組合專機-鏜削動力頭及其組件設計

組合專機-鏜削動力頭及其組件設計,組合,專機,動力,及其,組件,設計 11四川理工學院畢業(yè)設計（鏜削動力頭及操作裝置設計） 四 川 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計（論 文）說 明 書 題 目 鏜　削　動　力　頭　及 　 主 軸 組 件 設　計 學 生 王 中 敏 系 別 機　電　工　程　系 專 業(yè) 班 級 機　制　03.3　班機械設計制造及其自動化 學 號 　2003111026　　　　　 指 導 教 師 　李何　　先禮　　民維 1 四川理工學院畢業(yè)設計（鏜削動力頭及操作裝置設計） 33 四川理工學院畢業(yè)設計（鏜削動力頭及操作裝置設計） 摘 要 主軸及其主軸組件，是組合機床的核心部件，是組合機床進行加工的執(zhí)行者，在組合機床的發(fā)展過程中占有相當重要的地位。一臺組合機床的加工精度主要取決于動力頭及其主軸組件的精度?，F(xiàn)在，很多動力頭基本上已經(jīng)標準化，這為機床的制造，改裝帶來了很大的方便，但為了提高精度，工作效率，就還需要設計出更專用化的動力頭部件。 本次設計的鏜削動力頭主要是用于鏜削加工VF-6／7型空壓機上減荷閥體Φ的孔。在設計動力頭的過程中，主要是依據(jù)鏜削加工該零件時所需要的切削用量，進行動力源總體方案、動力傳動裝置、主軸及其組件設計。最后通過校核計算，驗算所設計動力頭的合理性。 該設計的鏜削動力頭結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，可適用于加工Φ40—Φ200 mm孔，加工精度較高，與通用動力頭相比，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，可以更好的發(fā)揮動力裝置的能力，大大提高勞動生產(chǎn)率和加工精度。 通過實際調(diào)查，目前，組合機床在工廠中占有很大的比重，需進行鏜內(nèi)孔加工的零件數(shù)量也很多，所以，鏜削動力頭有很大的發(fā)展空間和廣闊的運用前景。它使用鏜削動力頭將會降低機床成本，極大的減輕工人的勞動強度，也更容易實現(xiàn)自動化生產(chǎn)。 關(guān)鍵詞：組合機床；動力頭；鏜削加工。 ABSTACT The main axle and its the main axle module, is the aggregatemachine-tool core part, is performer which the aggregate machine-toolcarries on the processing, holds the quite important status in theaggregate machine-tool developing process. A aggregate machine-toolprocessing precision mainly is decided by the power head and its themain axle module precision. Now, very many power heads basically already standardize, this for theengine bed manufacture, the reequipment has brought very bigconvenient, but in order to increase the precision, the workingefficiency, needed to design the special-purposer power head part. The design of Boring is the main driving force for the first Boring VF-6/7 air compressor on a valve Φby the hole. In the first design, dynamic process, which is mainly Boring processing required when cutting consumption, power sources, power transmission, Spindle assembly design. Finally, checking, checking dynamic design of the first reasonable The first Boring power structure simple and reliable and can be applied to the processing of Φ40-200 mm hole, high precision machining, and General Dynamics compared to the first, simple and compact structure, we can better play the power plant capacity greatly improve labor productivity and accuracy. Through actual investigations, at present, the combination machine in a factory has a huge proportion require boring hole machining of parts is also a lot of volume, so Boring power head has plenty of room for development and broad application prospects. It will lower the cost of machine, greatly reducing the labor intensity, it would be easier to achieve automated production. Keywords : portfolio machine; Dynamic head; Boring 目 錄 中文摘要 英文摘要 第一章 緒論 第二章 動力頭參數(shù)計算 2.1零件分析 2.2確定加工刀具材料 2.3 確定鏜削時主軸最佳轉(zhuǎn)速 2.4運動參數(shù) 2.4.1主運動速度范圍 2.4.2確定傳動級數(shù) 2.4.3確定主軸的標準轉(zhuǎn)速 2.5作轉(zhuǎn)速圖 2.6動力頭結(jié)構(gòu)簡圖 2.7電動機的選擇 2.7.1計算電動機功率以及各軸上的傳遞功率 2.7.2選擇電動機的型號 第三章 主軸設計 3.1主軸材料的選擇 3.2主軸軸承的選用 3.3主軸熱處理 3.4確定主軸的結(jié)構(gòu) 3.5主軸結(jié)構(gòu)參數(shù) 3.5.1確定主軸最小直徑 3.5.2確定主軸前軸頸 3.5.3確定主軸后軸頸 3.5.4確定主軸內(nèi)孔 3.5.5主軸前端尺寸的確定 3.5.6主軸各具體尺寸的確定 第四章 齒輪設計 4.1計算傳動比 4.2確定齒輪參數(shù) 4.2.1確定齒輪的齒數(shù) 4.2.2計算齒輪的寬度 4.2.3計算齒輪的模數(shù) 4.2.4分度圓直徑 4.3齒輪和主軸的聯(lián)接 第五章 滾動軸承的選取 5.1前支承選取 5.2后支承選取 5.3主軸軸承精度的選擇 第六章 主軸組件的檢驗校核 6.1鏜削切削力 6.2主軸的校核 6.2.1主軸剛度的驗算 6.2.1.1主軸端部繞度 6.2.1.2主軸的傾角 6.2.2主軸強度驗算 6.3滾動軸承額定壽命 6.4主軸齒輪的校核 6.4.1按接觸疲勞強度校核 6.4.2按齒根彎曲疲勞強校核 第七章 定位元件設計 7.1定位環(huán) 7.2壓塊鎖緊螺母 7.3套筒 7.4軸用彈性擋圈 第八章 主軸箱體設計 第九章 潤滑密封裝置設計 參考文獻 致謝 目 錄 中文摘要 ……………………………………………………………………………… Ⅰ 英文摘要 ……………………………………………………………………………… Ⅱ 第一章 緒論 ………………………………………………………………………… 1 第二章 動力頭參數(shù)計算 …………………………………………………………… 2 2.1零件分析 ………………………………………………………………………… 2 2.2確定加工刀具材料 ………………………………………………………………………… 2 2.3確定鏜削時主軸最佳轉(zhuǎn)速 ………………………………………………………………… 2 2.4運動參數(shù) …………………………………………………………………………………… 3 2.4.1主運動速度范圍 ……………………………………………………………………… 3 2.4.2確定傳動級數(shù) …………………………………………………………………………… 3 2.4.3確定主軸的標準轉(zhuǎn)速 …………………………………………………………………… 3 2.5電動機的選擇 ……………………………………………………………………………… 4 2.5.1計算電動機功率及各軸上的傳遞功率 ………………………………………………… 4 2.5.2選擇電動機的型號 ……………………………………………………………………… 5 2.6作轉(zhuǎn)速圖 ……………………………………………………………………………………… 5 2.7動力頭結(jié)構(gòu)簡圖 ……………………………………………………………………………… 6 第三章 主軸設計 …………………………………………………………………… 7 3.1主軸材料的選擇 ……………………………………………………………………………… 7 3.2主軸軸承的選用 ……………………………………………………………………………… 7 3.3主軸熱處理 …………………………………………………………………………………… 8 3.4確定主軸結(jié)構(gòu) ………………………………………………………………………………… 8 3.5主軸結(jié)構(gòu)參數(shù) ………………………………………………………………………………… 9 3.5.1確定主軸最小直徑 ……………………………………………………………………… 9 3.5.2確定主軸前軸頸 ………………………………………………………………………… 9 3.5.3確定主軸后軸頸 ………………………………………………………………………… 10 3.5.4確定主軸內(nèi)孔 …………………………………………………………………………… 10 3.5.5主軸前端尺寸的確定 …………………………………………………………………… 10 3.5.6主軸各具體尺寸的確定 ………………………………………………………………… 10 第四章 齒輪設計 ……………………………………………………………………… 12 4.1計算傳動比 …………………………………………………………………………………… 12 4.2確定齒輪參數(shù) ……………………………………………………………………………… 12 4.2.1確定齒輪的齒數(shù) ……………………………………………………………………… 12 4.2.2計算齒輪的寬度 ……………………………………………………………………… 12 4.2.3計算齒輪的模數(shù) ……………………………………………………………………… 13 4.2.4分度圓直徑 …………………………………………………………………………… 14 4.3齒輪和主軸的聯(lián)接 ………………………………………………………………………… 14 第五章 軸上零件設計 ……………………………………………………………… 15 5.1軸承的選取 ………………………………………………………………………………… 15 5.1.1前支承選取 …………………………………………………………………………… 15 5.1.2后支承選取 …………………………………………………………………………… 15 5.1.3主軸軸承精度的選擇 ………………………………………………………………… 15 5.2定位元件設計 ……………………………………………………………………………… 15 5.2.1定位環(huán) ………………………………………………………………………………… 16 5.2.2壓塊鎖緊螺母 ………………………………………………………………………… 16 5.2.3套筒 …………………………………………………………………………………… 16 5.2.4軸有彈性擋圈 ………………………………………………………………………… 16 第六章 主軸組件的檢驗校核 ……………………………………………………… 18 6.1鏜削切削力 ………………………………………………………………………………… 18 6.2主軸的校核 ………………………………………………………………………………… 19 6.2.1主軸剛度的驗算 ……………………………………………………………………… 19 6.2.2主軸強度的驗算 ……………………………………………………………………… 21 6.3滾動軸承額定壽命 ………………………………………………………………………… 21 6.4主軸齒輪的校核 …………………………………………………………………………… 22 6.4.1按接觸疲勞強度校核 ………………………………………………………………… 25 6.4.2按齒根彎曲疲勞強度校核 …………………………………………………………… 25 第七章 主軸箱總體設計 …………………………………………………………… 28 7.1箱體設計 …………………………………………………………………………………… 28 7.2密封裝置設計 ……………………………………………………………………………… 28 7.3潤滑設計 …………………………………………………………………………………… 29 第八章 設計總結(jié) …………………………………………………………………… 30 參考文獻 ……………………………………………………………………………… 31 致謝 …………………………………………………………………………………… 32 四川理工學院畢業(yè)設計（鏜削動力頭及操作裝置設計） 第一章　緒 論 進入20世紀以來,機器是人類進行生產(chǎn)以減輕體力勞動和提高勞動生產(chǎn)率的主要工具，使用機器進行生產(chǎn)的水平是衡量一個國家的技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度的重要標志。機械制造在國民經(jīng)濟中占有重要地位，是一個國家或地區(qū)發(fā)展的重要支柱。組合機床它獨有的優(yōu)勢：具有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。，已逐漸在金屬切削機床中顯現(xiàn)出它獨有的特色，贏得很多機械制造工廠的青睞。而主軸及其組件則是組合機床的重要執(zhí)行部件，它對加工的精度有很大的影響，盡管現(xiàn)在動力頭很多都被標準化，但為了提高對鏜削Φ40—Φ200 mm的孔的組合機床其專用化的程度針對某些特定的零件，設計專用的動力頭，以更好的提高加工精度和工作效率，降低機床生產(chǎn)成本，仍然要對其動力頭部件重新設計有其必要性。 第二章 動力頭參數(shù)計算 主傳動的運動設計的任務是運用轉(zhuǎn)速圖的基本原理，從而擬定滿足給定的轉(zhuǎn)速的傳動方案。其主要內(nèi)容包括選擇變速組及其傳動副數(shù)，確定各變速組中的齒輪傳動比，以及計算齒輪齒數(shù)，以及計算膠帶輪直徑等。 2.1零件分析 要求設計一種專用機床的動力頭，用于鏜削加工VF—6／7型空壓機上的減荷閥體Φ的內(nèi)孔。材料為HT200，重13.5kg，加工要求為：表面粗糙度值：Ra=5um；加工精度等級IT9。 材料為HT200，查《機械設計課程設計手冊》P23頁表2-3：HT200的硬度范圍為148－222HBS,在此取180HBS。因為被加工表面粗糙度值：Ra=5um；加工精度等級IT9，查《機械制造技術(shù)基礎》P241頁表6-4，根據(jù)對零件圖的分析比較最后得出加工方案：粗鏜——精鏜。定位基準為：工件的下底面。 2.2確定加工刀具材料 通過對零件的工藝分析，取切削深度背吃刀量=3mm，進給量 =0.5mm/r。（《機械加工工藝手冊》P987頁表4.1-6），選取刀具材料為YG6A）。 選擇通孔鏜刀，得到通孔鏜刀的外形參數(shù)B=12mm,H=12mm,L=125、150mm， =40、60， d =12mm。查《機械加工藝手冊》P1064頁表4.3─63。 2.3 確定鏜削時主軸最佳轉(zhuǎn)速 根據(jù)加工要求，選擇通孔鏜刀，查《機械加工藝手冊》P1064頁表4.3─63。 確定鏜削加工時主軸轉(zhuǎn)速和功率 查《機械加工工藝手冊》P511頁表2.4—66附表2.4—9；得硬質(zhì)合金鏜刀的切削速度為v=0.99m/s，所需要的切削功率為Pm=2.1kw。 鏜銷削動力頭主軸最佳轉(zhuǎn)速： n = m/min （2—1） 公式出處 ——《機械制造裝備》P150頁； 式中 v ——切削速度，單位為m/min； d ——工件（或刀具）直徑，單位為mm?！? 把上面的各個參數(shù)代入式（2—1）可得： n = = 200 r/min 2.4運動參數(shù) 2.4.1主運動速度范圍 根據(jù)已知條件，要求鏜銷削加工孔的范圍為Φ40—Φ200 mm。加工Φ40—Φ200 mm的孔時取切削深度αp=3mm，f =0.3mm/r。查《機械加工工藝手冊》P987頁表4.1-6：選取刀具材料為YG6A。查《機械加工工藝手冊》P511頁表2.4—66附表2.4—9：得硬質(zhì)合金鏜刀的切削速度為Vmax=1.45m/s、 Vmin=1.30m/s。 把上面的各個參數(shù)代入式2—2可得： （2—2） 　　　　　= =692 r/min = =124.2 r/min = = （2—3） 公式出處 ——《機械制造裝備》P152頁； 式中 z —— 傳動級數(shù)。 將 n,n代入公式2—3可得： = = = 5.57 6 2.4.2確定傳動級數(shù) 將式（2—3）兩邊取對數(shù)可得： z =( loglog) + 1 （2—4） 查《機械制造裝備》P152頁表3－1，如下表2—1： 由下表取公比＝1.41，再將，代到式2—4中，得： z =( log6log1.41) + 1 ＝5.2 + 1 = 6.2 通過綜合的分析與考慮，由于z只能為整數(shù)，故在此z值取為6。 z＝32＝6 2.4.3確定主軸的標準轉(zhuǎn)速 查《機械制造裝備》P153頁表3－2，如下表2—2： 表2—1 標準公比 1.06 1.12 1.26 1.41 1.58 1.78 2 2 A 5.7% 11% 21% 29% 37% 44% 50% 與1.06關(guān)系 1.06 1.06 1.06 1.06 1.06 1.06 1.06表有問題。 由上表取公比＝1.41，再將，代到式2—4中，得： z =( log6log1.41) + 1 ＝5.2 + 1 = 6.2 通過綜合的分析與考慮，由于z只能為整數(shù)，故在此z值取為6。 z＝32＝6 2.4.3確定主軸的標準轉(zhuǎn)速 查《機械制造裝備》P153頁表3－2，如下表2—2： 表2—2 標準數(shù)列表 1 1.06 1.12 1.18 1.25 1.32 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2 2.12 2.24 2.36 2.5 2.65 2.8 3.0 3.15 3.35 3.55 3.75 4 4.25 4.5 4.75 5.0 5.3 5.6 6.0 6.3 6.7 7.1 7.5 8 8.5 9.0 9.5 10 10.6 11.2 11.8 12.5 13.2 14 15 16 17 18 19 20 21.2 22.4 23.6 25 26.5 28 30 31.5 33.5 35.5 37.5 40 42.5 45 47.5 50 53 56 60 63 67 71 75 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180 190 200 212 224 236 250 265 280 300 315 335 355 375 400 425 450 475 500 530 560 600 630 670 710 750 800 850 900 950 1000 1060 1120 1180 1250 1320 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2120 2240 2360 2500 2650 2800 3000 3150 3350 3550 3750 4000 4250 4500 4750 5000 5300 5600 6000 6300 6700 7100 7500 8000 8500 9000 9500 10000 10600 11200 11800 12500 13200 14100 15000 在此的最底低轉(zhuǎn)速是124.2 r/min，最高轉(zhuǎn)速為692 r/min，查上表1—2標準轉(zhuǎn)速表可以確定機床主軸轉(zhuǎn)速由低到高分別為： =125 r/min =180min =250min =355min =500min =710min 2.5作轉(zhuǎn)速圖2.5電動機的選擇 電動機是動力頭切削動力的來源，是動力頭的核心部件，對機床的工作起著至關(guān)重要的作用，為了最大限度的發(fā)揮機床的切削性能，必須選擇一個功率合理的電動機，同時為了考慮電動機在動力頭上的布局，還應在功率匹配的情況下，選擇電動機的外形尺寸。 2.5.1計算電動機功率以及各軸上的傳遞功率 根據(jù)前面已經(jīng)查出，鏜削動力頭最終所需要的輸出功率為2.1kw。查《機械設計課程設計手冊》8級精度的一般圓柱齒輪的傳動效率為0.97。 其需要經(jīng)過四對齒輪傳動，因此傳動總效率為： 　　　　　　　　＝＝0.88 因為： 　 （2—5） 公式出處 ——《金屬切削機床設計》P40頁式2-7； 式中—— 所以，電機需要提供的功率為 kw 因此各個軸傳遞的功率分別為： kw kw kw kw 　　　　　 式中——是指軸與軸之間的傳動效率 2.5.2選擇電動機的型號 根據(jù)機床的具體要求查《機械設計課程設計手冊》P155頁表12—1 選擇Y132S—6型電動機。 2.6作轉(zhuǎn)速圖 圖2—1 轉(zhuǎn)速圖 2.67動力頭結(jié)構(gòu)簡圖 軸1 軸2 軸3 軸4 主軸 圖2—2 動力頭結(jié)構(gòu)簡圖這是傳動系統(tǒng)圖。圖中滑移齒輪畫法有問題。 2.7電動機的選擇 電動機是動力頭切削動力的來源，是動力頭的核心部件，對機床的工作起著至關(guān)重要的作用，為了最大限度的發(fā)揮機床的切削性能，必須選擇一個功率合理的電動機，同時為了考慮電動機在動力頭上的布局，還應在功率匹配的情況下，選擇電動機的外形尺寸。 2.7.1計算電動機功率以及各軸上的傳遞功率 根據(jù)前面已經(jīng)查出，鏜削動力頭最終所需要的輸出功率為2.1kw。查《機械設計課程設計手冊》8級精度的一般圓柱齒輪的傳動效率為0.97。 其需要經(jīng)過四對齒輪傳動，因此傳動總效率為： 　　　　　　　　＝＝0.88 因為： 　 （2—5） 公式出處 ——《金屬切削機床設計》P40頁式2-7； 式中—— 所以，電機需要提供的功率為 kw 因此各個軸傳遞的功率分別為： kw kw kw kw 　　　　　 式中——是指軸與軸之間的傳動效率 2.7.2選擇電動機的型號 根據(jù)機床的具體要求查《機械設計課程設計手冊》P155頁表12—1 選擇Y132S—6型電動機。 第三章 主軸設計 3.1主軸材料的選擇 主軸材料主要根據(jù)剛度、載荷特點、耐磨性和熱處理變形大小等因素來選擇。主軸的剛度與材料的彈性模量E值有關(guān)，剛鋼的E值較大（2.1×10 N/cm2牛/厘米用N/cm2表示。 左右左右）），所以主軸材料首先考慮用鋼料。因為剛鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方式無關(guān)，所以不論是普通鋼還是合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇剛鋼料的時候應首先考慮價格便宜的中碳鋼，在此我選擇45鋼。 3.2主軸軸承的選用 軸承是主軸的重要組成部分，它的類型、配置、精度、安裝、調(diào)整和潤滑等都直接影響主軸組件的工作性能。主軸的旋轉(zhuǎn)精度在很大程度上由軸承決定，軸承的變形量約占主軸組件總變形量的30%～50%，軸承的發(fā)熱量占的比重也比較大。故主軸軸承應具有：旋轉(zhuǎn)精度高、剛度大、承載能力強、抗振性能高、摩擦功耗小、噪聲低和壽命長等特點。這也是對主軸軸承的基本要求，查《金屬切削機床設計》P140頁表5—6，如下表3—1： 表3—1 滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑 動 軸 承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉(zhuǎn)精度 精度一般或較差?？稍跓o隙或預加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難 單油楔軸承一般，多油楔軸承較高 可以很高 剛 度 僅與軸承型號有關(guān)，與轉(zhuǎn)速、載荷無關(guān)，預緊后可提高一些 隨轉(zhuǎn)速和載荷升高而增大 與節(jié)流形式有關(guān)，與載荷轉(zhuǎn)速無關(guān) 承載能力 一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制 隨轉(zhuǎn)速增加而增加，高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關(guān)，不計動壓效應時與速度無關(guān) 抗振性能 不好，阻尼系數(shù)D=0.029 較好，阻尼系數(shù)D=0.055 很好，阻尼系數(shù)L=0.4 速度性能 高速受疲勞強度和離心力限制，低中速性能較好 中高速性能較好。低速時形不成油漠，無承載能力 適應于各種轉(zhuǎn)速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調(diào)整不當時則較大f=0.002～0.008 教小 f=0.001～0.008 本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.0005～0.001 噪 聲 較大 無噪聲 本身無噪聲，泵有噪聲 壽 命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時，壽命較長 本身壽命無限，但供油系統(tǒng)的壽命有限 根據(jù)表2—1對滾動軸承和滑動軸承做出相應比較，在這里滾動軸承能夠滿足主軸組件工作性能要求、經(jīng)濟合理。所以選擇滾動軸承。 3.3主軸熱處理 主軸采用45鋼，查《機械制造裝備》P118頁表2—4，如下表3—2： 表3—2 主軸材料及熱處理 鋼 材 熱 處 理 用 途 45鋼 調(diào)質(zhì)22～28HRC，局部高頻淬硬50～55HRC 一般機床主軸、傳動軸 40Cr 調(diào)質(zhì)后淬硬40～50HRC 載荷較大或表面要求較硬的主軸 20Cr 炭化滲碳、淬硬56～62HRC 中等載荷、轉(zhuǎn)速很高、沖擊較大的主軸 38CrMoA1A 氫氮化處理850～1000HV 精密和高精度機床主軸 65Mn 淬硬52～58HRC 高精度機床主軸 根據(jù)表3—2，為滿足工作要求，對該45鋼主軸進行調(diào)質(zhì)處理，硬度HRC22～28。由于主軸采用的是滾動軸承，為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，所以對軸頸進行高頻淬火，硬度HRC50～55。 3.4確定主軸的結(jié)構(gòu) 本組合機床的主軸結(jié)構(gòu)應保證鏜刀的安裝可靠、定位準確、連接鋼剛度高、裝卸方便并能傳遞足夠的轉(zhuǎn)矩；并考慮到該主軸的軸上安裝零件的類型、數(shù)量、位置和安裝定位方法的因素以及加工工藝性和裝配工藝性。所以將該主軸設計成頭大尾小、逐級遞減的階梯形狀。具體樣式如下圖2—1： 圖3—1 主軸 3.5主軸結(jié)構(gòu)參數(shù) 3.5.1確定主軸最小直徑可查表確定主軸前軸頸的直徑，再確定后軸頸直徑。 （mm） （3—1） 公式出處——《機械設計》P314頁 式中 C——與軸材料有關(guān)的系數(shù)； P——軸傳遞的功率； n——軸的轉(zhuǎn)速。 主軸采用45鋼，根據(jù)《機械設計》P314頁表16.2，如表3—3 表3—3 軸強度計算公式中的系數(shù)C 軸的材料 Q235，20 Q255，Q275，35 45 40Cr,38SiMnMo C 12 160 15 148 20 135 25 125 30 118 35 112 40 106 45 102 52 98 由上表C取112;因為中型通用機床的主軸計算轉(zhuǎn)速n為主軸第一個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高轉(zhuǎn)速，所以n取180r/min應取計算轉(zhuǎn)速。后面的計算也是一樣。 ;軸的傳遞功率P為2.1kw。將C、n、P代入式3—1得： mm 因為主軸轉(zhuǎn)速最低的時候所承受的扭矩最大，所以n取125r/min應取計算轉(zhuǎn)速。后面的計算也是一樣。 ;軸的傳遞功率P為2.1kw。將C、n、P代入式3—1得： mm 3.5.2確定主軸前軸頸 查《機械制造裝備》P118頁表2—5，如下表3—4： 表3—4 主軸前軸頸的直徑 功率 機床 2.65～3.6 3.7～5.5 5.6～7.2 7.4～11 11～14.7 14.8～18.4 車床 6050～90 70～105 95～130 110～145 140～165 150～190 由于鏜床主軸與車床主軸機構(gòu)類似，電機的功率為2.5kw，根據(jù)上表選擇d為: d=50mm 3.5.3確定主軸后軸頸 根據(jù)經(jīng)驗公式 d≈（0.7～0.85）d （3—2） d≈35mm 3.5.4確定主軸內(nèi)孔 為了減輕主軸重量、能夠通過刀具拉桿、冷卻管等，主軸上都有內(nèi)孔。主軸內(nèi)孔直徑的大小，應在滿足主軸剛度要求的前提下盡量取大來取值，但一般應保證d8？ D=50×0.7=24.5mm 為滿足足夠的強度D?。? D=20mm 3.5.5主軸前端尺寸的確定 該專用組合機床鏜削的孔徑不大，用主軸莫氏錐孔作為鏜刀桿的定位面，并且便于裝夾，通用性也很強。查《金屬切削機床設計簡明手冊》P52頁表1—48主軸端部尺寸，詳如下表3—5： 圖3—2 主軸端部 表3—5 鏜床主軸端部尺寸（GB2814—89） 32 55 20 11.9 153 109 33 3 3.5.6主軸各具體尺寸的確定 根據(jù)主軸組件具體安裝尺寸要求，主軸各尺寸確定如下表： 表3—6 主軸尺寸 32 20 55 60 55 50 45 40 35 46 ` 153 12 5 48 32.57 30.5 406 64 28 第四章 齒輪設計 此機床為使結(jié)構(gòu)緊湊、便于力傳遞，變速箱和主軸箱設計為一整體。為將變速箱的力準確的傳遞給機床主軸，在此選用齒輪傳遞。 4.1計算傳動比 ＝＝＝1.41＝?。剑剑?＝ ＝＝＝2.84＝?。剑剑?＝ ＝＝＝5.68＝ 4.2確定齒輪參數(shù) 4.2.1確定齒輪的齒數(shù) 通過對上式進行分析可以看出，傳動比與公比始終有整次方的關(guān)系，同時考慮到機床上各零件加工的方便，在這里我們?nèi)C床上各傳動齒輪的模數(shù)相同。 通過查《金屬切削機床設計》P61頁表3.1.1得到齒輪齒數(shù)分別為： 表4—1 齒輪齒數(shù)表 21 39 25 35 30 30 20 40 35 25 20 40 44 44 所以，主軸上齒輪齒數(shù)Z=44。 4.2.2計算齒輪的寬度 對整個傳動系統(tǒng)示意圖進行分析，可以看出軸IV上齒輪所承受的力最大。故在確定齒輪的寬度時，暫時以此齒輪進行設計計算。 　 （4—1） 　　　　　 ＝＝174200　N.mm 查《機械設計》教材　P222　表12.3　由于我們設計的齒輪采用硬齒面，故取齒寬系數(shù)。 又已知齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為229HB—286HB，在此我們?nèi)∑骄捕?40HB。查《機械設計》教材　P223　圖12.17(c)　45調(diào)質(zhì)鋼接觸疲勞極限 mpa。 初步計算齒輪的接觸應力： 　 （4—2） 公式出處——《機械設計》P226頁式12.5。 mpa 初步計算齒輪的直徑： 　　　　　　　　　　　 （4—3） 查《機械設計》教材　P227 表12.16　取＝85。 把以上各個參數(shù)代入式4—3可得： ＝120 mm 齒寬　 （4—4） mm 通過分析，變速箱的所有齒寬都取35mm。綜合所設計機床的特性，在此統(tǒng)一取齒寬主要是為了方便加工，使機床構(gòu)簡單化，所以主軸上齒輪取齒寬： B=35mm 4.2.3計算齒輪的模數(shù) 在前面對齒輪寬度計算時，我們分析并計算出齒輪分度圓直徑為120mm，齒數(shù)為40,其齒輪齒數(shù)z，模數(shù)m，分度圓直徑d，有如下的關(guān)系： 　　　　　　　　　　　 （4—5） 所以： mm 為了減少機床加工工藝的難度，在所設計的主軸齒輪采用相同的模數(shù)，這也是滿足一對直齒圓柱齒輪正常嚙合的的條件。 因此主軸與軸IV之間的中心距同樣可以確定出來： 　　　　　　　　　　　　　 （4—6） 公式出處——《機械設計》P212頁表12.8 即： mm 4.2.4分度圓直徑 =132mm 4.3齒輪和主軸的聯(lián)接 此處主要是齒輪向主軸傳遞轉(zhuǎn)矩，在次此應選擇周向固定的平鍵聯(lián)接。 查《機械設計課程設計手冊》表4—1根據(jù)要求選擇 圖4—1 鍵 GB 1096—79 第五章 滾動軸承的選取軸上零件設計 5.1軸承的選取 5.1.1前支承選取 鏜床進行鏜削加工時主要承受徑向載荷，但軸向載荷也不可忽略，所以前支撐支承選擇雙列圓錐滾子軸承，這樣既能承受徑向載荷又能承受軸向載荷。由于滾錐數(shù)量較多，故剛度和承載能力大。由于沒有50雙列圓錐滾子軸承，就選用兩個50圓錐滾子軸承背對背安裝，中間用隔套1隔開，修磨隔套的厚度便可調(diào)整軸承的間隙并預緊。軸承靠外圈定位，這樣箱體孔可制成通孔，方便加工、精度也相應提高。 圖5—1 30210圓錐滾子軸承此 圖轉(zhuǎn)900。 5.1.2后支承選取 后支撐選擇圓柱滾子軸承承受徑向力。查《機械設計課程設計手冊》P64頁表6—2選擇N207E圓錐滾子軸承。 圖5—2 N207E圓柱滾子軸承 5.1.3主軸軸承精度的選擇 根據(jù)實際經(jīng)驗得出，前軸承的精度對主軸的前端的軸心偏移量影響最大，因此，前軸承的精度應比后軸承高一級。查《機械制造裝備設計》P65頁表3—3選擇，前軸承的精度等級為P4，后軸承的精度等級為P5。 5.2定位元件設計 定位元件的功用是：防止軸上零件軸向移動，保證主軸的工作精度。因此該機床主軸的定位元件的選用與設計相當重要。 5.2.1定位環(huán) 利用調(diào)整螺母，通過定位環(huán)來調(diào)整前支承兩圓錐滾子軸承間隙并預緊。定位環(huán)采用45鋼。 圖7—1 定位環(huán) 5.2.2壓塊鎖緊螺母 通過調(diào)整該螺母來移動定位環(huán)，控制兩圓錐滾子軸承的間隙達到軸向預緊。查《(金屬切削機床/機械制造工藝)設計指導》P235頁附表2.6—1。 圖7—2 壓塊鎖緊螺母 5.2.3套筒 用來固定齒輪的軸向位置。采用45鋼。 圖7—3 套筒 5.2.4軸用彈性擋圈 主要用來固定軸承和齒輪的軸向位置。具體標準見《機械設計課程設計手冊》表5—5。 圖7—4 軸用彈性擋圈 第六章 主軸組件的檢驗校核 6.1鏜削切削力 在鏜床上鏜削加工與車床上鏜孔基本相似，所以切削力的公式與車削加工切削力公式相同。查《機械制造工藝設計手冊》表3—1，如下表6—1： 表6—1 車削切削力的實驗計算公式 計算公式 切削力 主切削力 吃刀抗力 走刀抗力 公式中的系數(shù)與指數(shù)值 工件材 料 加工方式 刀具材料 刀具主副偏 角 主切削力 吃刀抗力 走刀抗力 灰 鑄鐵 HB 200 車外圓及鏜孔 硬質(zhì) 合金 92 1.0 0.75 0 54 0.9 0.75 0 46 1.0 0.4 0 123 1.0 0.85 0 61 0.6 0.5 0 24 1.05 0.2 0 工件材料的機械性能改變后，切削力的修正系數(shù) 工件材料 主切削力 吃刀抗力 走刀抗力 灰鑄鐵 根據(jù)前面所選鏜削三要素切削用量： αp=3mm，f =0.3mm/r，Vmax=1.45m/s、 Vmin=1.30m/s。 1）主切削力 （6—1） 將各數(shù)值代入上式得： N 2）吃刀抗力 （6—2） 將各數(shù)值代如上式得： N 3）走刀抗力 （6—3） 將各數(shù)值代如上式得： N 4）總切削力 （6—4） = =2143.89N 6.2主軸的校核 為保證機床加工出來的零件有足夠的精度，提高產(chǎn)品的合格率。因此必須對機床主軸進行校核。 6.2.1主軸剛度的驗算 6.2.1.1主軸端部繞撓度 主軸端部的繞撓度值直接影響加工精度和表面粗糙度，因此必須加以限制，一般計算主軸端部最大繞撓度 1）支承的簡化 由于該主軸前支承處有兩個滾動軸承，可認定為主軸在前支承處無彎曲變形，可化簡為固定端梁你這是從哪里參考來的？一般兩支承主軸都簡化為外伸梁。 。如圖所示： 圖6—1 支承簡化圖 2）作受力簡圖 圖6—2 受力圖 3）主軸的當量直徑： （6—5） 公式出處——《機械制造裝配設計》P73頁式3—11 式中——、——主軸上第i段的外圓直徑 根據(jù)實際計算，主軸前支承到受力端部的距離mm，故 =54.79mm 4）主軸的當量慣性矩： （6—6） 公式出處——《機械制造裝配設計》P74式3—12 = =4337317.5mm 該主軸的材料選用的45鋼，查《材料力學》P33頁表2—2?。? E=210GMPa=2.110Pa 5）主軸的最大繞撓度 如為外伸梁，其撓度為 （6—7） 公式出處——《材料力學》P188頁表6—1序號2 =5.810 根據(jù)《金屬切削機床設計》P165頁經(jīng)驗公式可得主軸端部的許用繞撓度 []=0.0002L （6—8） =0.0002194.75=0.03895 ＜[] 6.2.1.2主軸的傾角 主軸上安裝軸承處的傾角太大，會破壞軸承的正常工作，縮短軸承的壽命。因此也必須加以限制。 （6—9） 公式出處——《材料力學》P188頁表6—1序號2 =4.4 根據(jù)《金屬切削機床設計》P165頁相關(guān)資料建議，許用傾角=0.001弧度。 ＜[] 通過對主軸端部繞撓度和主軸的傾角的驗算，此主軸滿足足夠的剛度要求。 6.2.2主軸強度驗算 通常主軸能滿足剛度要求，也就能滿足主軸的強度要求，在此也就不對主軸強度進行驗算。所以主軸符合要求。 6.3滾動軸承額定壽命 該機床主軸所選用的都是滾動軸承，而根據(jù)比較，主要受力軸承為靠近刀具前端的軸承，應對此軸承進行壽命校核；該軸承為30210圓錐滾子軸承。 由手冊查得，基本額定動載荷C是以＝1,可靠度為90%為依據(jù)。 由此可以列出軸承當量動載荷為P時，以轉(zhuǎn)速為單位的基本額定壽命為： 　　　　　　　　 　　　　　 即 轉(zhuǎn) 若軸承工作轉(zhuǎn)速為n r/min，可求出以小時為單位的基本額定壽命： （6—10） 公式出處——《機械設計》P375頁 式中 ——基本額定壽命； P——當量動載荷； C——基本額定動載荷； ——壽命指數(shù)，球軸承， 滾子軸承。 1）沖擊載荷： 查《機械設計》P375頁表18.8?。? 2）滾動軸承當量動載荷系數(shù)X，Y ： 查《機械設計》P374頁表18.7取： X=1,Y=0 3）當量動載荷P：　　　　 （6—11） = 4）基本額定動載荷： 查《機械設計課程設計手冊》P72頁表6—7?。? 　　　　　　　　　　　　　KN 5）校核軸承壽命：　　 = h 查《機械設計》 P376 表18.9；該機床軸承的預期使用壽命推薦值為20000~30000h。 因為：=>30000h 所以經(jīng)過上面的校核計算，該軸承在使用期內(nèi)，完全能夠滿足工作的需要，使用壽命足夠。 6.4主軸齒輪的校核 根據(jù)本次設計所給的已知條件和前面憶已計算出來的數(shù)據(jù)，所校核的齒輪齒寬為35mm，設計時所取的齒寬系數(shù)為0.3,齒輪材料采用45＃鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍為229—286HB，在設計中，我們?nèi)?60HB，設計工作時間為10年，每年300個工作日，兩班制。通過分析后，決定校核軸4與主軸上的和。 1）齒輪的齒數(shù)：　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 2）齒輪的模數(shù)：　 　　　　　　　　　　　　　　　 3）主軸所承受轉(zhuǎn)矩：　　　 （6—12） 　　　　　　　　　　　＝ 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 4）齒輪分度圓直徑： 5）齒輪的轉(zhuǎn)速：　　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　 6）齒輪圓周速度：　　 （6—13） 　　　　　　　　　　　　 ＝　　　　　　　　　　　　 7）使用系數(shù)：　　　　　　 所設計各部載荷均勻平穩(wěn)，查《機械設計》P215頁表12.9取 8）動載荷系數(shù)：　　　　　 查《機械設計》P216頁圖12.9?。? 9）齒間載荷分布系數(shù)： 查《機械設計》P217頁表12.10： 　　　　　　 （6—14） 　　　　　　　　＝ （6—15） （6—16） 公式出處——《機械設計》P217頁式12.6 式中 ——端面重合度 = 1.735 　 （6—17） 公式出處——《機械設計》P221頁式12.10 　 式中 ——按接觸強度計算的重合度系數(shù)