機(jī)械畢業(yè)設(shè)計-400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕設(shè)計（全套含CAD圖紙）

機(jī)械畢業(yè)設(shè)計-400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕設(shè)計（全套含CAD圖紙）,機(jī)械,畢業(yè)設(shè)計,方車銑轉(zhuǎn),復(fù)合,設(shè)計,全套,cad,圖紙 哈 爾 濱 理 工 大 學(xué) 畢 業(yè) 設(shè) 計 題 目：400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕設(shè)計 院 、 系： 姓 名： 指導(dǎo)教師： 系 主 任： 年 月 日 II 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕設(shè)計 摘 要 隨著經(jīng)濟(jì)建設(shè)的飛速發(fā)展，我國的工業(yè)需求正逐漸加大，世界上越來越多的復(fù)雜零件需要采用復(fù)合加工技術(shù)進(jìn)行綜合加工,滑枕是車銑轉(zhuǎn)復(fù)合機(jī)床中非常關(guān)鍵的部件，它帶動刀具移動，并給鏜、鉆、銑功能提供作業(yè)動力。滑枕的結(jié)構(gòu)和使用性能關(guān)系到機(jī)床的使用性能。此次設(shè)計對400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕進(jìn)行了詳細(xì)說明和計算。設(shè)計的滑枕能夠滿足使用功能的要求，又解決了在起動及制動時的平穩(wěn)性問題，能夠適用于許多工程建設(shè)，具有很強(qiáng)的現(xiàn)實(shí)意義。 本設(shè)計首先將要介紹車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工機(jī)床國內(nèi)外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢及研制中的關(guān)鍵技術(shù)，以及對復(fù)合滑枕進(jìn)行原理設(shè)計及結(jié)構(gòu)設(shè)計；確定主要結(jié)構(gòu)的技術(shù)參數(shù)，對結(jié)構(gòu)中的關(guān)鍵部分---絲杠進(jìn)行設(shè)計計算，并進(jìn)行驗算校核，以保證其工作可靠性。 關(guān)鍵詞 ：復(fù)合加工技術(shù)；滑枕；液壓控制系統(tǒng)；結(jié)構(gòu) The Design Of 400 milling composite ram Abstract As the increasing development of the economic construction, our countries’ industrial demand is rising. Complex parts industry needs more and more of the world’s need for comprehensive. Ram is part composite machine tool is the key,it drives the cutter to move, and boring, drilling,milling function provides the power.The structure of ram and the use of performance relate to the use of machine performance.The design of the 400 milling composite ram in detail and calculation.The slippery pillow design to meet the functional requirements,but also solve the stability problem in starting and braking,can use many engineering construction,has the very strong practical significance. The first design will be the introduction of key technology research status,turn milling compound machine tool development trend at home and abroad and development, as well as the principle of design;determined the technical parameters main structure,the structure of the key part and the lead screw carries on the design and checking calculation,in order to ensure the reliability. Key words：Composite processing technology; Ram; Hydraulic control system; structure 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 目錄 摘 要 I Abstract II 第１章 緒論 1 1.1車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工機(jī)床 1 1.2車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工機(jī)床的優(yōu)點(diǎn) 1 1. 3國內(nèi)外現(xiàn)狀 2 1.4本課題主要研究內(nèi)容 3 第2章 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕總體設(shè)計 4 2.1 設(shè)計參數(shù) 4 2.2 電機(jī)的選擇 4 第3章 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計 6 3.1選擇齒輪材料及精度等級 6 3.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 6 3.3軸類零件的設(shè)計 10 3.3.1選擇軸的材料 10 3.3.2初算軸徑 10 3.4校核軸和軸承 10 3.5軸承壽命校核 13 3.6鍵的設(shè)計與校核 13 3.7 主軸組件要求與設(shè)計計算 14 3.7.1主軸的基本要求 14 3.7.2 主軸組件的布局 16 3.7.3主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 18 3.7.4主軸的材料與熱處理 19 3.7.5主軸的技術(shù)要求 20 3.7.6主軸直徑的選擇 20 3.7.7主軸前后軸承的選擇 21 3.7.8軸承的選型及校核 22 3.7.9主軸前端懸伸量 24 3.7.10主軸支承跨距 25 3.7.11主軸組件的驗算 25 3.7.12主軸軸承的潤滑 27 3.7.13主軸組件的密封 28 3.7.14軸肩擋圈 28 3.7.15撓度、轉(zhuǎn)角、鎖緊力的計算及校核 29 3.8 碟形彈簧的設(shè)計 30 3.8.1碟形彈簧的結(jié)構(gòu)尺寸 30 3.8.2彈簧的許用應(yīng)力和疲勞極限 31 3.8.3碟形彈簧的設(shè)計與計算 32 3.8.4碟形彈簧的校核 33 第4章 液壓原理圖和主體部分的計算 36 4.1 液壓原理 36 4.2 銑頭錐柄卡緊放松油缸的主要參數(shù) 37 4.3 銑頭拉釘卡緊放松油缸的主要結(jié)參數(shù) 37 4.4活塞桿強(qiáng)度計算 38 4.5 液壓缸活塞的推力及拉力計算 39 4.5.1銑頭錐柄卡緊放松油缸 39 4.5.2 銑頭拉釘卡緊放松油缸 40 4.6 活塞桿最大容許行程 41 4.7 液壓缸內(nèi)徑及壁厚的確定 41 4.8 液壓缸筒與缸底的連接計算 43 4.9 缸體結(jié)構(gòu)材料設(shè)計 43 4.10 活塞結(jié)構(gòu)材料設(shè)計 44 4.11 活塞桿結(jié)構(gòu)材料設(shè)計 45 4.12 活塞桿的導(dǎo)向、密封和防塵 46 4.13 缸蓋的材料 47 第5章 液壓系統(tǒng)設(shè)計 48 5.1系統(tǒng)液壓可以完成的工作循環(huán) 48 5.2 液壓執(zhí)行元件的配置 48 5.3 負(fù)載分析計算 48 5.4 液壓泵及其驅(qū)動電動機(jī)的選擇 49 5.5其他液壓元件的選擇 52 5.6 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 55 結(jié)論 57 致 謝 58 參考文獻(xiàn) 59 - 47- 第１章 緒論 1.1車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工機(jī)床 復(fù)合加工又叫完全加工、多功能加工。早期曾將加工中心稱為復(fù)合加工機(jī)床。但是隨著復(fù)合加工技術(shù)的不斷發(fā)展與進(jìn)步，現(xiàn)在的復(fù)合加工機(jī)床與以前所稱的復(fù)合加工機(jī)床有了本質(zhì)上的區(qū)別。復(fù)合加工機(jī)床通過一次裝夾零件完成多種加工工序，縮短了加工時間，提高了加工精度，因而受到用戶的歡迎。數(shù)控車銑復(fù)合機(jī)床是復(fù)合加工機(jī)床的一種主要機(jī)型，通常是在數(shù)控車床上實(shí)現(xiàn)平面銑削、鉆孑L攻絲、銑槽等銑削加工工序，具有車削、銑削以及鏜削等復(fù)合功能，能夠?qū)崿F(xiàn)一次裝夾、全部完上的加工理念。 車銑復(fù)合加工機(jī)床的運(yùn)動包括銑刀旋轉(zhuǎn)、工件旋轉(zhuǎn)、銑刀軸向進(jìn)給和徑向進(jìn)給四個基本運(yùn)動。 依據(jù)工件旋轉(zhuǎn)軸線與刀具旋轉(zhuǎn)軸線相對位置的不同, 車銑復(fù)合加工主要可分為軸向車銑加工、正交車銑加工以及一般車銑加工。其中軸向車銑和正交車銑是應(yīng)用范圍最廣泛的兩類車銑加工方法。軸向車銑加工由于銑刀與工件的旋轉(zhuǎn)軸線相互平行, 因此它不但可以加工外圓柱表面, 也可加工內(nèi)孔表面。正交車銑加工由于銑刀與工件的旋轉(zhuǎn)軸線相互垂直, 在內(nèi)孔直徑較小時它不能對內(nèi)孔進(jìn)行加工, 但在加工外圓柱表面時由于銑刀的縱向行程不受限制,且可以采用較大的縱向進(jìn)給, 因此, 在加工外圓柱表面時效率較高。 1.2車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工機(jī)床的優(yōu)點(diǎn) 車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工機(jī)床最突出的優(yōu)點(diǎn)是提高零件的加工精度、大大縮短零件的生產(chǎn)周期，具體說明如下： 1、車銑加工時，刀具進(jìn)行間斷性切削，對于任何材料形成的工件都能夠得到比較短的切削，易于自動除屑。并且簡短切削，能夠讓刀具具有充分的時間冷卻，減少工件的熱變形，還能夠提高刀具的使用壽命。 2、與傳統(tǒng)的數(shù)控機(jī)床相比，車銑加工的轉(zhuǎn)速較高，切削的產(chǎn)品質(zhì)量較好，并且降低了切削力，提高薄壁桿件和細(xì)長桿件的精度，工件成型質(zhì)量高。 3、由于切削的速度可以分解為工件的旋轉(zhuǎn)速度和刀具的回轉(zhuǎn)速度，根據(jù)力學(xué)特點(diǎn)可以提高刀具的回轉(zhuǎn)速度，降低工件的旋轉(zhuǎn)速度也能達(dá)到同樣的加工效果，這個特點(diǎn)對于大型鍛件毛坯加工特別有效，因為鍛件毛坯速度降低可以消除工件偏心引起的震動或徑向切削力的周期變化，從而保證工件的切削平穩(wěn)，減少工件加工出現(xiàn)的誤差。 4、車銑復(fù)合機(jī)床在對工件加工時，工件的轉(zhuǎn)速低可以有效降低工件的離心力，避免工件出現(xiàn)變形，有利于提高零件的加工精度。 5、車銑加工中使用較大的縱向給進(jìn)也可以得到精確的切割，表面粗糙度也可以得到有效的保證。 6、車銑復(fù)合機(jī)床可以采用車、銑、鉆、鏜等不同方法實(shí)現(xiàn)工件的加工，工件也能夠一次裝夾而完成多面加工任務(wù)，保證加工精度。 1. 3國內(nèi)外現(xiàn)狀 我國，復(fù)合加工機(jī)床剛剛起步, 主要是車銑復(fù)合加工機(jī)床。首臺復(fù)合加工機(jī)出現(xiàn)在2001年中國國際機(jī)床展上, 是由沈陽機(jī)床股份有限公司與德國MAXMULLER 公司合作生產(chǎn)的車銑復(fù)合中心。 東歐這些國家的機(jī)床生產(chǎn)品種不全，配套件缺乏，而中國機(jī)床工業(yè)經(jīng)過這幾年的高速發(fā)展，已具備相當(dāng)規(guī)模，產(chǎn)品門類齊全，數(shù)控機(jī)床的品種從幾百種發(fā)展到近兩千種，全行業(yè)開發(fā)出一批市場急需的新產(chǎn)品，填補(bǔ)了國內(nèi)空白。一批高精、高速、高效，一批多坐標(biāo)、復(fù)合、智能型，一批大規(guī)格、大噸位、大尺寸的數(shù)控機(jī)床新產(chǎn)品滿足了國家重點(diǎn)用戶需要。目前，中國機(jī)床工業(yè)正在通過調(diào)整產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)、產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，提高自主創(chuàng)新能力，轉(zhuǎn)變發(fā)展方式，借鑒國際先進(jìn)制造技術(shù)，培育企業(yè)高水平的自主開發(fā)和創(chuàng)新能力。以精密、高效、柔性、成套、綠色需求為方向，以改革、改組、改造為動力，購并國際名牌企業(yè)和產(chǎn)品，努力提高國產(chǎn)機(jī)床市場占有率，不斷拓寬機(jī)床工具產(chǎn)品的發(fā)展空間。 縱觀國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，對今后的發(fā)展方向，可歸納如下： 1、功能完整性 伴隨著市場對零件的復(fù)雜程度的要求，復(fù)合加工機(jī)床需求隨之的不斷增加，復(fù)合加工機(jī)床將進(jìn)入激烈的競爭時代。將來的復(fù)合加工不會僅僅是車銑復(fù)合加工，而是將車削、銑削、鉆削、磨削、淬火、超聲波加工、激光加工等不同工種都組合到一臺機(jī)床上，朝一臺完成型加工機(jī)的方向發(fā)展 2、高速、高精、高效、復(fù)合和環(huán)保性 未來的復(fù)合加工機(jī)床將結(jié)合數(shù)控技術(shù)、軟件技術(shù)、信息技術(shù)、可靠性技術(shù)，向構(gòu)件簡約化、結(jié)構(gòu)緊湊化、配置模塊化和部件商品化方向發(fā)展。 3、機(jī)電一體化 復(fù)合機(jī)床與電子控制的結(jié)合是本輪產(chǎn)業(yè)升級的必經(jīng)之路。隨著國內(nèi)勞動力成本上漲，環(huán)境壓力下的節(jié)能減排的迫切需求，以及對外人民幣長期升值，國外需求不足的現(xiàn)狀。這將促使中國制造業(yè)的新一輪產(chǎn)業(yè)升級。新一輪的產(chǎn)業(yè)升級必將是高端制造業(yè)代替簡單制造業(yè)，技術(shù)密集型代替勞動密集型。這種轉(zhuǎn)型將會大大減少簡單機(jī)械的需求，增加更加高效、更加精確的數(shù)控復(fù)合機(jī)床需求。 4、更廣的工藝范圍和模塊化 航空航天、軍工、船舶產(chǎn)品的制造領(lǐng)域一直是先進(jìn)制造技術(shù)發(fā)揮作用的重要舞臺，車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工技術(shù)在這些領(lǐng)域的應(yīng)用具有很大的優(yōu)勢，特別是對一些形狀復(fù)雜的異形零件的加工優(yōu)勢更為凸顯。隨著航空航天、軍工、船舶領(lǐng)域產(chǎn)品的更新?lián)Q代速度日益加快，工序分散的加工設(shè)備將會被工序集中的柔性、自動化設(shè)備所取代，這為車銑轉(zhuǎn)復(fù)合加工中心提供了更為廣闊的發(fā)展和應(yīng)用空間。 1.4本課題主要研究內(nèi)容 本文主要論述400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕設(shè)計?；碜鳛檐囥姀?fù)合機(jī)床關(guān)鍵的部件，它的結(jié)構(gòu)和使用性能直接關(guān)系到機(jī)床的使用性能。車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕由傳動系統(tǒng)、軸承、傳動結(jié)構(gòu)、液壓及潤滑系統(tǒng)、鑄件、導(dǎo)軌、防護(hù)裝置組成。不同種類的機(jī)床需要不同結(jié)構(gòu)的滑枕。主要研究內(nèi)容有：滑枕的主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，滑枕材料的選擇，滑枕結(jié)構(gòu)的設(shè)計和計算，滑枕采用的機(jī)械加工方式。 具體內(nèi)容及方法如下: 1、滑枕在機(jī)床中主要的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 2、滑枕材料的選擇 3、對滑枕進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算 4、滑枕采用的機(jī)械加工方式 第2章 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕總體設(shè)計 2.1 設(shè)計參數(shù) 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕要達(dá)到的技術(shù)要求：主軸轉(zhuǎn)速10 r/min～1000r/min，刀架最大切削力 80kN 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕具有加工中心的特點(diǎn)自動變速，變速方法采用無級變速加有級變速。無級變速采用交流變頻調(diào)速電機(jī)，實(shí)現(xiàn)兩極變速，變速過程中齒輪的嚙合通過離合器的得電和失電來實(shí)現(xiàn)。400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕主軸部件的設(shè)計主要有軸以及軸上零件、拉桿的設(shè)計，選擇合適的電機(jī)，滿足切削時的功率要求，選擇電機(jī)時根據(jù)典型切削工藝求得切削是需要的功率； 2.2 電機(jī)的選擇 現(xiàn)在數(shù)控機(jī)床常用直流電動機(jī)和交流調(diào)頻電機(jī)兩種。目前，中小型數(shù)控機(jī)床中，交流調(diào)頻電機(jī)已占優(yōu)勢，有取代直流電機(jī)之勢。本文所設(shè)計的銑床采用交流調(diào)頻電機(jī)調(diào)節(jié)電源頻率來達(dá)到調(diào)速的目的，額定轉(zhuǎn)速常為1500r／min，如圖1-1所示是變速電機(jī)的功率特性。從額定轉(zhuǎn)速到最高轉(zhuǎn)速的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，從最低轉(zhuǎn)速至的區(qū)域Ⅱ為恒轉(zhuǎn)矩區(qū)。 圖 3-1 變速電動機(jī)的功率特性 在設(shè)計數(shù)控銑床主傳動時，必須考慮電機(jī)與機(jī)床主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍遠(yuǎn)大于電機(jī)的恒功率變速范圍，所以在電機(jī)與主軸之間要串聯(lián)一個分級變速箱，以擴(kuò)大其功率調(diào)速范圍，滿足低速大功率切削時對電機(jī)的輸出功率要求。為了簡化變速箱結(jié)構(gòu)，變速級數(shù)應(yīng)少些，變速箱公比可取大于電機(jī)的恒功率調(diào)速范圍，即〉。這時，變速箱每擋內(nèi)有部分低轉(zhuǎn)速只能恒轉(zhuǎn)矩變速，主傳動系統(tǒng)功率特性圖中出現(xiàn)“缺口”，稱之功率降低區(qū)。使用“缺口”范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速時，為限制轉(zhuǎn)矩過大，得不到電動機(jī)輸出的全部功率。為保證缺口處的輸出功率，電動機(jī)的功率應(yīng)相應(yīng)的增大。為了滿足主軸傳1PH7 184-2QD03-0CCO S1=39kW ，選擇上海富田電機(jī)生產(chǎn)的1PH7系列變頻調(diào)速專用感應(yīng)電動機(jī)，其型號為1PH7 184-2QD03-0CCO S1=39kW 為了實(shí)現(xiàn)無級變速，采用交流調(diào)頻電機(jī)，本文所設(shè)計所選擇的電機(jī)需要實(shí)現(xiàn)兩級變速，當(dāng)通電時離合器脫離，小齒輪和大齒輪嚙合，實(shí)現(xiàn)增速傳動；當(dāng)轉(zhuǎn)速下降到電機(jī)的計算轉(zhuǎn)速時，離合器吸合，大齒輪和小齒輪嚙合，實(shí)現(xiàn)增速傳動。 第3章 400方車銑轉(zhuǎn)復(fù)合滑枕機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1選擇齒輪材料及精度等級 根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級精度，要求齒面粗糙度。 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機(jī)械設(shè)計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。 取小齒輪齒數(shù)，取傳動比為i=2, 則大齒輪齒數(shù)， 取，選取螺旋角。初選螺旋角 3.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得： 確定有關(guān)參數(shù)如下： 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選=1.35 2）由圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 3）由圖10-26 則 4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5)由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.9 6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) （4）、許用接觸應(yīng)力 由圖[1]查得， 由式[1]計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖[1]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)， 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求選取安全系數(shù)。所以計算兩輪的許用接觸應(yīng)力： 故得： 則模數(shù)： 由表[1]取初步選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： （5）、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 3.根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由式（10-17） （1） 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 2） 根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3） 計算當(dāng)量齒數(shù) 4） 查齒形系數(shù) 由表10-5查得, 5)查應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-3查得，, 6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7）由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù), 8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 9）計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大 （1） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒根接觸疲勞強(qiáng)度計算法面模數(shù)大于齒面彎曲疲勞強(qiáng)度計算帶模數(shù)，取，以滿足彎曲強(qiáng)度。 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)： 1）計算中心距 修正后的中心距為245.599mm. 2)按圓整后的中心距修整螺旋角 因改變不多，故參數(shù),等不必修正。 3）計算大小齒輪分度圓直徑 其他幾何尺寸的計算（，） 齒頂高 由于正常齒輪， 所以 齒根高 由于正常齒 所以 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 8 壓力角 n 分度圓直徑 d1 163.733 d2 327.466 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 245.599 齒 寬 3.3軸類零件的設(shè)計 3.3.1選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表[1]得選用常用材料的45鋼，正火處理，強(qiáng)度極限，許用彎曲應(yīng)力。 3.3.2初算軸徑 查表[1]得，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取最 則： 軸與電機(jī)連接，有2個鍵槽，軸徑應(yīng)增大，則軸端最細(xì)處直徑： 電機(jī)軸取65MM，明顯大于計算值，可見符合要求。 3.4校核軸和軸承 作用在圓周上的圓周力 ： 徑向力 ： 求垂直面的支承力： 計算垂直彎矩： 求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖： 求F在支點(diǎn)產(chǎn)生的反力： 求F力產(chǎn)生的彎矩： 求合成彎矩圖（圖）： 圖 低速軸合成彎矩圖 考慮最不利的情況；把與相加 求危險截面當(dāng)量彎矩 由圖可見處截面最危險，其當(dāng)量變矩為：（取折合系數(shù) ） 計算危險截面處軸的直徑： 考慮到鍵槽的影響，取 因為，所以該軸是安全的。 3.5軸承壽命校核 軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，取，按最不利考慮，則有 則 所以軸上軸承是適合要求的。 3.6鍵的設(shè)計與校核 根據(jù)，， 查附表[2]，， 則取鍵， 因為齒輪的材料為45鋼，查附表10-5[1]得，，取鍵長，，取鍵長 根據(jù)擠壓強(qiáng)度條件，鍵的校核力： 所以所選鍵位，。 3.7 主軸組件要求與設(shè)計計算 主軸組件是的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動砂輪旋轉(zhuǎn)，完成表面成形運(yùn)動，同時還起傳遞運(yùn)動和扭矩、承受切削力和驅(qū)動力等載荷的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到的加工質(zhì)量和生產(chǎn)率，因此它是中的一個關(guān)鍵組件。 主軸和一般傳動軸的相同點(diǎn)是，兩者都傳遞運(yùn)動、扭矩并承受傳動力，都要保證傳動件和支承的正常工件條件，但主軸直接承受切削力，還要帶動工件或刀具，實(shí)現(xiàn)表面成形運(yùn)動，因此對主軸有較高的要求。 3.7.1主軸的基本要求 1 旋轉(zhuǎn)精度 主軸的旋轉(zhuǎn)精度是指主軸在手動或低速、空載時，主軸前端定位面的徑向跳動△r、端面跳動△a和軸向竄動值△o。如圖2-1所示：圖中實(shí)線表示理想的旋轉(zhuǎn)軸線，虛線表示實(shí)際的旋轉(zhuǎn)軸線。當(dāng)主軸以工作轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時，主軸回轉(zhuǎn)軸線在空間的漂移量即為運(yùn)動精度。 主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度取決于部件中各主要件（如主軸、軸承及支承座孔等）的制造精度和裝配、調(diào)整精度；運(yùn)動精度還取決于主軸的轉(zhuǎn)速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。各類通用主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度已在精度標(biāo)準(zhǔn)中作了規(guī)定，專用主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度則根據(jù)工件精度要求確定。 圖2-1 主軸的旋轉(zhuǎn)誤差 2 剛度 主軸組件的剛度K是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖2-2所示，即K=F/y（單位為N/m），剛度的倒數(shù)y/F稱為柔度。主軸組件的剛度，是主軸、軸承和支承座的剛度的綜合反映，它直接影響主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。顯然，主軸組件的剛度越高，主軸受力后的變形就越小，如若剛度不足，在加工精度方面，主軸前端彈性變形直接影響著工件的精度；在傳動質(zhì)量方面，主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況，并使軸承產(chǎn)生側(cè)邊壓力，從而使這些零件的磨損加劇，壽命縮短；在工件平穩(wěn)性方面，將使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下，產(chǎn)生過大的受迫振動，并容易引起切削自激振動，降低了工件的平穩(wěn)性。 圖2-2 主軸組件靜剛度 主軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結(jié)構(gòu)尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質(zhì)量等。 3 抗振性 主軸組件的抗振性是指其抵抗受迫振動和自激振動而保持平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)的能力。在切削過程中，主軸組件不僅受靜載荷的作用，同時也受沖擊載荷和交變載荷的作用，使主軸產(chǎn)生振動。如果主軸組件的抗振性差，工作時容易產(chǎn)生振動，從而影響工件的表面質(zhì)量，降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命，還會產(chǎn)生噪聲影響工作環(huán)境。隨著向高精度、高效率方向發(fā)展，對抗振性要求越來越高。 評價主軸組件的抗振性，主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小。 4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各種相對運(yùn)動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應(yīng)以主軸組件運(yùn)轉(zhuǎn)一定時間后各部分位置的變化來度量。 主軸組件溫升和熱變形，使各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度尤為嚴(yán)重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與支承座之間已調(diào)整好的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損，嚴(yán)重時甚至?xí)l(fā)生軸承抱軸現(xiàn)象。 影響主軸組件溫升、熱變形的主要因素有：軸承的類型和布置方式，軸承間隙及預(yù)緊力的大小，潤滑方式和散熱條件等。 5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件各個滑動表面，包括主軸端部定位面、錐孔，與滑動軸承配合的軸頸表面，移動式主軸套筒外圓表面等，都必須具有很高的硬度，以保證其耐磨性。 為了提高主軸組件的耐磨性，應(yīng)該正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方法、潤滑方式，合理調(diào)整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。 3.7.2 主軸組件的布局 主軸組件的設(shè)計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸組件的布局。 主軸有前、后兩個支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所設(shè)計主軸組件在轉(zhuǎn)速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應(yīng)、經(jīng)濟(jì)性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求： （1）適應(yīng)剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應(yīng)滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力，比單列的大。同一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承大。一般來說，前支承的剛度，應(yīng)比后支承的大。因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的大。表2-1所示為滾動軸承和滑動軸承的比較。 表2-1 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(yù)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(yù)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(qiáng)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(yīng)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)D=0.4 速度性能 高速受疲勞強(qiáng)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(yīng)于各種轉(zhuǎn)速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調(diào)整不當(dāng)時則較大f=0.002～0.008 較小f=0.001~0.08 本身功耗小，但有相當(dāng)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(qiáng)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 （2）適應(yīng)轉(zhuǎn)速要求 由于結(jié)構(gòu)和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉(zhuǎn)速是不同的。軸承的規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉(zhuǎn)速越低。在承受徑向載荷的軸承當(dāng)中，圓柱滾子軸承的極限轉(zhuǎn)速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當(dāng)中，向心推力軸承的極限轉(zhuǎn)速最高；推力球軸承的次之；圓錐滾子軸承的最低，但承載能力與上述次序相反。因此，應(yīng)綜合考慮轉(zhuǎn)速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。 （3）適應(yīng)精度的要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式：前端定位—止推軸承集中布置在前支承；后端定位—集中布置在后支承；兩端定位—分別布置在前、后支承。 采用前端定位時，主軸受熱變形向后延伸，不影響軸向定位精度，但前支承結(jié)構(gòu)復(fù)雜，調(diào)整軸承間隙較不便，前支承處發(fā)熱量較大；后端定位的特點(diǎn)與前述的相反；兩端定位時，主軸受熱伸長后，軸承軸向間隙的改變較大，若止推軸承布置在徑向軸承內(nèi)側(cè)，主軸可能因熱膨脹而彎曲。 （4）適應(yīng)結(jié)構(gòu)的要求 當(dāng)要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結(jié)構(gòu)上徑向尺寸要緊湊時，則可在一個支承（尤其是前支承）中配置兩個或兩個以上的軸承。 對于軸間距很小的多主軸，由于結(jié)構(gòu)限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使兩軸承錯開排列。 （5）適應(yīng)經(jīng)濟(jì)性要求 確定主軸軸承配置型式，除應(yīng)考慮滿足性能和結(jié)構(gòu)方面要求外，還應(yīng)作經(jīng)濟(jì)性分析，使經(jīng)濟(jì)效果好。 在中速和大載荷情況下，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合配置型式成本低，因為前者節(jié)省了兩個軸承，而且箱體工藝性較好。 綜合考慮以上因素，本設(shè)計的主軸采用前、后支承的兩支承主軸，前支承采用雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合，D級精度；后支承采用圓柱滾子軸承，E級精度。其中前支承的雙列圓柱滾子軸承，滾子直徑小，數(shù)量多（50—60個），具有較高的剛度；兩列滾子交錯布置，減少了剛度的變化量；外圈無擋邊，加工方便；軸承內(nèi)孔為錐孔，錐度為1：12，軸向移動內(nèi)圈使之徑向變形，調(diào)整徑向間隙和預(yù)緊；黃銅實(shí)體保持架，利于軸承散熱。前支承的總體特點(diǎn)是：主軸靜剛度好，回轉(zhuǎn)精度高，溫升小，徑向間隙可以調(diào)整，易保持主軸精度，但由于前支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，前、后支承的溫升不同，熱變形較大，此外，裝配、調(diào)整比較麻煩。 3.7.3主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 主軸的結(jié)構(gòu)主要決定于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位的方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性，一般在主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于裝配，常把主軸設(shè)計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后依次遞減。主軸是空心的或者是實(shí)心的，主要取決于的類型。此次設(shè)計的主軸，也設(shè)計成階梯形，同時，在滿足剛度要求的前提下，設(shè)計成空心軸，以便通過刀具拉桿。 主軸端部系指主軸前端。它的形狀決定于的類型、安裝夾具或刀具的形式，并應(yīng)保證夾具或刀具安裝可靠、定位準(zhǔn)確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。 3.7.4主軸的材料與熱處理 主軸材料主要根據(jù)剛度、載荷特點(diǎn)、耐磨性和熱處理變形大小等因素選擇。 主軸的剛度與材料的彈性模量E值有關(guān)，鋼的E值較大（2.1×10N/cm左右），所以，主軸材料首先考慮用鋼料。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)，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇鋼料時應(yīng)首先選用價格便宜的中碳鋼（如45鋼），只有在載荷特別重和有較大的沖擊時，或者精密主軸需要減少熱處理后的變形時，或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時，才考慮選用合金鋼。 當(dāng)主軸軸承采用滾動軸承時，軸頸可不淬硬，但為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，不少45鋼主軸軸頸仍進(jìn)行高頻淬火（HRC48～54）.有關(guān)45鋼主軸熱處理情況如下表2.2所列： 表2-2 使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù) 工 作 條 件 使 用 機(jī) 床 材 料 牌 號 熱 處 理 硬 度 常 用 代 用 輕中負(fù)載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調(diào)質(zhì) HB220～250 輕中負(fù)載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負(fù)載PV≤40（N·m/cm·s） 車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻淬火 HRC42～50 HRC52～58 此次設(shè)計的主軸，考慮到主軸材料的選擇原則，選用價格便宜的中碳鋼（45鋼）。查表2-2中，因工作中承受輕、中負(fù)荷，且要求局部高硬度，故熱處理采用高頻淬火，HRC52～58。 3.7.5主軸的技術(shù)要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。主軸和軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關(guān)系到接觸剛度，零件接觸表面形狀愈準(zhǔn)確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小，亦即接觸剛度愈高。因此，對主軸設(shè)計必須提出一定的技術(shù)要求。 （1）軸頸 此次設(shè)計的主軸，應(yīng)首先考慮軸頸。支承軸頸是主軸的工作基面、工藝基面和測量基面。主軸工作時，以軸頸作為工作基面進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動；加工主軸時，為了保證錐孔中心和軸頸中心同軸，一般都以軸頸作為工藝基面來最后精磨錐孔；在檢查主軸精度時，以軸頸作為測量基面來檢查各部分的同軸度和垂直度。采用滾動軸承時，軸頸的精度必須與軸承的精度相適應(yīng)。軸頸的表面粗糙度和硬度，將影響其與滾動軸承的配合質(zhì)量。 對于普通精度級的主軸，其支承軸頸的尺寸精度為IT5，軸頸的幾何形狀允差（圓度、圓柱度等）通常應(yīng)小于直徑公差的1/4～1/2。 （2）內(nèi)錐孔 內(nèi)錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗精度時，它是代表主軸中心線的基準(zhǔn)，用來檢查主軸與其他部件的相互位置精度，如主軸與導(dǎo)軌的平行度等。由于刀具和頂尖要經(jīng)常裝拆，故內(nèi)錐孔必須耐磨。 錐孔與軸承軸頸的同軸度，一般以錐孔端部及其相距100～300毫米處對軸頸的徑向跳動表示；其形狀誤差用標(biāo)準(zhǔn)檢驗錐著色檢查的接觸面積大小來檢驗，此乃綜合指標(biāo)；還要求一定的表面粗糙度和硬度等。 3.7.6主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承變形引起的主軸前端位移越小，即主軸組件的剛度越高。 但主軸前端軸頸直徑D1越大，與之相配的軸承等零件的尺寸越大，要達(dá)到相同的公差則制造越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉(zhuǎn)速的限制，甚至為結(jié)構(gòu)所不允許。 通常，主軸前軸頸直徑D1可根據(jù)傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類的主軸軸頸尺寸確定。查《金屬切削設(shè)計》第506頁表5-12中，幾種常見的通用鋼質(zhì)主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表2-3所示： ，查上表中對應(yīng)項，初取D1= D2=140。 表2-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇 機(jī)床 機(jī)床功率 （千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145 140～165 銑床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圓磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100 3.7.7主軸前后軸承的選擇 根據(jù)前述關(guān)于軸承的選擇原則，查《金屬切削設(shè)計簡明手冊》第375頁，選取主軸前支承的36228是舊型號，新型號是7228C，即接觸角為15°的角接觸球軸承。 圖2-6 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝尺寸 3.7.8軸承的選型及校核 滾動軸承的選擇包括軸承類型選擇、軸承精度等級選擇和軸承尺寸選擇。 軸承類型選擇適當(dāng)與否，直接影響軸承壽命以至機(jī)器的工作性能。選擇軸承類型時應(yīng)當(dāng)分析比較各類軸承的特性，并參照同類機(jī)器中的軸承使用經(jīng)驗。 在選擇軸承類型時，首先要考慮載荷的大小、方向以及軸的轉(zhuǎn)速。一般說來，球軸承便宜，在載荷較小時，宜優(yōu)先選用。滾子軸承的承載能力比球軸承大，而且能承受沖擊載荷，因此在重載荷或受有振動、沖擊載荷時，應(yīng)考慮選用滾子軸承。但要注意滾子軸承對角偏斜比較敏感。 當(dāng)主要承受徑向載荷時，應(yīng)選用向心軸承。當(dāng)承受軸向載荷而轉(zhuǎn)速不高時，可選用推力軸承；如轉(zhuǎn)速較高，可選用角接觸球軸承。當(dāng)同時承受徑向裁荷和軸向載荷時，若軸向載荷較小，可選用向心球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承；若軸向載荷較大，而轉(zhuǎn)速不高，可選用推力軸承和向心軸承的組合方式，分別承受軸向載荷和徑向載荷；’當(dāng)軸向載荷較大，且轉(zhuǎn)速較高時，則應(yīng)選用接觸角較大的角接觸軸承。 各類軸承適用的轉(zhuǎn)速范圍是不相同的，在機(jī)械設(shè)計手冊中列出了各類軸承的極限轉(zhuǎn)速。一般應(yīng)使軸承在低于極限轉(zhuǎn)速下運(yùn)轉(zhuǎn)。向心球軸承、角接觸球軸承和短圓柱痞子軸承的極限轉(zhuǎn)速較高。適用于較高轉(zhuǎn)速場合。推力軸承的極限轉(zhuǎn)速較低．只能用于較低轉(zhuǎn)速場合。 其次，在選擇軸承類型時還需考慮安裝尺寸限制、裝拆要求，以及軸承的調(diào)心件能和風(fēng)度，一般球軸承外形尺寸較大，滾子軸承較小，滾針軸承的徑向尺寸最小而軸向尺寸較大，此外，不同系列的軸承，其外形尺寸也不相同。 選擇軸承一般應(yīng)根據(jù)機(jī)械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速n，預(yù)先確定一個適當(dāng)?shù)氖褂脡勖麹b (用工作小時表示)，再進(jìn)行額定動裁荷和額定靜載荷的計算。 對于轉(zhuǎn)速較高的軸承(n>10r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當(dāng)軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運(yùn)轉(zhuǎn)時，取500h作為額定壽命的基準(zhǔn)，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進(jìn)行簡化計算。 C——基本額定動載荷計算值，N； P——當(dāng)量動載荷，N； fh——壽命因數(shù)；1 fn——速度因數(shù)；0.822 fm——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2； fd——沖擊載荷因數(shù)；1.5 fT——溫度因數(shù)；1 CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 查文獻(xiàn)[3]中的表6-2-8至6-2-12，得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設(shè)軸承只承受徑向載荷，則當(dāng)量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻(xiàn)[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 式中： ——基本額定靜載荷計算值，N; ——當(dāng)量靜載荷，N； ——安全因數(shù) ——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。 查文獻(xiàn)[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當(dāng)量靜載荷等于徑向載荷。 查文獻(xiàn)[3]的表6-2-14知，安全系數(shù) 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求。 3.7.9主軸前端懸伸量 主軸前端懸伸量a指的是主軸前支承支反力的作用點(diǎn)到主軸前端受力作用點(diǎn)之間的距離，它對主軸組件剛度的影響較大。懸伸量越小，主軸組件剛度越好。 主軸前端懸伸量a取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，一般應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)選取，有時為了提高主軸剛度或定心精度，也可不按標(biāo)準(zhǔn)取。 另外，主軸前端懸伸量a還與前支承中軸承的類型及組合型式、工件或夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等有關(guān)。 因此，在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，應(yīng)盡可能減小懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。 初算時，可查《金屬切削設(shè)計》第158頁，如下表2-4所示： 表2-4 主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機(jī) 床 和 主 軸 的 類 型 a/ D1 Ⅰ 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸量不太長（不是細(xì)長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工，專用加工細(xì)長深孔的，由加工技術(shù)決定需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度要求的 >2.5 根據(jù)上表所列，所設(shè)計的屬于Ⅱ型，所以取a/ D1為1.25～2.5，即： a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×30=37.5～75 初取a=45。 3.7.10主軸支承跨距 主軸支承跨距L是指主軸前、后支承支承反力作用點(diǎn)之間的距離。 合理確定主軸支承跨距，可提高主軸部件的靜剛度?？梢宰C明，支承跨距越小，主軸自身的剛度越大，彎曲變形越小，但支承的變形引起的主軸前端的位移量將增大；支承跨距大，支承的變形引起的主軸前端的位移量較小，但主軸本身的彎曲變形將增大?？梢姡С锌缇噙^大或過小都會降低主軸部件的剛度。 有關(guān)資料對合理跨距選擇的推薦值可作參考： （1） L=（4～5）D1 （2） L=（3～5）a，用于懸伸長度較小時； （3） L=（1～2）a，用于懸伸長度較大時。 根據(jù)此次設(shè)計的剛性主軸的懸伸量較大，取L≤2.5a為宜。即此次設(shè)計的主軸兩支承的合理跨距 L≤2.5a=2.5×120=300 初取L=280。 3.7.11主軸組件的驗算 主軸在工作中的受力情況嚴(yán)重，而允許的變形則很微小，決定主軸尺寸的基本因素是所允許的變形的大小，因此主軸的計算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強(qiáng)度的情況不一樣。通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度的要求。 剛度乃是載荷與彈性變形的比值。當(dāng)載荷一定時，剛度與彈性變形成反比。因此，算出彈性變形量后，很容易得到靜剛度。主軸組件的彈性變形計算包括：主軸端部撓度和主軸傾角的計算。 1 支承的簡化 對于兩支承主軸，若每個支承中僅有一個單列或雙列滾動軸承，或者有兩個單列球軸承，則可將主軸組件簡化為簡支梁，如下圖2-8所示；若前支承有兩個以上滾動軸承，可認(rèn)為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為固定端梁，如圖2-9所示： 圖2-8 主軸組件簡化為簡支梁 圖2-9 主軸組件簡化為固定端梁 此次設(shè)計的主軸，前支承選用了一個雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承作為支承，即可認(rèn)為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為上圖2-9所示。 2 主軸的撓度 查《材料力學(xué)I》第188頁的表6.1，對圖2-9作更進(jìn)一步的分析，如下圖2-10所示： 根據(jù)圖2-10，可得此時的最大撓度 = 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm 圖2-10 固定端梁在載荷作用下的變形 E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當(dāng)主軸平均直徑為D，內(nèi)孔直徑為d時， I=。此處，D=35 故可計算出，主軸端部的最大撓度： =-1.87×10 mm 3 主軸傾角 主軸上安裝主軸和安裝傳動齒輪處的傾角，稱為主軸的傾角。此次設(shè)計的主軸主要考慮主軸前支承處的傾角。若安裝軸承處的傾角太大，會破壞軸承的正常工作，縮短軸承的使用壽命。 根據(jù)圖2-10，可得此時的最大傾角 = 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F·z=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當(dāng)主軸平均直徑為D，內(nèi)孔直徑為d時， I=。此處，D==133 故可計算出，主軸傾角為： =-2.3×10 rad 查《設(shè)計》第一冊中機(jī)械部分的第670頁，可知： 當(dāng) x≤0.0002L mm ≤0.001 rad 時，剛性主軸的剛度滿足要求。 此處的x，即為最大撓度和最大傾角，L為主軸支承跨距。 將已知數(shù)據(jù)和代入，即可得： 初步設(shè)計的主軸滿足剛度要求。 3.7.12主軸軸承的潤滑 潤滑的作用是降低摩擦，減小溫升，并與密封裝置在一起，保護(hù)軸承不受外物的磨損和防止腐蝕。潤滑劑和潤滑方式?jīng)Q定于軸承的類型、速度和工作負(fù)荷。如果選擇得合適，可以降低軸承的工作溫度和延長使用期限。 滾動軸承可以用潤滑油或潤滑脂來潤滑。試驗證明，在速度較低時，用潤滑脂比用潤滑油溫升低。所以，此次設(shè)計的主軸支承均采用潤滑脂。同時，主軸是裝在主軸套筒內(nèi)的，為防止使用潤滑油時泄漏，也應(yīng)采用潤滑脂潤滑。 3.7.13主軸組件的密封 密封對主軸組件的工作性能與潤滑影響也較大。主軸密封不好，將使?jié)櫥瑒┩饬?，造成浪費(fèi)，加速零件的磨損，還會嚴(yán)重地影響到工作環(huán)境及的外觀。 1 主軸組件密封裝置的類型 主軸組件密封裝置的類型，主要有以下幾種：具有彈性元件的接觸式密封裝置；皮碗（油封）式密封裝置；具有金屬和石墨元件的接觸式密封裝置；擋油圈式和螺旋溝式密封裝置；圈形間隙式、油溝式和迷宮式密封裝置；立式主軸的密封裝置等。 2 主軸組件密封裝置的選擇 選用密封裝置時，應(yīng)考慮到主軸組件的下列具體工作條件：密封處主軸頸的線速度；所用潤滑劑的種類及其物理化學(xué)性質(zhì)；主軸組件的工作溫度；周圍介質(zhì)的情況；主軸組件的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)；密封裝置的主要用途等。 綜合考慮上述因素，主軸前支承處選用迷宮式密封，徑向尺寸不超過0.3mm，中填潤滑脂，軸向尺寸不超過1.5mm。 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第87頁表7-17，可得此次選用的迷宮式密封裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下圖3-1所示： 圖3-1 迷宮式密封裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù) 3.7.14軸肩擋圈 前支承雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承之間所用的擋圈，可查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第56頁表5-1，可得此次選用的擋圈的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下圖3-2所示： 圖3-2 軸肩擋圈的結(jié)構(gòu)參數(shù) 3.7.15撓度、轉(zhuǎn)角、鎖緊力的計算及校核 鋼的彈性模量 E 斷面慣性矩 I=256×104mm4 根據(jù)公式 查表可知單位切削力 =3.6mm 故切削力 =80KN 機(jī)床加工如此重的工件時，支架主軸一般緊縮在支架體內(nèi)，現(xiàn)在假設(shè)主軸伸出為支架主軸伸出支架體最大長度的1/2. 1 撓度的計算 (4-2) =0.000002 許用撓度［］～,[], 在范圍之內(nèi)。 2 轉(zhuǎn)角的計算 (3-3) =0.0018 許用轉(zhuǎn)角[]～，在[]范圍內(nèi)。 3 壓板處螺栓的選擇及校核 在機(jī)床支架上通過一組兩個相同的螺栓連接支架和導(dǎo)軌的，并用壓板固定。壓板的作用是連接支架和導(dǎo)軌，并通過連接螺栓的緊固或松開來確定支架在導(dǎo)軌上的位置。由于螺栓需支撐的強(qiáng)度比較大并且其長度大于160，而M16的螺栓的長度最高為160，因此我們選M20的螺栓，下面我們來確定連接螺栓的直徑。 選用螺栓的材料為35號鋼，則許用抗拉強(qiáng)度〔σ〕=540Mpa，由作用力與反作用力定理可知支架的上部和下部之間的摩擦力等于通過頂尖作用在支架上的軸向力，即，根據(jù)《金屬切削原理與刀具》切削時產(chǎn)生的軸向分力(0.1~0.6)，F(xiàn)=0.6×2489=1493。為了滿足加工后的工件的精度要求，取摩擦系數(shù)為。 由可知作用在下箱體上的壓力 從而可得轉(zhuǎn)動凸輪軸端的方形部分所需要的力至少為15.7，那么作用在每個螺栓上的力為 因為壓板與導(dǎo)軌之間的連接形式為松連接，由公式 (3-4) 于是可得 =13.6mm 現(xiàn)螺栓直徑為20mm，故螺栓選擇合理。 3.8 碟形彈簧的設(shè)計 3.8.1碟形彈簧的結(jié)構(gòu)尺寸 1 碟形彈簧的基本概念 碟形彈簧是用鋼板沖壓成形的截錐壓縮彈簧.具有剛度大、變剛度性等特點(diǎn)，蝶形彈簧按其結(jié)構(gòu)型式分為無支承面和有支承面兩種，如圖8—1所示 (a) 無支承面 （b）有支承面 圖8—1 碟形彈簧 圖中：D—彈簧外徑(mm)；d—彈簧內(nèi)經(jīng)（mm）；—彈簧中性徑（mm）為彈簧中性點(diǎn)所在圓直徑，其大小按=計算。 t—厚度（mm）；—減薄彈簧厚度（mm）；—自由高度（mm）；—無支承面碟簧壓平時變形量（mm），=—；—有支承面碟簧壓平時變形量（mm）；=—；b≈D/150；F—載荷（N）；f—變形量（mm） 2 碟形彈簧的分類 1、碟形彈簧按其厚度分為三類，如表8-1所示 表8-1 碟簧按厚度的分類 類別 碟簧厚度t/mm 支承面和減厚厚度 1 <1.25 無 2 1.25—6.0 無 3 >6.0—14.0 有 2、碟形彈簧按外徑D、壓平時變形量和厚度t的比值D/t、/t分為三個系列，如表8—2所示 表8—2 碟簧按外徑D的分類 系列 D/t /t E(Gpa) u f A ≈18 ≈0.4 206 0.3 ≈0.75 B ≈18 ≈0.75 206 0.3 ≈0.75 C ≈28 ≈1.3 206 0.3 ≈0.75 3.8.2彈簧的許用應(yīng)力和疲勞極限 1 碟形彈簧按其載荷性質(zhì)分為兩類： 1、 靜載荷—作用載荷在規(guī)定壽命內(nèi)變化次數(shù)小于1×10次。 2、 變載荷—作用在碟簧上的載荷，在預(yù)知載荷和工作載荷之間，在規(guī)定壽命內(nèi)變化次數(shù)大于1×10次。 （1）、靜載荷作用下碟簧許用應(yīng)力 靜載荷作用下的碟簧，應(yīng)通過校核OM點(diǎn)的應(yīng)力來保證自由高度的穩(wěn)定，在壓平時的應(yīng)接近彈簧材料的屈服點(diǎn)。 （2）變載荷作用下碟簧的疲勞極限 2 變載荷作用下碟簧使用壽命可分為兩類 1、有限壽命—可以在持久強(qiáng)度范圍內(nèi)承受1×10—2×10次有限的加載次數(shù)值至破壞 2、無限壽命—可以在持久強(qiáng)度范圍內(nèi)承受2×10次有限的加載次數(shù)值至破壞 3.8.3碟形彈簧的設(shè)計與計算 碟形彈簧的組合方式有疊合組合、對合組合和復(fù)合組合，本文設(shè)計的銑床采用對合組合方式，這種方式結(jié)構(gòu)簡單，對合片數(shù)少。 主軸采用的是BT50的刀柄，通常BT50的刀柄需要用3.5噸的力