【毕业设计论文】铣削组合机床及其主轴组件设计说明书【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 毕 业 设 计（论 文）说 明 书 题 目 铣 削 组 合 机 床 及 其 主 轴 组 件 设 计 1 摘 要 组合机床，是由大量的通用部件和少量专用部件组成的工序集中的高效率机床。其 特点有：结构紧凑、工作质量可靠、设计和制造周期短、投资少、经济效果好、生产率 高等。 本次设计的题目是铣削组合机床及主轴组件。首先针对所要加工的零件入手，对机 床进行总体方案设计，进而确定机床的总体布局，随后，对主轴组件进行设计。在设计 主轴组件时，以主轴为线索，在满足刚度、精度等要求下，完成其它（如轴承、轴向调 节机构、锁紧机构等）所有零件的设计。 关键词：组合机床，主轴组件，刚度，主轴，轴承，轴向调节机构 2 ABSTRACT Modular Machine, by the large number of common parts and a small number of specialized components of the process focused efficient machine. Its features include : compact, reliable quality, design and manufacturing cycle shorter, less investment and economic effects, and higher productivity . The design is the subject of combined milling machine spindle components. First in response to the processing of parts, the paper machine for the overall program design, which will determine the overall layout of the machine. Subsequently, the spindle components of the design. Spindle components in the design, a spindle for clues to meet stiffness and precision requirements, the completion of the other (eg, bearings, Axial adjustment, locking, etc.) all parts of the design. Keywords: Modular Machine, spindle components, stiffness, spindle, bearings, axial adjustment 目 录 摘要.1 A B S T R A C T .2 前言. 第 1章 机床总体设计.1 1.1 机床总体方案设计的依据1 1.1.1 工件.1 1.1.2 刀具.1 1.2 工艺分析1 1.2.1 工艺方法的确定.1 1.2.2 机床总体布局.2 1.2.3 机床运动的确定2 1.3 机床主要技术参数的确定.3 1.3.1 确定工件余量3 1.3.2 选择切削用量3 1.3.3 运动参数.3 1.3.3.1 主轴最高，最低转速3 1.3.3.2 主轴转速的合理排列4 1.3.4 动力参数主运动驱动电动机功率的确定.4 1.3.4.1 切削力的计算.5 1.3.4.2 切削功率的计算5 1.3.4.3 估算电动机功率5 1.3.4.4 选择主电机5 1.4进给驱动电动机功率的确定.5 第 2章 主轴组件设计.6 2.1 主轴的基本要求6 2.1.1 旋转精度.6 2.1.2 刚度.6 2.1.3 抗振性7 2.1.3.1 抵抗受迫振动的能力8 2.1.3.2 抵抗切削自激振动的能力.8 2.1.4 温升和热变形8 2.1.5 耐磨性9 2.1.6 其他.9 2.2 主轴组件的布局9 2.2.1 适应刚度和承载能力的要求.10 2.2.2 适应转速要求11 2.2.3 适应精度的要求.11 2.2.4 适应结构的要求.11 2.2.5 适应经济性要求.11 2.3 主轴结构的初步拟定12 2.4 主轴的材料与热处理13 2.5 主轴的技术要求13 2.5.1 轴颈.13 2.5.2 内锥孔14 2.6 主轴组件的计算14 2.6.1 主轴直径的选择.14 2.6.2 主轴前后支承轴承的选择15 2.6.2.1 主轴前支承轴承的选择15 2.6.2.2 主轴后支承轴承的选择16 2.6.3 主轴内孔直径16 2.6.4 主轴前端悬伸量.17 2.6.5 主轴支承跨距18 2.7 主轴结构图18 2.8 主轴组件的验算18 2.8.1 主轴端部挠度19 2.8.1.1 支承的简化19 2.8.1.2 主轴的挠度20 2.8.1.3 主轴倾角20 2.9 主轴组件的润滑和密封.21 2.9.1 主轴轴承的润滑.21 2.9.2 主轴组件的密封.21 2.9.2.1 主轴组件密封装置的功用.22 2.9.2.2 对主轴组件密封装置的要求22 2.9.2.3 主轴组件密封装置的类型.22 2.9.2.4 主轴组件密封装置的选择.22 2.10 主轴组件中相关部件.23 2.10.1 轴肩挡圈23 2.10.2 挡圈23 2.10.3 圆螺母.23 2.10.4 套筒24 2.10.5 前、后支承的轴承盖25 2.10.6 主轴用套筒及其锁紧部分26 2.10.7 主轴尾部的内花键.27 2.11 主轴组件轴向调节机构28 2.11.1 丝杠螺纹28 2.11.2 丝杠轴承的选择28 2.11.3 丝杠螺母29 2.11.4 丝杠中段螺纹.29 2.11.5 丝杠上的内隔套29 2.11.6 丝杠上调节用锥齿轮30 2.12 箱体设计.30 第 3章 结论.31 参考文献.32 致谢.33 I 前 言 机械制造业在国民经济中占有重要的地位，是国民经济各部门赖以发展的基础，是 国民经济的重要支柱，是生产力的重要组成部分。机械制造业不仅为工业、农业、交通 运输业、科研和国防等部门提供各种生产设备、仪器仪表和工具，而且为制造业包括机 械制造业本身提供机械制造装备。机械制造业的生产能力和制造水平标志着一个国家或 地区的科学技术水平、经济实力。 机械制造业的生产能力和制造水平，主要取决于机械制造装备的先进程度。机械制 造装备的核心是金属切削机床，精密零件的加工，主要依赖切削加工来达到所需要的精 度。 金属切削机床所担负的工作量约占机器制造总工作量的 4 0 % 6 0 % ， 金属切削机床的 技术水平直接影响到机械制造业的产品质量和劳动生产率。换言之，一个国家的机床工 业水平在很大程度上代表着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然，金属切削 机床在国民经济现代化建设中起着不可替代的作用。 纵观几十年来的历史，机械制造业从早期降低成本的竞争，经过 2 0 世纪 7 0 年代、 8 0 年代发展到 2 0 世纪 9 0 年代乃至 2 1 世纪初的新的产品的竞争。目前，我国已加入世 界贸易组织，经济全球化时代已经到来，我国机械制造业面临严峻的挑战，也面临着新 的形势：知识技术产品的更新周期越来越短，产品的批量越来越小，产品的性 能和质量的要求越来越高，环境保护意识和绿色制造的呼声越来越强，因而以敏捷制造 为代表的先进制造技术将是制造业快速响应市场需要、不断推出新产品、赢得竞争、求 得生存和发展的主要手段。 金属切削机床中的组合机床，是根据工件加工需要，以大量通用部件为基础，配以 少量专用部件组成的一种高效专用机床。它具有：生产率高；加工精度稳定；研制周期 短，便于设计、制造和使用维护，成本低；配置灵活等。正是由于这些特点的存在，决 定了组合机床在当今新形势下仍能被广泛应用于汽车、拖拉机、柴油机、电机、仪器仪 表、军工及自行车等轻工行业和机床、机车、工程机械等制造业中。 此次设计的是铣削组合机床及主轴组件。首先，对机床进行总体设计，确定总体方 案后得到机床总体布局图；再着重进行主轴组件的设计，其中包括主轴的设计、支承的 选取、主轴轴向移动机构和主轴锁紧机构等的设计。 由于能力所限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指导。 四川理工学院毕业设计 1 第一章 机床总体设计 设计机床的第一步，是确定总体方案。总体方案是机床部件和零件的设计依据， 对整个设计的影响较大。因此，在拟定总体方案的过程中，必须全面地、周密地考虑， 使所定方案技术先进、经济合理。 1 . 1 机床总体方案设计的依据 1 . 1 . 1 工件 工件是机床总体方案设计的重要依据之一，设计者必须明确工件的特点和加工要 求。本次毕业设计要求设计一台组合机床，用于加工 V F - 6 / 7型空压机减荷阀体的两侧 面，工件材料为 H T 2 0 0 ，硬度为 1 9 0 2 1 0 H B , 生产批量为大批量，铸造毛坯。加工部位 的加工要求如下： ( 1 ) 被加工表面的粗糙度均为 R a1 0 ； ( 2 ) 被加工表面的相互位置精度为： 平面 1 2 之间的距离为 2 2 5 m m ； 平面 1 2 与9 5 中心线的垂直度要求为 0 . 0 3 m m 。 1 . 1 . 2 刀具 图 1 - 1 减荷阀体简图 硬质合金端铣刀，刀齿材料为 Y G 6 ，铣刀盘直径为7 5 1 1 0 ，刀具齿数 Z = 4 。 1 . 2 工艺分析 1 . 2 . 1 工艺方法的确定 机床的工艺方法是多种多样的，按工种可分为车、铣、刨、钻、镗、磨、研磨、 电加工、振动加工、激光加工等；每一种还可再分，如车削加工有车外圆、车端面、车 槽、车球面等之分；按加工精度各表面粗糙度可分为粗加工、半精加工、光整加工等； 按工序集中程度可分为单刀、多刀、单工件、多工件、单工位、多工位等；按作业形式 可分平行作业、顺序作业、平行- 顺序作业等。 工艺方法对机床的结构和性能的影响很大， 工艺方法的改变常导致机床的运动、 传 动、布局、结构、性能以及经济效果等方面的一系列变化。 加工平面的方法有很多，比如说车削，铣削，刨削。对于 V F - 6 / 7 型空压机减荷阀 体，用车床进行车削加工时，由于减荷阀体外形复杂，且为壳类零件，不宜装夹在车床 主轴上进行加工，装夹稳定性也不高；用刨床进行刨削加工时，机床需要两个运动，机 床和刀具结构简单，装夹在工件台上快速，稳固，但生产率低，加工精度也达不到工件 1 2 1.2 工艺分析 2 要求； 用端铣刀进行铣削加工时， 生产率不仅提高了， 也能满足工件所要求的加工精度， 且装夹快速，方便。 与普通机床相比，组合机床具有生产率高，加工精度稳定，研制周期短，便于设计、 制造和使用维护、成本低、自动化程度高、劳动强度低，配置灵活等特点，因此，当生 产量很大时，用组合机床进行加工更合理。 1 . 2 . 2 机床总体布局 机床的总体布局指确定机床的组成部件之间的相对位置及相对运动关系。 合理的总体布局的基本要求有：( 1 ) 保证工艺方法所要求的工件与刀具的相对运动 关系； ( 2 ) 保证机床具有足够的加工精度和相适应的刚度和抗振性； ( 3 ) 便于操纵、 调整、 维修，便于输送、装卸工件和排屑等；( 4 ) 节省材料，占地面积小，即经济效果好；( 5 ) 造型美观。 根据减荷阀体的加工要求，机床总体布局图如图 1 - 1 所示： 图 1 - 2 机床总体布局图 1 . 机座 2 . 动力滑台 3 . 工件 4 . 端铣刀 5 . 电动机 6 . 变速箱 7 . 主轴箱 减荷阀体安装在工作台上， 铣削动力头带动铣刀作旋转主运动， 工作台作纵向进给 运动， 完成对工件的切削加工。 此方案的优点是各部件均是针对减荷阀体设计的， 因此， 结构紧凑，刚性好，生产率高，加工质量稳定。 1 . 2 . 3 机床运动的确定 确定机床运动，指确定机床运动的数目，运动类型以及运动的执行件。 四川理工学院毕业设计 3 本次毕业设计的组合机床的工艺方法是， 用一把端铣刀直接进行加工。 相应的表面 成形运动为：单主轴的回转运动，工作台纵向进给运动；辅助运动为：主轴轴向调整运 动。 1 . 3 机床主要技术参数的确定 机床主要技术参数包括主参数和基本参数，基本参数又包括尺寸参数，运动参数， 动力参数。 1 . 3 . 1 确定工件余量 V F - 6 / 7型空压机减荷阀体，零件材料为 H T 2 0 0 ，硬度 1 9 0 2 1 0 H B ，生产类型为大 批量，铸造毛坯。 查机械制造工艺设计简明手册表 2 . 2 2 . 5 , 取加工余量为 2 . 5 m m ( 此为双边加 工) 。 1 . 3 . 2 选择切削用量 由于被加工零件的铣削宽度为 1 7 5 m m , 需进行二次走刀， 故一次走刀为 9 0 m m ( 宽度) ， 二次走刀为 1 7 5 - 9 0 = 8 5 m m ，即：a e= 9 0 m m 。 根据组合机床设计简明手册第 1 3 2 1 3 3 页，选择铣削切削用量。 铣削用量的选择与要求的加工表面粗糙度值及其生产率有关系。 当铣削表面粗糙度 数值要求较低时，铣削速度应选高一些，每齿走刀量应小些。若生产率要求不高，可以 取很小的每齿走刀量，一次铣削 4 5 m m的余量达到 R a= 1 . 6 m的表面粗糙度。这时每 齿的进给量一般为 0 . 0 2 0 . 0 3 m m 。 根据本次设计所加工的零件要求，其表面粗糙度数值较高，加工材料为铸铁，查表 6 - 1 6 得： a f = 0 . 2 0 . 4 m m / z , V = 5 0 8 0 m / m i n , 取 a f = 0 . 2 m m / z 。 1 . 3 . 3 运动参数 机床的运动参数包括主运动转速和转速范围、进给量范围、进给量数列以及空行程 速度等。此次设计主要确定主运动的运动参数。 1 . 3 . 3 . 1 主轴最高，最低转速 按照典型工序的切削速度和刀具( 或工件) 直径、计算主轴最高转速 n max、最低转 速 n min。计算公式如下： n max= min max 1000 d V ， n min= max min 1000 d V 1.3 机床主要技术参数的确定 4 式中：n max、nmin主轴最高、最低转速( r / m i n ) V max、Vmin最高、最低切削速度( m / m i n ) d max、dmin最大、最小计算直径( m m ) 根据机械制造工艺金属切削机床设计指导第 6 9 7 0 页，可查出以下数据： 查表 2 . 2 - 3 取最大，最小切削速度： V max= 2 0 0 3 0 0 m / m i n ， 取 Vmax= 2 5 0 m / m i n V min= 1 5 2 0 m / m i n , 取 Vmin= 2 0 m / m i n 铣床的 d max、dmin可取使用的刀具最大、最小直径，即： d max= 1 1 0 m m , dmin= 7 5 m m 则主轴最高转速为 n max= min max 1000 d V = 1000250 75 = 1 0 6 1 . 6 r / m i n 取标准数列值： n max= 1 0 0 0 r / m i n 最低转速为： n min= max min 1000 d V = 110 201000 = 5 7 . 9 r / m i n 取标准数列值： n min= 5 6 r / m i n 1 . 3 . 3 . 2 主轴转速的合理排列 最高、最低转速确定后，还需确定中间转速，选择公比，转速级数 Z ，则转速数 列为： n 1= nmin= 5 6 r / m i n , n2= nmin, n3= nmin 2 , n z= nmin 1z 查标准数列，取公比= 1 . 7 8 ( 1 2 ) 转速范围： R n= min max n n = 56 1000 = 1 7 . 8 转速级数： Z = Flog Rlog n + 1 = 5 . 9 9 取 Z = 6 由于本次设计的要求，主轴转速级数只需设计四级就能满足要求，故取 Z = 4 。即： n 1= 5 6 ， n2= 1 0 0 , n3= 1 8 0 , n4 = 3 1 5 ( r / m i n ) 1 . 3 . 4 动力参数主运动驱动电动机功率的确定 四川理工学院毕业设计 5 1 . 3 . 4 . 1 切削力的计算 由前面已知，本次设计的组合机床的最高转速为 n 4 = 3 1 5 r / m i n ，则此时的切削速 度为： V = 1000 n4d = 1000 11014. 3315 = 1 0 8 . 8 m / m i n 2 . 5 根据上表所列，所设计的组合机床属于型，所以取 a / D 1为 1 . 2 5 2 . 5 ，即： a = （1 . 2 5 2 . 5 ）D 1= （1 . 2 5 2 . 5 ）8 0 = 1 0 0 2 0 0 初取 a = 1 2 0 。 2.7 主轴结构图 18 2 . 6 . 5 主轴支承跨距 主轴支承跨距 L 是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。 合理确定主轴支承跨距，可提高主轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，主 轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的主轴前端的位移量将增大；支 承跨距大，支承的变形引起的主轴前端的位移量较小，但主轴本身的弯曲变形将增大。 可见，支承跨距过大或过小都会降低主轴部件的刚度。 有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考： （1 ） L 合理= （4 5 ）D1； （2 ） L 合理= （3 5 ）a ，用于悬伸长度较小时； （3 ） L 合理= （1 2 ）a ，用于悬伸长度较大时。 根据此次设计的组合机床刚性主轴的悬伸量较大，取 L 合理2 . 5 a为宜。即此次设 计的主轴两支承的合理跨距 L 合理2 . 5 a = 2 . 5 1 2 0 = 3 0 0 初取 L = 2 8 0 。 2 . 7 主轴结构图 根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图 2 - 7 所示： 锥 度 7 : 2 4 图 2 - 7 主 轴 结 构 图 2 . 8 主轴组件的验算 四川理工学院毕业设计 19 主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素 是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情 况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。 刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此， 算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度 和主轴倾角的计算。 2 . 8 . 1 主轴端部挠度 主轴端部挠度直接影响加工精度和表面粗糙度，因此必须加以限制，一般计算主轴 端部最大挠度 max 。 2 . 8 . 1 . 1 支承的简化 对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球 轴承， 则可将主轴组件简化为简支梁， 如下图 2 - 8 所示； 若前支承有两个以上滚动轴承， 图 2 - 8 主轴组件简化为简支梁 可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如下图 2 - 9 所示： 图 2 - 9 主轴组件简化为固定端梁 此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作 为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图 2 - 9 所示。 2.8 主轴组件的验算 20 2 . 8 . 1 . 2 主轴的挠度 查材料力学 I 第 1 8 8 页的表 6 . 1 ，对图 2 - 9 作更进一步的分析，如下图 2 - 1 0 所 示： 根据图 2 - 1 0 ，可得此时的最大挠度 maxB = - EI Fl 3 3 其中， F 主轴前端受力。此处，F = F Z= 1 2 1 3 . 1 N l A 、B 之间的距离。此处，l = a = 1 2 c m F B 图 2 - 1 0 固定端梁在载荷作用下的变形 E 主轴材料的弹性模量。4 5 钢的 E = 2 . 1 1 0 7 N / c m 2 I 主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为 D ，内孔直径为 d 时， I = 64 )( 44 dD 。此处，D = 2 128128+ = 1 3 3 故可计算出，主轴端部的最大挠度： maxB = - 1 . 8 7 1 04 m m 2 . 8 . 1 . 3 主轴倾角 主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要 考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴 承的使用寿命。 根据图 2 - 1 0 ，可得此时的最大倾角 B = - EI Fl 2 2 其中， 四川理工学院毕业设计 21 F 主轴前端受力。此处，F = F Z= 1 2 1 3 . 1 N l A 、B 之间的距离。此处，l = a = 1 2 c m E 主轴材料的弹性模量。4 5 钢的 E = 2 . 1 1 0 7 N / c m 2 I 主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为 D ，内孔直径为 d 时， I = 64 )( 44 dD 。此处，D = 2 128128+ = 1 3 3 故可计算出，主轴倾角为： B = - 2 . 3 1 0 6 r a d 查组合机床设计第一册中机械部分的第 6 7 0 页，可知： 当 x 最大0 . 0 0 0 2 L m m 最大 0 . 0 0 1 r a d 时，刚性主轴的刚度满足要求。 此处的 x 最大，最大 即为最大挠度和最大倾角，L 为主轴支承跨距。 将已知数据 maxB 和 B 代入，即可得： 初步设计的主轴满足刚度要求。 2 . 9 主轴组件的润滑和密封 2 . 9 . 1 主轴轴承的润滑 润滑的作用是降低摩擦，减小温升，并与密封装置在一起，保护轴承不受外物的磨 损和防止腐蚀。润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作负荷。如果选择得合 适，可以降低轴承的工作温度和延长使用期限。 滚动轴承可以用润滑油或润滑脂来润滑。试验证明，在速度较低时，用润滑脂比用 润滑油温升低。所以，此次设计的主轴支承均采用润滑脂。同时，主轴是装在主轴套筒 内的，为防止使用润滑油时泄漏，也应采用润滑脂润滑。 加润滑脂时，应该注意润滑脂的充填量不能过多，不能把轴承的空间填满，否则会 引起过高的发热，并使润滑脂熔化流出而恶化润滑效果。 2 . 9 . 2 主轴组件的密封 密封对主轴组件的工作性能与润滑影响也较大。机床主轴密封不好，将使润滑剂外 流，造成浪费，加速零件的磨损，还会严重地影响到工作环境及机床的外观。 2.9 主轴组件的润滑和密封 22 2 . 9 . 2 . 1 主轴组件密封装置的功用 密封装置的功用是：防止润滑剂从主轴组件及传动部件中泄漏，从而避免浪费，保 护工作环境，防止冷却液及杂物（如灰尘、脏物、水气和切屑等）从外面进入部件内， 以减少机床零件的腐蚀及磨损，延长其使用寿命。 2 . 9 . 2 . 2 对主轴组件密封装置的要求 对主轴组件密封装置的要求是：在一定的压力、温度范围内具有良好的密封性能； 由密封装置所形成的摩擦力应尽量小，摩擦系数应尽量稳定；耐腐蚀、磨损小、工作寿 命长，磨损后，在一定程度上能自动补偿；结构简单、装卸方便。对具体的主轴组件及 传动部件，应根据实际情况选择有效而又经济密封装置。 2 . 9 . 2 . 3 主轴组件密封装置的类型 主轴组件密封装置的类型，主要有以下几种：具有弹性元件的接触式密封装置；皮 碗（油封）式密封装置；具有金属和石墨元件的接触式密封装置；挡油圈式和螺旋沟式 密封装置；圈形间隙式、油沟式和迷宫式密封装置；立式主轴的密封装置等。 2 . 9 . 2 . 4 主轴组件密封装置的选择 选用密封装置时， 应考虑到主轴组件的下列具体工作条件： 密封处主轴颈的线速度； 所用润滑剂的种类及其物理化学性质；主轴组件的工作温度；周围介质的情况；主轴组 件的结构特点；密封装置的主要用途等。 综合考虑上述因素，主轴前支承处，为了更好地防止外界的灰尘屑末等杂物进入， 故考虑选用迷宫式密封，形成一条长而曲曲折折的通道，径向尺寸不超过 0 . 3 m m ，中填 润滑脂，轴向尺寸不超过 1 . 5 m m 。 查机械设计课程设计手册第 8 7 页表 7 - 1 7 ，可得此次选用的迷宫式密封装置的 结构参数如下图 2 - 1 1 所示： 图 2 - 1 1 迷宫式密封装置的结构参数 其中， d = 8 0 ，D = 1 3 0 ，e = 1 四川理工学院毕业设计 23 2 . 1 0 主轴组件中相关部件 2 . 1 0 . 1 轴肩挡圈 前支承双列向心短圆柱滚子轴承和推力球轴承之间所用的挡圈，可查机械设计课 程设计手册第 5 6 页表 5 - 1 ，可得此次选用的挡圈的结构参数如下图 2 - 1 2 所示： 图 2 - 1 2 轴肩挡圈的结构参数 其中， D = 9 5 ，d = 8 0 ，H = 6 2 . 1 0 . 2 挡圈 两推力球之间用的挡圈为非标准件，径向尺寸依主轴套筒尺寸而定，轴向尺寸可初 取为 6 m m 。 2 . 1 0 . 3 圆螺母 锁紧靠主轴后支承一边的推力球轴承以及锁紧两推力球轴承内的套筒，分别采用两 个圆螺母，为了增加可靠性，再加一止动螺钉。圆螺母具体的参数可查机械设计课程 设计手册第 6 0 页表 5 - 6 ，结构如下图 2 - 1 3 所示： 图 2 - 1 3 圆螺母（G B 8 1 2 - 8 8 ） h t dk D d1 m C 4 5 03 0 1 2 0 C1 2.10 主轴组件中相关部件 24 其中，锁紧靠主轴后支承一边的推力球轴承用的圆螺母， D p = M 8 0 2 ，d K= 1 1 5 ，d1= 1 0 3 ，m = 1 5 ，hmax= 1 0 . 3 6 ，hmin= 1 0 ，tmax= 4 . 7 5 ，tmin= 4 ， C = 1 . 5 ，C 1= 1 锁紧两推力球轴承内的套筒用的圆螺母， D p = M 7 2 2 ，d K= 1 0 5 ，d1= 9 3 ，m = 1 5 ，hmax= 1 0 . 3 6 ，hmin= 1 0 ，tmax= 4 . 7 5 ，tmin= 4 ， C = 1 . 5 ，C 1= 1 2 . 1 0 . 4 套筒 两推力球轴承之间用的套筒，根据以上计算，可知，轴向尺寸取为 9 2 ，径向厚度取 为 2 . 5 m m ，一端加工出长为 2 6的外螺纹 M 8 0 1 . 5 ，一端用一紧定螺钉锁紧在主轴上， 套筒结构如图 2 - 1 4 所示；紧定螺钉的结构参数可查机械设计课程设计手册第 4 3 页 表 3 - 1 7 ，如图 2 - 1 5 所示；主轴上的小孔的结构参数可查机械设计课程设计手册第 6 1 页表 5 - 8 ，如图 2 - 1 6 所示： 其中，紧定螺钉的参数有： M 8 1 . 2 5 ，l = 1 0 ，d p= 5 . 5 ，n = 1 . 2 , t = 2 图 2 - 1 4 两推力球轴承内用套筒结构参数 轴上固定螺钉用的孔的参数有： d 1= 6 ，c1= 5 ，h15 四川理工学院毕业设计 25 图 2 - 1 5 开槽平端紧定螺钉 图 2 - 1 6 轴上固定螺钉用的孔 2 . 1 0 . 5 前、后支承的轴承盖 为了保证轴承的正常运转，防止外界杂物进入影响轴承的使用寿命，前、后轴承应 安装上轴承盖，并将其固定在套筒上，与主轴配合处采用间隙配合，初步设计如下图 2 - 1 7 、2 - 1 8 所示： 图 2 - 1 7 前支承用轴承盖 其中， 2.10 主轴组件中相关部件 26 d = 1 2 4 ，D = 1 5 3 图 2 - 1 8 后支承用轴承盖 其中， d = 6 4 ，D = 1 5 3 ，a = 5 ，b = 5 5 2 . 1 0 . 6 主轴用套筒及其锁紧部分 根据前面的计算和设计，可以直接得到主轴用套筒的结构及参数如图 2 - 1 9 所示： 套筒的锁紧部分采用弹性套，当调节螺栓时，弹性套就会随之变形，从而锁紧或松 开套筒。主轴需要轴向移动（调节）时，便松开螺栓，弹性套也随之松开套筒，调节完 主轴轴向位置后，应拧紧螺栓以锁紧主轴。 同时， 弹性套和螺栓固定在主轴组件的箱体上， 弹性套的结构及其参数如下图 2 - 2 0 所示： 锁紧螺栓的结构及其参数可查简明机械设计手册第 1 0 2 页表 6 - 9 ，取 M 2 4 螺栓， 图 2 - 1 9 主轴用套筒的结构及参数 结构如下图 2 - 2 1 所示，参数有： 四川理工学院毕业设计 27 l = 1 0 0 ，b = 5 4 ，c = 0 . 2 ，d a= 2 6 . 4 ，dmaxs = 2 4 ，dmin w = 3 3 . 6 ，e min= 4 0 ，fmax= 4 ，k = 1 5 ， k min= 1 0 . 3 ，r = 0 . 8 ，s = 3 6 ，lmins = 3 1 ，lmax g = 4 6 图 2 - 2 0 弹性套结构及参数 2 . 1 0 . 7 主轴尾部的内花键 组合铣床的主轴组件和传动装置采用花键连接，查金属切削机床设计简明手册 第 4 6 8 页表 8 - 6 ，花键采用外径定心方式，其特点是：定心精度高，加工方便，外花键 的外径可在普通机床上加工至所需的精度。内花键的硬度不高时，可由拉刀保证其外径 精度。结构如图 2 - 2 2 所示，参数可查金属切削机床设计简明手册第 4 6 8 页表 8 - 7 ， 有： d = 4 2 ，N = 8 ，D = 4 6 ，B = 8 图 2 - 2 1 锁紧螺栓的结构及参数 2.11 主轴组件轴向调节机构 28 图 2 - 2 2 主轴尾部的内花键结构及参数 2 . 1 1 主轴组件轴向调节机构 主轴组件的轴向调节机构采用一对圆锥齿轮并经丝杠螺母手动调节。它具有传动比 小，传动精度高，运动平稳，能自锁等特点。丝杠主要承受轴向力，故采用两推力球轴 承作为丝杠的支承，螺母支承的轴和主轴套筒上的孔相配合，实现主轴的轴向调节。该 丝杠螺母支承简图如图 2 - 2 3 所示： 2 . 1 1 . 1 丝杠螺纹 丝杠采用梯形螺纹，其牙根强度高，螺纹副对中性好，加工时可以铣和磨，工艺简 单。查金属切削机床设计简明手册第 4 1 3 页，取螺纹直径为 3 6 ，其余参数有： 图 2 - 2 3 丝杠螺母支承简图 P = 6 ，d = 3 6 ，d 2= 3 3 ，d3= 2 9 ，l = 7 0 2 . 1 1 . 2 丝杠轴承的选择 丝杠的调节精度直接影响主轴轴向移动精度，而丝杠的精度除靠梯形螺纹自身保证 外，还靠支承的精度保持，故需考虑支承精度。该丝杠采用两相同推力球轴承承受轴向 力，其精度应选用常用的 D 级精度轴承，查金属切削机床设计简明手册第 3 6 5 页， 四川理工学院毕业设计 29 选用推力球轴承的型号为 8 2 0 9 ，其结构如下图 2 - 2 4 所示，相关参数有： d = 4 5 ，d 1= 4 5 . 2 ，D = 7 3 ，H = 2 0 ，D1= 5 5 ，D2= 6 3 图 2 - 2 4 推力球轴承（G B 3 0 1 - 8 4 ）结构参数及安装尺寸 2 . 1 1 . 3 丝杠螺母 将丝杠的螺母制成一端具有螺纹孔的短轴，其内螺纹为 M 3 6 6的梯形螺纹，与丝 杠配合，轴径取为 2 0 ，从螺母中心到轴端距离取为 7 5 ，轴端与套筒采用过盈配合，以 保证轴向位置的调节精度。 2 . 1 1 . 4 丝杠中段螺纹 丝杠中段制成三角螺纹，直径为 M 4 2 ，螺距 P = 1 . 5 ，与之相配合的轴承挡圈仍为 M 4 2 1 . 5 ，d 1= 4 0 . 9 1 7 ，d2= 4 1 . 3 5 ，l = 1 0 ，D = 5 5 。 2 . 1 1 . 5 丝杠上的内隔套 丝杠大端直径为 4 5 ，所以内隔套的内径也为 4 5 ，相关结构及参数可查金属切削 机床设计简明手册第 3 8 5 页，结构如下图 2 - 2 5 所示，参数有： d = 4 5 ，D = 5 5 ，l = 2 0 图 2 - 2 5 内隔套的结构及其参数 2.12 箱体设计 30 2 . 1 1 . 6 丝杠上调节用锥齿轮 调节主轴轴向位置的手柄与丝杠垂直， 故采用交角为 9 0 （正交） 的直齿圆锥齿轮。 为了保证轴向调节的可靠，取该啮合的两锥齿轮传动比为 i = 1 ，既不用减速，也不用增 速。查机械设计第 2 0 7页表 1 2 . 5中，可知其精度等级范围取 8 1 0级即可。为了 更好地保证轴向调节精度，故取 8 级精度最佳。 查机械设计通用手册第 1 0 3 2 页图 1 9 - 5 ，初取齿数 Z = 1 8 ，分度圆直径 d = 6 0 ，则 有： m = z d = 18 60 3 . 3 3 再查机械设计第 2 0 6 页表 1 2 . 3 ，取其相近值 3 . 2 5 ，即 m = 3 . 2 5 ，有： d = m z = 3 . 2 5 1 8 = 5 8 . 5 根据以上数据，查机械设计通用手册第 1 0 3 0 页表 1 9 - 2 ，可计算出： 分度圆直径 d d 1= d2= 5 8 . 5 齿数 z z 1= z2= 1 8 大端模数 m m = d 1/ z = d2/ z = 3 . 2 5 节锥角 1= a r c t g z1/ z2= 4 5 ，2= 9 0 - 1= 4 5 锥距 R R = d 1/ 2 s i n 1= d2/ 2 s i n 2= 4 1 . 3 7 齿宽 b b 1= b2R R 0 . 3 3 4 1 . 3 7 1 3 . 6 5 ( R 0 . 3 3 ，齿宽系数) 变位系数 x x 1= - x2= 0 . 4 6 1 - ( z1/ z2) 2 = 0 齿顶高 h a ha1= m ( 1 + x1) = 3 . 2 5 ，ha2= m ( 1 - x2) = 3 . 2 5 齿根高 h f h f1= m ( 1 . 2 - x1) = 3 . 9 ，hf2= m ( 1 . 2 + x2) = 3 . 9 齿顶间隙 c c = 0 . 2 m = 0 . 6 5 齿根角 f f 1= a r c t g hf1/ R 5 . 4 ，f 2= a r c t g ha2/ R 5 . 4 齿顶角 a a 1= a r c t g ha1/ R 4 . 4 9 ，a 2= a r c t g ha2/ R 4 . 4 9 齿顶圆锥角 a a1= 1+a 1= 4 5 + 4 . 4 9 = 4 9 . 4 9 ，a2= 2+a 2= 4 9 . 4 9 齿根圆锥角 f f1= 1-f 1= 3 9 . 6 ，f2= 2-f 2= 3 9 . 6 齿顶圆直径 d a da1= d1+ 2 ha1c o s 1= 6 3 . 1 0 ，da2= d2+ 2 ha2c o s 2= 6 3 . 1 0 节锥顶点到轮冠距离 A k A k1= d2 / 2 - h a1s i n1= 2 6 . 9 5 ，Ak2 = d 1/ 2 - h a2s i n 2= 2 6 . 9 5 2 . 1 2 箱体设计 根据机床总体设计方案图可知， 箱体的大致结构为长方体。 但是， 为了满足体积小、 四川理工学院毕业设计 31 重量轻、结构简单、使用方便、效率高及质量好的要求，需对箱体做进一步的分析和设 计： 第一，箱体的顶部，为了安装、调试和维修轴向调节机构方便，需设置一箱体盖， 用四颗螺钉联接在箱体上。示意图如图 2 - 2 6所示；为了安装轴向移动机构，箱盖下面 需留出 图 2 - 2 6 箱体盖 一定量的空间，其中包括留出轴向 7 0 m m的空间供轴向移动机构轴向调节，这就减小了 箱体的刚度和强度。为此，此处箱体的最小径向尺寸不得小于 1 5 m m 。 第二，主轴尾端，采用花键传递动力，故此处箱体还应与变速箱相