比i為1.2 每天工作8h。 4.1設計功率 由表4.1-9查得工況系數(shù)Ka=1.0 =15×1.0=15KW 4.2 選定帶型 根據(jù)=15KW和n1=11458 r/min ，由圖4.1-1選定B型普通V帶。 4.3 帶傳動傳動比 帶傳動的傳動比 i為1.2 4.4 帶輪直徑 小帶輪基準直徑 ： 參考表4.1-14；表4.1-15和圖4.1-1取 大帶輪基準直徑： 由表4.1-14取 ε —— 彈性滑動率 ；通常ε=0.01~0.02。 4.5減速機的實際轉(zhuǎn)速 4.6帶速 V < VMAX=25-30(選普通V帶；窄V帶35-40 m/s) V > VMIN=5 m/s（一般V 不得低于5 m/s） 4.7軸間距設計計算 初選a0=1000mm 所需基準長度： 查表4.1-6選取基準長度2500㎜。 實際軸間距： 安裝時所需最小軸間距： mm bd ——— 基準寬度，查表4.1-5取bd=14。 安裝時所需最大軸間距：（張緊或補償伸長） 4.8 V帶的根數(shù) 小帶輪包角： 單根V帶的額定功率： 根據(jù)=140㎜和n1=1458 r/min 由表4.1-12d查得B型帶P1=2.83 KW。 ΔP1： 考慮傳動比的影響，額定功率的增量ΔP1由表4.1-12d查得ΔP1=0.25KW。 式中 —— 考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù) —— 考慮帶的長度不同時的影響系數(shù)，簡稱長度數(shù) —— 單根V帶的基本額定功率 —— 計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量（因P0是按α=180o即dd1=dd2的條件計算的，而當傳動比越大時，從動輪直徑就比主動輪大，帶繞上從動輪的彎曲應力就比繞上主動輪時的小，故其傳動能力即有所提高） 查表4.1-10 查得=0.99 查表4.1-11 查得=1.03 取Z=4根。 4.9單根V帶的預緊力 考慮離心力的不利影響，單根V帶所需的預緊力為 用帶入上式，并考慮包角對所需預緊力的影響，可將F0的計算式寫為 其中各符號的意義和單位同前。 ——— 傳動帶的單位長度的質(zhì)量，單位㎏/m。 查《機械設計》（西北工業(yè)大學）表8-4取=0.10 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。 4.10 帶輪的結(jié)構尺寸 設計帶輪時，應使其結(jié)構工藝性好，質(zhì)量分布均勻，重量輕，并避免由于鑄造產(chǎn)生過大的內(nèi)應力。V>25m/s 時尚需進行動平衡。本設計中V=9.267m/s，無須進行動平衡。 帶輪材料常采用灰鑄鐵、鋼、鋁合金、或工程塑料等。其中灰鑄鐵應用最廣，當V<25m/s時用HT150或HT200，本設計中采用HT200。 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成。輪輻部分有實心、輻板（或孔板）和橢圓形輪輻等三種形式。查表4.1-14得 輪緣尺寸 表4-1 型號 B 基準寬度 14 基準線上槽深 3.5 基準線下槽深 10.8 槽間距 19±0.4 槽邊距 11.5 最小輪緣厚度 5.5 帶輪寬 80 小帶輪外徑 147 大帶輪外徑 18 輪槽角 34o 偏差 ± 根據(jù)帶輪的基準直徑參照表4.1-17，決定小帶輪、大帶輪采用實心輪輻。根據(jù)電動機尺寸和后面的蝸桿尺寸確定小帶輪內(nèi)徑為80，大帶輪內(nèi)徑為82mm，鍵選用普通平鍵C型b=14,h=9,L=50。 帶輪輪槽工作表面粗糙度為Ra 3.2 μm，輪緣和軸孔端面為Ra 6.3 - 12.5 μm。輪槽棱邊要倒圓或倒鈍。A型帶帶輪輪槽間距的累計誤差±0.6，兩槽的基準直徑差0.4。（摘自GB/T 13575.1-92） 第五章 蝸輪蝸桿的設計與計算 5.1 蝸輪蝸桿的類型、特點 減速器是指原動機與工作機之間獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速并相應地增大轉(zhuǎn)矩。減速器的種類很多，但幾乎大部分的減速器已有標準系列產(chǎn)品，使用時只需結(jié)合所需傳動功率、轉(zhuǎn)速、傳動比、工作條件和機器的總體布置等具體要求，從產(chǎn)品目錄或有關手冊中選擇即可。只有在選不到所滿足工作條件的產(chǎn)品時，才自行設計制造。 蝸桿傳動屬于空間嚙合傳動，用于傳遞兩交錯(既不平行又不相交)軸間的回轉(zhuǎn)運動和動力。軸交角∑可為任意值，但在絕大多數(shù)情況下使用正交蝸桿副，即∑=90°。它主要由蝸桿和蝸輪組成，蝸桿相當于一頭或多頭的等導程(或變導程)螺旋，蝸輪則為變態(tài)斜齒輪(或為直齒輪)。在蝸桿傳動中，通常蝸桿為主動件，蝸輪為從動件。但有時為了增速如離心器中的蝸桿傳動，蝸輪是主動件，而多頭或人導程角的蝸桿則為從動件。根據(jù)蝸桿形狀的不同，蝸桿傳動可以分成三種類型：圓柱蝸桿傳動，環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動。圓弧圓柱蝸桿減速器：CWU（蝸桿在下）、CWS（蝸桿在側(cè)）、CWO（蝸桿在上）為單級圓弧圓柱蝸桿減速器，主要適用于冶金、礦山、起重、運輸、化工建筑等各種機械設備的減速傳動，蝸桿為圓環(huán)面包絡圓柱蝸桿（ZC1蝸桿），C1齒形。標準減速器的工作條件； 蝸桿轉(zhuǎn)速不超過1500r/min；工作環(huán)境溫度為-40 — +40oC；當工作環(huán)境溫度低于0oC時，起動前潤滑油必須加熱到0oC以上，當工作環(huán)境溫度高于40oC時，必須采取冷卻措施；蝸桿軸可正，反兩向運轉(zhuǎn)。 5.2 蝸輪蝸桿的設計計算 1.選擇蝸桿傳動類型 采用漸開線普通圓柱蝸桿（ZI） 2.選擇材料 蝸桿選用45鋼，整體調(diào)質(zhì)，蝸輪為ZCuAl9Fe4Ni4Mn2 （鑄鋁青銅） 3.按齒面接觸疲勞強度進行設計 傳動中心距： 其中，K——載荷系數(shù) ——蝸輪上的公稱轉(zhuǎn)矩。 ——材料的彈性影響系數(shù)，=160MPa ——接觸系數(shù)。 ——蝸輪齒面許用接觸應力。 ① 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 查表確定蝸桿頭數(shù)=2，傳動比為i=20,蝸輪齒數(shù)為=40，，嚙合效率 ② 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系 數(shù) 由書2.P250表11-5 選取使用系數(shù) 由于轉(zhuǎn)速低，沖擊不大，可取動載系數(shù) 則 =1.05 ③ 確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比 值/a=0.35，查書2.圖11-18得=2.9 ④ 確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為ZCuAl9Fe4Ni4Mn2 （鑄鋁青銅），蝸桿為45鋼，可以從書2.表11-7中查得許用接觸應力=128MPa， （因控制要求，適用滑動速度） ⑤ 計算中心距 取a=200mm。 從表11-2中取模數(shù)m=8mm,蝸桿分度圓直 徑=80mm，這時/a=0.4，從圖11-18可查 得接觸系數(shù)=2.8<，因此以上計算結(jié)果可用。 4. 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 ①蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑（為齒頂高系數(shù)=1） 齒根圓直徑 為頂隙系數(shù)，=0.25。 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 ② 蝸輪 蝸輪齒數(shù) ，變位系數(shù)， 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓 =338mm 蝸輪齒根圓直徑 =302mm 蝸輪咽喉母圓半徑 5.校核齒根彎曲疲勞強度 其中， ——蝸輪齒根彎曲應力。 ——蝸輪齒形系數(shù)，查書2.圖11-19得=2.22 ——螺旋角影響系數(shù)， 當量齒數(shù) （根據(jù) 從圖11-19可查得=2.22） 螺旋角影響系數(shù) =0.919 許用彎曲應力 從表11-8中查得2CuAl9Fe4Ni4Mn2 （鑄鋁青銅）蝸輪的基本許用彎曲應力，壽命系數(shù) N為應力循環(huán)次數(shù)。 其中， j——蝸輪每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個齒輪嚙合次數(shù)，為1。 ——蝸輪轉(zhuǎn)速為60r/min。 ——工作壽命，取為15000h。 則 彎曲強度滿足。 第六章 螺母和蝸輪凸緣的強度計算 在螺旋傳動螺母的設計計算中，除了進行耐磨性計算與螺紋牙的強度計算外，還要進行螺母下段與螺母凸緣的強度計算。如圖3-2所示的螺母結(jié)構形式，工作時，在螺母凸緣與底座的接觸面上產(chǎn)生擠壓應力，凸緣根部受到彎曲及剪切作用。螺母下段承受壓力和螺紋牙上的摩擦力矩作用。 設螺母下部分承受全部外載荷F，并將F增加20%-30%來代替螺紋牙上摩擦力矩的作用，則螺母下部分截面b-b內(nèi)的最大壓縮應力為 式中為螺母材料的許用壓縮應力為1.6[σb]，查表5-13《機械設計》（西北工業(yè)大學）為80MPa 圖3-3螺母結(jié)構簡圖 D1 —— 螺母小徑（單位為mm） D2 —— 螺母中徑（單位為mm） D3 —— 螺母大徑（單位為mm） D —— 蝸輪分度圓直徑（單位為mm） —— 蝸輪外徑（單位為mm） 參照上述設計D1=116mm; D2= 128mm； D3=160mm; D4=338mm; D=320mm;α=70mm；b=256mm. 1） 螺母受壓力學校核 所以滿足工作條件 2） 凸緣接觸表面的擠壓強度計算 所以滿足工作條件 3） 凸緣根部的彎曲強度計算 = 所以滿足工作條件。 第七章 夾緊夾具的結(jié)構及性能分析 夾具的設計制造在機械制造生產(chǎn)準備工作中占有很重要的地位，它的設計與制造質(zhì)量對保證產(chǎn)品質(zhì)量有決定性的影響，其設計與制造的周期在整個生產(chǎn)準備中最長，實際決定著整個生產(chǎn)準備周期。一般來說，夾具的生產(chǎn)屬于單件生產(chǎn)，減少設計周期是減少整個生產(chǎn)準備周期的關鍵。此外，夾具應具有自鎖功能，裝夾方便。通過調(diào)查分析注意到夾具設計有以下的特點： (1)夾具設計中盡量采用標準件和常用件 設計人員在進行夾具設計時，盡量選用標準件或通用件進行設計，若每次設計人員都需要重新對這些零件進行造型，設計人員必然要做許多重復性的勞動。 (2)夾具設計是一個高度倚賴經(jīng)驗的設計問題 設計師在構思新工件的夾具設計方案時，往往根據(jù)個人的設計制造經(jīng)驗將新工件的結(jié)構特征、制造特征與己有工件的結(jié)構特征和制造特征相比較，根據(jù)這些特征的相似性找出與新工件最為相似的工件及它的裝夾規(guī)劃方案和夾具元件，經(jīng)過調(diào)整來獲得新夾具的設計，很少是從頭做起的。 傳統(tǒng)夾具以專用夾具為代表主要有四種功能:定位、夾緊、導向和對刀。 對夾具的基本要求就是將工件定位并牢固的夾持在一定位置，并在機床工作臺上有一定的方位，其次，還要滿足其他要求，如保證夾具的生產(chǎn)率(容易裝卸工件，采用自動或半自動夾緊裝置，切屑容易排除)，操作簡單并安全(如對貴重工件采用防誤功能的元件)，有效降低成本(考慮夾具材料和制造過程，優(yōu)先選用標準件)。因此，夾具設計是一個復雜的過程，在傳統(tǒng)夾具設計中，這些基本原理應用于具體夾具設計中主要取決于設計者的經(jīng)驗。從夾具設計人員的經(jīng)驗中收集和表達這些知識是開發(fā)計算機輔助夾具設計 (CAFD)系統(tǒng)的關鍵。 典型的夾具設計過程包括以下五個步驟：審閱零件圖和制造技術要求，選用定位基準決定定位夾緊方法，選定標準元件及機構和夾具結(jié)構設計。在設計和生產(chǎn)針對大批量工件加工的專用設備的過程中，夾具的設計已成為其中一個比較大的難點，它主要依靠設計人員運用設計經(jīng)驗完成，但設計過程和原理在某種意義上說又具有相似性。 拉床的夾具是整個設備中一個關鍵部分，它的主要作用是定位和夾緊待切試樣，同其它機床夾具一樣，拉床的夾具在發(fā)揮現(xiàn)有設備的潛力，保證加工質(zhì)量等方面起著積極的作用。 拉床夾具的設計受工作臺、防護罩等諸多因素的限制，因而在進行夾具設計時要綜合考慮，協(xié)調(diào)各種制約因素，滿足其設計要求的同時，力求拉床夾具結(jié)構簡單、裝卡試樣方便快捷。根據(jù)以上要求設計的快速夾緊夾具為力求夾具結(jié)構簡單，參照同類產(chǎn)品的結(jié)構形式設計為如圖4—3所示。 參照著同類產(chǎn)品的樣子設計出此種夾具，此圖左面是拉刀，右面和上面是夾具，因為拉床主要工作應力是拉力，所以只要裝好刀具，插上上圖中的插銷即可正常工作，結(jié)構十分簡單，操作也很方便。 第八章 拉床的電氣控制系統(tǒng)的設計 8.1 控制系統(tǒng)總體方案的確定 自制拉床的要求就是操作簡便，結(jié)構簡單，而且它不要求加工太高精度的工件，僅僅是粗加工，滿足多數(shù)的普通加工要求即可，并且，參照同類產(chǎn)品的控制系統(tǒng)，本設計不涉及變速系統(tǒng)，只有點動和開?？刂啤２⑶矣行谐涕_關，以防止機床床身損壞。 8.2行程開關 如圖 行程開關2和3是控制拉床工作或者是點動過程中的停止，而1和4是強制停止開關，用以防止2和3的失效時，絲杠等一直運動損壞床身。 8.3主控制系統(tǒng) 從操作簡便來考慮，拉床的主要控制系統(tǒng)如下圖所示： 停止按鈕SB1 工作按鈕SB2 正向點動按鈕SB3 反向點動按鈕SB4 SQ1~SQ4為行程開關 第九章 軸承的選擇與計算 9.1 軸承的選擇 參考書目：《機械設計手冊》（第四版第二卷） 《機械零件設計手冊》 《機械設計》（第七版） 軸承是支撐軸的部分。根據(jù)軸承工作時的摩擦性質(zhì)。軸承可分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承兩類。 滾動軸承是由專業(yè)工廠生產(chǎn)的標準件，滾動軸承的類型、尺寸和公差等級等已制訂有國家標準，在機械設計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結(jié)構設計。 9.2滾動軸承的構造和材料 滾動軸承一般由內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架組成。通常內(nèi)圈裝在軸承座孔內(nèi)不動，但亦有外圈轉(zhuǎn)動、內(nèi)圈不動或內(nèi)、外圈按不同轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)的使用情況。滾動體在內(nèi)、外圈滾道內(nèi)滾動。保持架將滾動體均勻隔開，以減少滾動體的摩擦和磨損。滾動體的形狀有球形和滾子形。 滾動軸承的內(nèi)、外圈和滾動體均采用強度高、耐磨性好的鉻鋼和鉻錳硅鋼制造，前者適宜于制造尺寸較小的軸承，后者適宜制造尺寸較大的軸承。常用的牌號有GCr9、GCr15和GCr15SiMn，經(jīng)淬火后硬度可達58-66HRC。保持架多用低碳鋼板沖壓制成，為了減小與滾動體之間的摩擦和減輕滾動體的磨損，也可采用銅合金、鋁材或塑料。 9.3滾動軸承的類型 按滾動軸承承受載荷的作用方向，常用軸承可分成三類，即徑向接觸軸承、向心角接觸軸承和軸向接觸軸承 1.徑向接觸軸承主要承受徑向載荷。這類軸承有： （1）深溝球軸承 軸承主要承受用于徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷。高轉(zhuǎn)速時可代替推力球軸承受純軸向載荷。與外形尺寸相同的其他類型軸承相比，其摩擦因數(shù)小，允許極限轉(zhuǎn)素高，價格低廉，故應用廣泛。 （2）調(diào)心球軸承 軸體有兩列球體，其外圈滾道為內(nèi)球面，具有自動調(diào)心性能。主要用語承受徑向載荷，也可承受很小的軸向載荷，但不宜用來承受純軸向載荷。這類軸承適用于軸的剛度較小、二軸承孔同軸度較低以及多支點的場合。 （3）調(diào)心滾子軸承 與尺寸相同的調(diào)心球軸承相比，有較高的承載能力，可承受大的徑向載荷也可承受不大的軸向載荷，但不宜用來承受純軸向載荷，適用場合和 調(diào)心軸承相同。 （4）圓柱滾子軸承 圓柱形滾子與保持架裝在有擋邊的內(nèi)圈上，外圈無擋邊，內(nèi)、外圈沿軸可以分離，屬于分離型軸承。軸承只能承受徑向載荷，其承載能力比相同尺寸的球軸承約大1.7倍，這類軸承對軸線的偏斜很敏感，適用于軸的鋼性較大、二軸承孔同軸度好的場合。 （5）滾針軸承 軸承通常有內(nèi)、外圈和一組滾針組成，有時滾針也帶保持架，這類軸承的徑向尺寸小，能承受很大的徑向載荷，對軸的偏斜非常敏感，摩擦力也較大。適用于低速、重載和徑向尺寸受限制的場合。 2.向心角接觸軸承，軸承能同時承受徑向載荷和較大的軸向載荷。這類軸承有： （1）角接觸球軸承 3.軸向接觸軸承，軸承只能承受軸向載荷，（1）推力球軸承（2）推力圓柱滾子軸承。 根據(jù)各種軸承的特點，最后選擇推力球軸承。軸承上的兩個套圈的內(nèi)孔直徑不同，直徑較小的套圈緊配在軸頸上，稱為軸圈；直徑較大的套圈安放在機座上，離心力大，軸承對滾動體的約束力不夠，故允許的轉(zhuǎn)速很低 9.4滾動軸承選型校核 滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一,它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉(zhuǎn)動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。常用的滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，并由專業(yè)廠家大量制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。 滾動軸承的選擇計算，是根據(jù)軸承的工作條件，合理地選擇軸承類型、尺寸、公差等級及游隙等，并驗算軸承壽命（或承載能力）、靜強度及極限轉(zhuǎn)速。 各種類型的軸承具有各自的特性，具有各自的場合。通常選擇軸承類型時應考慮下列特點： （1）負荷情況 負荷是選擇軸承最主要的依據(jù)，通常應根據(jù)負荷的大小、方向和性質(zhì)選擇軸承。 1）負荷方向 本設計中絲杠螺母與箱體之間為純軸向力作用，擬選定推力軸承。 2）負荷性質(zhì) 拉床工作加載過程中載荷沖擊不大，擬選定球軸承以提高效率。 3）負荷大小 軸承所需基本額定靜載荷的確定，按額定靜負荷選擇軸承的基本公式為 （8.2-16） 式中 —— 基本額定靜負荷，N —— 安全系數(shù) ，見 表8.2——27.28 —— 當量靜負荷，N 推力軸承的軸向當量靜負荷按下列公式計算 α=90o的推力軸承 α≠90o的推力軸承 查8.2-27取=1.1 則 （2）高速性能 本設計中軸轉(zhuǎn)速為60r/min。 （3）調(diào)心性能 當軸兩端軸承孔同心性差（制造誤或安裝誤差所致）或軸的剛度小，變形較大，以及多支點軸，均要求軸承調(diào)心性好。本設計中軸的剛度大，機箱的兩孔同心誤差不大（集箱長度不大）及工作過程對同軸度要求不高。不用選調(diào)心軸承。 （4）允許的空間 本機械結(jié)構簡單軸向空間大不用考慮選用窄系列的問題。 （5）安裝與拆卸方便 整體式軸承座或頻繁裝拆時應選用內(nèi)、外圈可分離的軸承。 綜上所述，選擇圓錐滾子軸承代號為30332。 表5-1 軸承代號 30332 尺寸（㎜） d 160 D 340 T 75 B 68 C 58 rsmin 4 基本額定負荷（KN） 最小負荷系數(shù) C 835.42 C0 711.42 rsmax 5 極限轉(zhuǎn)速 脂潤滑 1200 油潤滑 900 A 40.9 滾動軸承的公差等級選擇：滾動軸承的公差等級分為6級，普通級、6級、6X級、5級、4級及2級。普通級最低，2級最高，普通級應用最廣。考慮收口機的實際應用價值，技術要求及成本考慮選用普通級。 滾動軸承的游隙選擇：滾動軸承的游隙分為徑向和軸向游隙。軸承游隙大小對承載能力有影響，實驗分析表明工作游隙比零稍小的負值時軸承壽命最大。產(chǎn)品樣本中所列的基本額定動負荷及基本額定靜載負荷是工作游隙為零時的荷數(shù)值。轉(zhuǎn)速很低或在回轉(zhuǎn)中產(chǎn)生振蕩的軸承，采用無游隙或預緊安裝。為了防止剛球與滾道之間的滑動，在加載軸向載荷前應保持一定的軸向力，所以采用預緊安裝。 9.5 滾動軸承的壽命計算 在一般條件下工作的軸承，只要類型選擇滿足工作條件，安裝、維護的好，絕大多數(shù)均因疲勞點蝕而報廢。因此，滾動軸承的尺寸（型號）主要取決于疲勞壽命。 在軸承壽命計算中常用下列術語： 壽命： 單個軸承，其中一個套圈（墊圈）或滾動體首次出現(xiàn)疲勞擴展之前，一套圈（或墊圈）相對另一套圈的轉(zhuǎn)數(shù)。 可靠度： 在同一條件下運轉(zhuǎn)的一組近似于相同的軸承期望值達到或超過某一規(guī)定壽命的百分率（或概率）。 基本額定壽命： 同一批軸承在相同條件下運轉(zhuǎn)，其可靠度為90%的壽命，即總轉(zhuǎn)數(shù)或給定轉(zhuǎn)數(shù)下的工作小時數(shù)，記為L10或L10h 基本額定動負荷： 同一批軸承，其基本額定壽命為一百萬轉(zhuǎn)時所承受的負荷C。對于向心軸承，這一負荷為徑向負荷Cr；對于單列角接觸軸承，這一負荷為使軸承套圈之間只產(chǎn)生純徑向位移的負荷的徑向分量；對于推力軸承，這一負荷為作用于軸承中心的軸向負荷Ca。 當量動負荷： 是指一大小和方向恒定的負荷。再這一負荷的作用下，軸承壽命與實際負荷作用下的壽命相等。 平均當量動負荷：平均當量動負荷用于計算在變載荷作用下工作的軸承。將此負荷作用于軸承，所得壽命與在實際使用條件下軸承達到的壽命相同。 滾動軸承基本額定壽命計算公式如下 式中： —— 失效概率10%（可靠度為90%）的基本額定壽命 106 r Cr —— 基本額定動負荷 N P —— 當量動負荷 ε —— 壽命指數(shù)，對球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3 對于給定轉(zhuǎn)速n 時，軸承壽命可用小時表示，小時壽命計算公式為 h 式中L10 —— 基本額定壽命 h L10應大于或等于軸承的預期使用壽命，常用機械設備軸承使用壽命見表8.2-20 n —— 軸承工作轉(zhuǎn)速，r/min 在推力軸承中 當量動負荷 本設計給定轉(zhuǎn)速 n = 125 r/min h 表8.2-20查得使用條件為每天8h工作的機械，但經(jīng)常不是滿負荷使用，如電機，一般齒輪裝置、壓碎機、起重機和一般機械中軸承使用壽命為10000～25000小時。 符合本設計的要求，所以滿足工作條件。 由于拉力較大，在螺母和床身之間需要有推力球軸承，選用8132型號。 第十章 傳動、減速裝置的潤滑 減速器中的蝸輪、蝸桿等傳動件以及軸承在工作時都需要良好的潤滑。 蝸桿的圓周速度為： v=wr= 蝸輪的圓周速度為： v=wr= 1）齒輪和蝸桿傳動的潤滑 除少數(shù)低速（v＜0.5m/s）小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)減速器的齒輪都采用油潤滑。 對于圓周速度v≤12m/s的齒輪傳動可采用浸油潤滑。即將齒輪浸入油中，當齒輪回轉(zhuǎn)時粘在其上的油液被帶到嚙合區(qū)進行潤滑，同時油池的油被甩到上箱壁，有助散熱。 為避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證輪齒嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油的深度以浸油齒輪的一個齒高為適度，速度高的還可淺些（約為0.7倍齒高左右），但不應少于10mm；錐齒輪則應將整個齒寬（至少是半個齒寬）浸入油中。對于多級傳動，為使各級傳動的大齒輪都能浸入油中，低速級大齒輪浸油深度可允許大一些，當其圓周速度v=0.8～12m/s時，可達1/6齒輪分度圓半徑；當v＜0.5～0.8m/s時，可達1/6～1/3的分度圓半徑。如果為使高速級的大齒輪浸油深度約為一齒高而導致低速級大齒輪的浸油深度超過上述范圍時，可采用下列措施：低速級大齒輪浸油深度仍約為一個齒高，可將高速級齒輪采用帶油輪蘸油潤滑，帶油輪常用塑料制成，寬度約為其嚙合齒輪寬度的1/3～1/2，浸油深度約為0.7個齒高，但不小于10mm；也可以把油池按高低速級隔開以及減速器箱體剖分面與底座傾斜。 蝸桿圓周速度v≤10m/s的蝸桿減速器可以采用浸油潤滑。當蝸桿下置時，油面高度約為浸入蝸桿螺紋的牙高，但一般不應超過支承蝸桿的滾動軸承的最低滾珠（柱）中心，以免增加功耗。但如果因滿足后者而使蝸桿未能浸入油中（或者浸油深度不足）時，則可以在蝸桿軸的兩側(cè)分別裝上濺油輪，使其浸入油中，旋轉(zhuǎn)時可將油甩到蝸輪端面上，而后流入嚙合區(qū)進行潤滑。當蝸桿在上面時，蝸輪浸入油中，其浸入深度以一個齒高（或者超過齒高不多）為宜。 對蝸桿減速器，當蝸桿圓周轉(zhuǎn)速v≤4～6m/s時，建議蝸桿置于下方（下置式）；當v＞6m/s時，建議蝸桿置于上方（上置式）。 浸油潤滑的油池應保持一定的深度和貯油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污。一般齒頂圓至油池底面的距離不應小于30～50mm。我了有利于散熱，每傳遞1kw功率的需油量約為0.35～0.7L（大值用于黏度較高、傳遞功率較小時）。 當渦輪的圓周速度v＞12m/s或者蝸桿的圓周速度v＞10m/s時，則不宜采用浸油潤滑，因為粘在齒輪上的油會被離心力甩出而送不到嚙合區(qū)，而且攪動太甚會使油溫升高、油起泡和氧化等降低潤滑性能。此時宜用噴油潤滑，即利用油泵（壓力約為0.05～0.3MPa）借助管子將潤滑油從噴嘴直接噴到嚙合面上，噴油孔的距離應沿齒輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高但工作條件相當繁重的重型減速器中和需要大量潤滑油進行冷卻的減速器中。由于噴油潤滑需要專門的管路、濾油器、冷卻及油量調(diào)節(jié)裝置，因而費用較貴。齒輪減速器的潤滑油粘度可按高速級齒輪的圓周速度v選?。簐≤2.5m/s可選用中級壓齒輪油N320；v＞2.5m/s或循環(huán)潤滑油可選用中級壓齒輪油N220。若工作環(huán)境溫度低于0℃，使用潤滑油必須先加熱到0℃以上。 蝸桿減速器的潤滑油粘度可按滑動速度Vs選擇：Vs≤2m/s時可選用N680極壓油；Vs＞2m/s時可選用N220極壓油。蝸桿上置的，粘度應增大30%。 綜上所述，蝸輪蝸桿減速器采用蝸桿下置式，并且采用浸油潤滑。 2）軸承的潤滑 減速器中的滾動軸承常用減速器內(nèi)用于潤滑齒輪（或蝸桿）的油來潤滑，其常用的潤滑方式有： ①飛濺潤滑 減速器中只要有一個浸油齒輪的圓周速度v≥1.5～2m/s，即可采用飛濺潤滑。當v＞3m/s時，飛濺的油可形成油霧并能直接濺入軸承室。有時由于圓周速度尚不夠大或油的粘度較大，不易形成油霧，此時為使?jié)櫥煽?，常在箱座接合面上制出輸油溝，讓濺到箱蓋內(nèi)壁上的油匯集在油溝內(nèi)，而后流入軸承室進行潤滑，在箱蓋內(nèi)壁與其接合面相接觸處制出倒棱，以便于油液流入油溝。在難以設置輸油溝匯集油霧進入軸承室時，亦有采用引油道潤滑或?qū)в筒蹪櫥? ②刮板潤滑 當浸油齒輪的圓周速度v＜1.5～2m/s時，油飛濺不起來；下置式蝸桿的圓周速度即使大于2m/s，但因蝸桿的位置太低、且與蝸輪的軸線成空間垂直交錯，飛濺的油難以進入蝸輪軸軸承室，此時可采用刮板潤滑。利用刮油板將油從蝸輪輪緣端面刮下后經(jīng)輸油溝流入蝸輪軸軸承。則刮油板把刮下的油直接送入軸承。刮板潤滑裝置中，刮油板與輪緣之間應保持一定的間隙（約0.5 mm）,因而輪緣端面的跳動和軸的軸向竄動也應加以限制。 ③浸油潤滑 下置式蝸桿的軸承常浸在油中潤滑，如前所述，此時的油面一般不應高于軸承的最下面滾動體的中心。 減速器中當浸油齒輪的圓周速度太低時則難以使油飛濺形成油霧，或難以導入軸承，或難以使軸承浸油潤滑時，可采用潤滑脂潤滑。潤滑脂通常在裝配時填入軸承室，其裝填量一般不超過軸承室空間的1/3～1/2，以后每年添加1～2次。添置時可以拆去軸承蓋，也可以采用旋蓋式油杯或采用壓力脂槍從壓注油杯向軸承室注入潤滑脂。采用脂潤滑時，一般應在軸承室內(nèi)側(cè)設置封油環(huán)或其他內(nèi)部密封裝置，以免油池中的油進入軸承室稀釋潤滑脂。 綜上所述，軸承采用飛濺潤滑。 第十一章 軸的校核 （1） 校核蝸桿：蝸桿受到的扭矩較大，為： 所以有必要校核其扭轉(zhuǎn)強度。 式中：—— 軸的最小直徑 —— 軸的抗扭截面系數(shù) ，單位 —— 軸所受的扭矩 ，單位N·㎜ 45鋼為155Mpa，40Cr為185MPa。 所以滿足要求。 （2） 校核螺桿:螺桿所受扭矩為： 所以滿足要求。 第十二章 機架的分析與設計 11.1機架的分類 在機器中支撐或容納零、部件的零件成為機架。如支撐貯藏罐的塔架、固定發(fā)動機的機架、容納傳動齒輪的減速器的殼體、機床的床身等統(tǒng)稱為機架。 按制造方法，機架可分為鑄造機架、焊接機架和螺栓連接。按機架材料可分為金屬機架、非金屬機架。非金屬機架又可分為混凝土機架、素凝土機座平臺、花崗巖機架或其他