毕业设计（论文）-T6112卧式镗床系统的设计（含全套CAD图纸）.doc

完整完整 CAD 图纸，联系图纸，联系 153893706 本科学生毕业设计 T6112 卧式镗床设计 系部名称： 机电工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 机械 08-1 学生姓名： 指导教师： 职 称： 副教授 The Graduation Design for Bachelors Degree Design of T6112 Horizontal Boring Machine Candidate： Zhou hongwei Specialty： Mechanical Design and Manufacture Spindle Box; Spindle gearshift; Motor; Worktable 黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要.I Abstract.II 第 1 章 绪论.1 1.1 选题的背景及意义 .1 1.2 国内外发展和现状 .1 1.3 研究设想 .3 1.4 总体设计方案 .3 1.5 预期结果 .3 第 2 章 卧式镗床总体设计方案.4 2.1 卧式镗床的工作原理 .4 2.2 卧式镗床的总体布局 .4 2.3 主要技术参数 .5 2.4 卧式镗床 .6 2.4.1 组成部件及运动 .6 2.4.2 主轴部件机构 .6 2.4.3 夹具 .7 2.5 本章小结 .8 第 3 章 卧式镗床传动系统设计.9 3.1 主传动系统的运动设计 .9 3.1.1 电机的选择 .9 3.1.2 合理分配传动比一般应注意以下几点：.10 3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数 .11 3.2 轴的设计及其校核 .12 3.2.1 镗轴的设计 .12 3.2.2 与主电机连接的轴的设计与校核 .13 3.2.3 三联齿轮（）上的轴的校核 .16 3.2.4 蜗轮和蜗杆的计算与校核 .19 3.3 齿轮的设计 .21 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.3.1 齿轮的设计计算方法与材料选择原则 .21 3.3.2 齿轮的失效形式 .22 3.3.3 齿轮的结构设计及参数的确定 .23 3.4 主轴轴承的设计与校核 .27 3.5 键的设计与校核 .29 3.7 本章小结 .33 结论.34 参考文献.35 致谢.36 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 选题的背景及意义 根据所学专业的需要，为了使所学知识得以运用，选择卧式镗床为我的毕业 设计题目。 镗床类机床的主要工作是用镗刀进行镗孔，所以叫镗床。镗床主要分为卧式 镗床、坐标镗床、金刚镗床等。 因为卧式镗床除镗孔外，还可钻孔，扩孔，铰孔。尤其适合大型，复杂的箱 体类零件的孔加工。一般情况下，零件可以在一次安装中完成大部分甚至全部的 加工工序，所以卧式镗床特别适合于加工形状、位置要求严格的孔系和加工尺寸 较大、形状复杂且具有孔系的箱体、机架床身等零件。因此，卧式镗床也是我国 重点开发设计的主要机床产品之一。T6112 卧式镗床就是在这种背景下应运而生 的。由于 T6112 卧式镗床在性能与结构上的诸多优点，它的应用领域越来越宽广， 已形成了比较成熟的设计制造技术。 卧式镗床主要由工作台，主轴箱，前立柱，后立柱，下滑座，上滑座和床身等 部件组成。主要可以完成下列工作运动： 1、 镗杆的旋转运动； 2、 平旋盘的旋转主运动； 3、 镗杆的轴向进给运动 4、 主轴箱垂直进给运动 5、 工作台纵向进给运动 6、 工作台横向进给运动 7、 平旋盘径向刀架进给运动 8、 辅助运动：主轴箱，工作台，在进给方向上的快速调位运动；后 立柱纵向调位运动，后支架垂直调位运动。 通过运用自己所学知识及大量的实际考察和查阅资料，对卧式镗床的传动系统、 主轴箱、平旋盘及主轴变速机构进行设计。最终实现卧式镗床的各种加工。 1.2 国内外发展和现状 1、国外镗床行业发展的现状 镗削加工是一种比较传统的加工方法。目前，在 21 世纪初期，美、德、日等 各国镗床的发展历史，大致可分为以下三个阶段： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 (1)二十世纪初期，即镗床的诞生阶段。 (2)到二次大战前，这是镗床行业从诞生到形成较完整体系的阶段。 (3)从二次大战到现在，是镗床的质量、性能、水平大发展的阶段。 目前，随着电子技术、计算机、自动化、控制测量技术和材料工业的发展，国 外镗床的控制技术、镗削工艺、结构设计及外围设备均有了新的发展，达到了与 70 年代明显不同的新高度。其主要发展现状和趋势归纳如下： (1)镗床数控技术得到迅速发展。 (2)卧式镗床设计结构和工艺的发展。 (3)向柔性化、无人化、超精密化的开拓性研究。 国外数控镗床及卧式加工中心产品大多以普通卧镗为基型，发展成不同水平的 产品。如在普通卧镗上配上不同水平的数控系统后成为不同的数控卧镗。在数控卧 镗的基础上，再加上刀库和机械手，成为自动换刀型的产品。最终都将会演变成不 同布局和不同精度水平的卧式加工中心产品。 在国外已普及用 CAD 对机床的基础大件如床身、立柱、滑座等进行优化设计。 这样不仅可以大量节约原材料，同时还可缩短设计周期，提高机床的动态特性。更 为突出的是，在机床设计中普遍采用模块化设计方法，可较快地开发新品种，满足 不同用户的需求。 当新技术、新结构、新材料在机床上大量应用时，使机床技术水平有明显的提 高，促使加工零件高精度化，高效化和高速化。 2、我国镗床行业发展的现状 经过将近半个世纪的发展，我国镗床行业已经发展成一个具有相当规模、门类 齐全、有一定技术水平以及生产能力的金属切削机床行业。 目前，国内最大的 TK6925 数控落地铣镗床在齐齐哈尔第二机床公司设计制造 完成。这次最大的铣镗床是为武汉船用机械厂生产的。是目前同类产品中规格最大， 技术含量最高，具有自主知识产权且结构新颖的重型机床，具有十二轴控制，任意 四轴联动功能。以落地铣镗床为主体的高技术含量机电一体化重型金切机床装备， 已成为齐二机床公司参与市场竞争，实现企业快速发展的支柱性主导优势产品，市 场占有率已达 85%以上，引领国内数控落地铣镗床快速发展。 由交大昆机科技股份有限公司开发出的 TK6111 数控铣镗床，填补了我国在台 式数控卧式铣镗床上的空白，各项技术性能指标达到国内镗轴直径 110mm 规格的 台式数控卧式铣镗床的领先水平，进一步缩短了与国外同类产品的差距。 我国机床工业已经取得了巨大的成就，但与世界先进水平相比，还有较大的差 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 距，因而我们必须奋发图强、努力工作，学习和引进国外的先进科学技术，以便早 日赶上世界先进水平。 1.3 研究设想 本文仔细分析了卧式镗床的组成结构及传动系统图，主要针对主轴箱进行了 全面细致的研究设计，针对主轴，平旋盘进行了改进，使卧式镗床的应用更为广泛， 功能更多，加工的零件精度更高。 1.4 总体设计方案 本机床主运动采用二个三联滑移齿轮和一个双联滑移齿轮实现变速，电机运动 传至空心主轴，由齿轮副传动主轴得到 18 级低档转速，当其中一个齿轮 Z23 左移 时，又由另一组齿轮副传动主轴得到 6 级高档转速，因此共有 24 级转速，若 Z23 处于空挡位置，将轴 XV 上的滑移齿轮 Z27 和平旋盘主轴上 Z26 齿轮啮合，运动 被传到平旋盘上，使平旋盘获得 18 级转速。 1.5 预期设想 能够顺利完成设计，实现对卧式镗床主轴和变速机构的创新与改进。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章 卧式镗床总体设计方案 2.1 卧式镗床的工作原理 卧式镗床主要由工作台，主轴箱，前立柱，后立柱，下滑座，上滑座和床身 等部件组成。主轴箱可沿前立柱的导轨上下移动。在主轴箱中，装有主轴部件、主 运动和进给运动变速机构以及操纵机构。根据加工情况不同，刀具可以装在镗杆上 或平旋盘上。加工时，镗杆旋转完成主运动，并可沿轴向移动完成进给运动；平旋 盘只能做旋转主运动。装在后立柱上的后支架用于支撑悬伸长度较大的镗杆的悬伸 端，以增加刚性。后支架可沿后立柱上的导轨与主轴箱同步升降，以保持镗杆不同 长度的需要。工件安装在工作台上，可与工作台一起随下滑座或上滑座作纵向或横 向移动。工作台还可绕上滑座的圆导轨在水平平面内转位，以便加工互相成一定角 度的平面或孔。当刀具装在平旋盘的径向刀架上时，径向刀架可带着刀具作径向进 给，以车削端面。综上所述，卧镗具有下列工作运动： 1. 镗杆的旋转运动。 2. 平旋盘的旋转主运动 3. 镗杆的轴向进给运动 4. 主轴箱垂直进给运动 5. 工作台纵向进给运动 6. 工作台横向进给运动 7. 平旋盘径向刀架进给运动 8. 辅助运动：主轴箱，工作台，在进给方向上的快速调位运动；后立柱 纵向调位运动，后支架垂直调位运动。 2.2 卧式镗床的总体布局 1、本镗床按照以下要求进行总体布局: （1）保证工艺方法所要求的工件和刀具的相对位置和相对运动； （2）保证机床具有与所要求的加工精度相适应的刚度和抗震性； （3）便于观察加工过程；便于操作、调整和修理机床；便于输送、装卸工件 和排除切削，并保证工件安全； （4）经济性好，如节省材料，减少占地面积。 2、 T6112 卧式镗床的传动形式 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 本镗床采用机械传动。机械传动的优点是：实现回转运动的结构简单；机械 故障一般容易发现。另外，机械传动的传动比较为准确，实现定比传动较方便。 2.3 主要技术参数 机床的主要技术参数包括主参数和基本参数。基本参数包括尺寸参数、运动 参数、动力参数。主参数，或称主要规格，表示机床的加工范围。机床的尺寸参数 是指机床的主要结构尺寸。 主要技术参数如下： 主轴直径 125mm 主轴最大许用扭转力矩 3432 N.m 主轴承受最大轴向进给抗力 29420 N 平旋盘最大许用扭转力矩 4987 N. m 主轴内锥孔 公制 80 主轴最大行程 1000 mm 平旋盘径向刀架最大行程 300 mm 主轴中心线距工作台距离 01400mm 主轴转速范围 （24 级） 4800r/min 平旋盘转速范围（18 级） 2.5125r/min 主轴每转时进给量范围 4200mm/min 平旋盘每转时进给量范围 0.06310mm/min 工作台尺寸 1400 1600mm 工作台最大行程 纵向 1600mm 横向 1400mm 工作台机动回转速度 1r/min 工作承受最大重量 5000kg 工作台快速移动速度 2m/min 机床重量 约 23 吨 机床外形尺寸 722533503355mm 主电机： 功率 13 kW 转速 970 r/min 快速移动电机： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 功率 4kW 转速 960r/min 后立柱快速电机 功率 1.1kW 转速 960r/min 油泵电机: 功率 0.8kW 转速 1380r/min 光学测量读数精度 0.01mm 机床总量 5000kg 机床外型尺寸（长 宽 高） 222523002580 2.4 卧式镗床 2.4.1 组成部件及运动 卧式镗床的外形由下滑座、上滑座、和工作台组成的工作台部件装在床身导 轨上。上滑座可沿下滑座的导轨作横向移动，下滑座又可沿床身导轨作纵向移动， 从而组成水平面内 X,Y 两个坐标方向的进给和定位移动系统。工作台还可在上滑座 的环形导轨上绕垂直轴线转位，使工件能在水平面内调整至一定角度，以便在一次 安装中对相互平行或成一定角度的孔或平面进行加工。主轴轴线为水平方向布置， 主轴箱可沿前立柱上的导轨在垂直方向上下移动，以实现垂直进给运动或使主轴轴 线处在 Z 坐标方向上的不同位置。为了保证孔与孔以及孔与基准面的距离精度，机 床上具有坐标测量装置，以实现主轴箱和工作台的准确定位。 主轴箱内装有主运动和进给运动的变速传动机构及操纵机构等。根据加工情 况不同，刀具可以装在镗轴前端的锥孔中，或装在平旋盘的径向刀具溜板上。加工 时，镗轴旋转完成主运动，并可沿其轴线移动作轴向进给运动；平旋盘只能作旋转 主运动，装在平旋盘导轨上的径向刀具溜板，除了随平旋盘一起旋转外，还可沿导 轨移动作径向进给运动。装在后立柱垂直导轨上可上下移动的后支架，用以支承长 刀杆（镗杆）的悬伸端，以增加其刚性。后立柱可沿床身导轨调整纵向位置，以适 应支承不同长度的刀杆。 2.4.2 主轴部件机构 卧式镗床主轴部件的结构形式较多。本床为三层主轴带固定式平旋盘的主轴部 件，它由层层套装的镗轴、空心主轴和平旋盘主轴组成。镗轴和平旋盘主轴用来安 装刀具并带动其旋转，两者可单独转动。空心主轴用作镗轴的支撑和导向，并传动 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 其旋转。平旋盘主轴由装在主轴箱体左壁和中间壁孔内的两个精密圆锥滚子轴承支 承，轴承间隙可用螺母调整。空心主轴同样用两个圆锥滚子轴承支承，其前轴承装 在平旋盘主轴前端的孔中，后轴承装在主轴箱体右壁的孔中，轴承间隙用螺母调整。 在空心主轴的内孔中，装有三个淬硬的精密衬套，用以支承镗轴。镗轴用 38crMoAlA 钢经氮化处理制成。具有很高的表面硬度（10001200HV） ，它和衬套 的配合间隙很小（约 0.01mm 左右） ，而前后衬套间的距离较大，因而可长期地保 持较高的导向精度，并使主轴部件有较高的刚度。 镗轴的前端有精密的莫氏锥孔，供安装刀具和刀杆用。它由齿轮经空心主轴 和两个导键传动旋转。导键固定在空心主轴上，其突出部分嵌在镗轴的两条长键槽 内，使镗轴既能由空心主轴带动旋转，又可在衬套中沿轴向移动。镗轴的后端通过 推力球轴承和圆锥滚子轴承与支承座连接。支承座装在后尾筒的水平导轨上，可由 丝杠经螺母传动移动，带动镗轴作轴向进给运动。镗轴不做进给时，利用支承座中 的推力球轴承和圆锥滚子轴承使镗轴实现轴向定位。其中圆锥滚子轴承还可以作为 镗轴的附加径向支承，以免镗轴后部的悬伸端下垂。 平旋盘主轴的前端，用螺钉和定位销固定地安装着平旋盘，它由齿轮传动旋转。 平旋盘的端面上铣有四条径向 T 型槽，供紧固刀架或刀盘之用；在它的燕尾导轨 上，装有径向刀具溜板。刀具溜板的左侧面上铣有两条供紧固刀架用 T 型槽，有 侧面的矩形槽中固定着齿条，由与其啮合的齿轮传动，使刀具溜板作径向进给运动。 燕尾导轨的间隙可用镶条进行调整。当加工过程中刀具溜板不需作径向进给时， 可拧紧螺塞，通过小丁将其锁紧在平旋盘上。 平旋盘上装有刀具溜板的进给机构。运动由齿轮 2 传入，然后经齿轮 18、蜗 杆、蜗轮、齿轮 25、和齿条传动刀具溜板移动。上述这些齿轮、蜗杆、蜗轮等， 在工作过程中一面随平旋盘一起绕它的轴线旋转-公转运动；一面绕其自身的轴线 旋转-自传运动。齿轮 2 空套在平旋盘的轮毂上，由伸出在主轴箱体外面的齿轮 17 传动旋转。当齿轮 2 的转速、转向与平旋盘相同时，由于齿轮 18 与 2 之间无相 对运动，齿轮 18、蜗杆 19 和蜗轮 26 等不能产生自传运动，因而刀具溜板不作进 给运动。当齿轮 2 的转速与平旋盘不相等时，则齿轮 18 将沿着齿轮 2 滚动，产生 自传运动。于是蜗杆 19、蜗轮 26、和齿轮 25 等也都被带动作自传运动，从而传动 刀具溜板进给。 2.4.3 夹具 在机床上加工工件，要求将工件迅速准确的安装在机床上并保证工件与刀具之 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 间有一个准确可靠的加工位置，这就需要用一种工艺装置来实现，这种用来使工件 定位和夹紧的工艺装备，简称夹具。 夹紧装置是使工件在外力作用下仍能保持其正确位置的装置。机床夹具采用机 械、液动、气动夹紧装置等。 为了使工件在加工过程中不产生位移和振动，必须将工件紧固的夹住，并具有 足够的夹压刚度。夹压点的布置应使夹压合力落在定位平面之内，接近定位平面的 中心。主切削力方向与夹紧方向一致，卡具的作用： （1） 保证加工精度。 （2） 扩大机床使用范围。 （3） 减少辅助时间，提高生产效率。 （4） 减轻操作者劳动强度，有利于安全生产。 2.5 本章小结 本章就卧式镗床做了大致的概括性的介绍，并介绍了重要的机构的传动原理。 列出了本机床的各个主要部分的参数并说明了卡具的一些问题。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 第 3 章 卧式镗床传动系统设计 卧式镗床的主运动有：镗轴和平旋盘的旋转运动；进给运动有：镗轴的轴向运 动，平旋盘刀具溜板的径向进给运动，主轴箱的垂直进给运动，工作台的纵向和横 向进给运动;辅助运动有：工作台的转位，后立柱纵向调位，后支架的垂直方向调 位，以及主轴箱沿垂直方向和工作台沿纵向、横向的快速调位运动。 3.1 主传动系统的运动设计 设计主传动系统时，一般应满足下列要求： 1) 机床的主轴需有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动 的机床，则为直线速度的变速范围和变速级数） ，以便满足实际使用的要 求。 2) 主电动机和全部机构需能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动功率。 3) 执行件（如主轴组件）需有足够的强度、刚度，具有较大的抗热衰减性能 及较大的摩擦系数和耐磨寿命。 4) 操作要轻便灵活、迅速、安全可靠，并便于调整和维修。 5) 结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。 3.1.1 电机的选择 根据动力源的不同，常用原动机可以分为四大类，即电动机，工业发展各有 不同，工业发展各有区别，但共同的是，都在大力加强科研。目前世界镗床的科研 针对三大方向、6 大课题。三大方向是：（1）发展高精度、高效率镗床；（2）保 护环境，发展省能、绿色的环保镗床；（3）为发展高精度机器、装置，加速研究 超精密加工技术，发展纳米镗床。结合当前现代化 NC 机床技术发展需求，其共同 的科研 6 大课题为：（1）先进高速主轴；（2）直线电机驱动；（3）复合加工技 术、进一步提高效率；（4）适应各种环境的保护，发展绿色镗床；（5）超精密加 工技术；（6）发展各种新型并联机构镗床。 下一代新机床的发展动向将是：（1）在上述三个方向、六大课题完善的基础 上，进一步开发出各色新工艺、新结构的机床；（2）今后 IT 与机床结合的智能化， 网络化将成为主流；（3）不断向纳米技术进军；（4）在单机技术基础上，进而向 制造系统推进。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 内燃机，液压马达和气压马达等，在选择原动机的类型时，主要应该从以下 三个方面进行考虑： （1）执行构件的载荷特性，运动特性，机械的结构布局，工作环境，环保要 求等； （2）原动机的机械特性，适应的工作环境，输出参数可控性，能源供应情等； （3）机械的经济性，效率，重量，尺寸等。 由于电力供应的普遍性，且电动机具有结构简单，价格便宜，效率高，控制使 用方便等优点，目前，大部分固定机械均优先选用电动机作为原动机。 电动机是一种标准系列产品，使用时只需合理选择其类型和参数即可。电动机 的类型有交流电动机，直流电动机，步进电动机和伺服电动机等。直流电动机和伺 服电动机造价高，多用于一些有特殊需求的场合；步进电动机常用于数控设备中。 由于交流异步电动机结构简单，成本低，工作稳定可靠，容易维护，且交流电源易 于获得，故是机械设备最常用的 原动机。 电动机容量用额定功率表示，对于标准电动机，要求其额定功率等于或大于工 作机所需的电动机功率。根据此原则选择电动机的容量。 同步转速低的电动机，磁极数多，其外廓尺寸及重量大，价格高；而同步转速 高的电动机，磁极数少，尺寸和重量小，价格低。因此，确定电动机转速时，应该 从电动机和传动装置的总费用，机械传动系统的复杂程度及其机械效率等综合考虑。 当执行构件的转速较高时，选用高速电动机能缩短运动链，简化传动环节，提高传 动效率。但如果执行构件的速度低，则选用高速电动机时会使减速装置增大，机械 传动部分的成本会大幅度增加，且机器的机械效率也会降低很多。因此，电动机的 转速的选择，必须从整机的设计要求出发。 根据选定的电动机类型，结构，功率和转速，从标准中查出电动机型号后，应 该将其型号，额定功率，满载转速，电动机中心高，轴身尺寸，键槽尺寸记录下备 用。 根据以上叙述原则和条件，对整个设计的动力部件进行设计。 该机床是一般的金属切削机床，无特殊的性能要求，采用 Y 系列封闭自扇冷 式鼠笼型三相异步电机具有高效低能耗起动转矩大、噪音低、振动小、运行安全可 靠的特点。工作条件：环境温度不超过+40C;相对湿度不超过 95%；海拔不超过 1000m；额定电压 380V，频率 50Hz。根据卧式镗床加工的技术要求，选定 13kW 主电机：P=13kW ，转速 n=970r/min。 00 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 3.1.2 合理分配传动比 合理分配传动比一般应注意以下几点： （1）各级传动机构的传动比应尽量在推荐范围内选取。 （2）应使传动装置结构尺寸较小、重量较轻。 （3）应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。 （4）各传动副的传动比应尽可能不超过极限传动比,。 max i min i （5）各中间传动轴应有适当转速。 （6）为了便于设计使用，传动比最好取标准公比的整数次幂。 3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数 设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作 机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 传动装置从电动机到工作机有六轴，依次为、轴， 已知：功率 P=13kW ，转速 n=970r/min。 00 1.各轴转速 = =413.4r/min 2 n 1 0 i n 61 26 970 = =129.2 r/min 3 n 2 2 i n 20 64 4 . 413 =50.7 r/min 4 n 3 3 i n 20 51 2 . 129 =92.3 r/min 5 n 4 4 i n 51 38 7 . 50 =27.9 r/min 6 n 5 5 i n 23 76 3 . 92 2.各轴功率 =130.97=12.61 kW 1 p 01 d p =12.61=11.63KW 2 p 121 p 4 )98 . 0 ( =11.63=10.51KW 3 p 232 p 5 )98 . 0 ( =10.51=9.50KW 4 p 343 p 5 )98 . 0 ( 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 =9.50=8.94KW 5 p 454 p 3 )98 . 0 ( =8.940.97=7.68KW 6 p 565 p 6 )98 . 0 ( 3.各轴转矩 =9550=9550=128N.m d T m d n P 970 13 =12810.97=124.16 1 T 010 iTdmN. mNiTT.68.268)94 . 0 ( 26 61 16.124 4 12112 mNiTT.15.777)98 . 0 ( 20 64 68.268 5 23223 mNiTT.29.1791)98 . 0 (55 . 2 15.777 5 34334 mNiTT.77.1255941 . 0 745 . 0 29.1791 45445 mNiTT.84.3560)98 . 0 (97 . 0 3 . 377.1255 6 56556 3.2 轴的设计及其校核 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 拟定轴上零件的装配方案。 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。 所谓装配方案，就是预定出轴上各零件的装配方向，顺序和相互关系。 轴上零件的定位： 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动 或空转的要求者外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。 零件的轴向定位： 轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈和圆螺母等来保证的。轴肩分 为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴肩就 必然会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。因此，轴肩位 多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度 h 一般取为 h=（0.070.1）d, d 为与 零件相配处的轴的直径，单位为 mm。流动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈 端面的高度，以便拆卸轴承。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高度 一般取为 12mm。 3.2.1 镗轴的设计 1、 轴的计算准则 轴的计算准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还应校核轴的振动稳定性。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 轴的扭转强度条件为： （3.1） 2 . 0 9550000 3 d n P W T 式中： 扭转切应力单位为 MPa； r T轴所受的扭矩，单位为 Nmm； 轴的抗扭截面系数，单位为 mm3； TW n轴的转速，单位为 r/min； P轴传递的功率，单位为 kW； d计算截面处轴的直径，单位为 mm； 许用扭转切应力，单位为 MPa。 T 由上式可得轴的直径 d （3.2） 3 33 3 9550009550000 0.20.2 TT PPP A nnn 式中，A= , ，, 即空心轴的内径 d1与外径 d 之 3 9550000 0.2 T 3 4 1 P dA n 1d d 比，通常取=0.50.6。 （1）选择轴的材料，确定许用应力 镗轴用 38crMoAlA 钢经氮化处理制成。具有很高的表面硬度 （10001200HV） ，HBS=229，b=1000MPa，s=850 MPa,-1=495 MPa,- 1=285 MPa. （2）初步估算轴的最小直径 由文献1查得，取 A=98106 由公式（3.2） 3 3 4 1 P dA n 代入数据：n=27.9r/min，P=7.68kw，得 d68.95mm 考虑轴上同一截面有两个键槽需将轴颈加大 7%，d=d（1+7）=73.8 mm， 因机床主轴部件由主轴和轴套等组成。轴套采用三支撑，前支承由轴承产品目录中 初步选取双列向心短圆柱滚子轴承，相应的轴套直径为 d =190，中间和后支承为 单列圆锥滚子轴承 32032，相应的轴套直径为 d =160，又考虑主轴上开有两个长键 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 槽，用一对键将轴套和主轴相连接，故主轴轴颈 d =125mm。 3.2.2 与主电机连接的轴的设计与校核 1、与主电机连接的轴的设计 540 A A B B C 0.8 0.006 0.03 C-D 1 45 3 1.1 0.8 1 45 1 45 1 45 3 1.1 D ? 55 20 ? 50 图 3.1 与主电机连接的轴 1）选择轴的材料，确定许用应力 因传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处 理。由文献查得强度极限，许用弯曲应力=60。MPa B 637 b1 MPa 2） 初步估算轴的最小直径 由文献1查得，取 A=107118 由公式（3.2） 3 3 4 1 P dA n 代入数据：n=970r/min，P=12.61kw，得 d27.8mm （1）初步选择滚动轴承 因左端轴端的轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品 目录中初步选取（1）0 尺寸系列，标准精度的深沟球轴承 6010。其尺寸 为 d=508016.(mm)，故=50mm；DB 1 d （2）根据已选定的齿轮内花键=62mm，d =56mm，可确定花键轴=62mm D 2 D ， =55mm，精度等级为 h6。 2 d 所以与主电机连接的轴的直径取为 d=55mm。 2、与主电机连接的轴的校核 轴的载荷分析见图 3.1。 按弯扭合成强度条件计算 1）作轴的计算简图 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 通常将轴当作置于铰链上的双支点梁，其支点位置可根据轴承类型及组合方 式，确定：由传动件（如齿轮、联轴器等）传递到轴上的载荷，通常简化为作用 于零件轮缘宽度中央的集中力，轴上转矩则假定从传动件轮毂宽度的中点算起； 若各载荷构成空间力系，则将其分解到两个互相垂直的平面内。 图 3.2 轴的载荷分析 2）作轴的弯矩图 根据轴的受力简图，分别计算轴上的水平面内的弯矩 M、竖直面内的弯矩 M H 在按矢量法合成弯矩 M（Nmm） V 由齿轮所传递的转矩计算轴所受径向力： F= （3.3） t d T2 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 F=Ftan （3.4） rt 推出轴向力 F=4.5N t 55 1016.1242 3 3 10 径向力 F =tan=0.364=1638 N rd T2 55 1016.1242 3 进而求得 M=157.5Nm H M =48.3 Nm V M =164.7 Nm 3）作轴的扭矩图 扭矩 T T=124.2 Nm 4）作轴的相当弯矩图 由已求得的合成弯矩和转矩，根据第三强度理论计算相当弯矩 M，并作出 eq 相当弯矩图。 M=Nm （3.5） eq 22 )( TM 式中，考虑弯矩和转矩所产生的应力的循环特性不同而引入的修正系数。 M = =180.8 Nm eq 22 )( TM 2 2 2 . 1246 . 0 7 . 164 按强度条件校核 = （3.6） eq W Meq =10.87MPa =60MPa 3 3 551 . 0 10 8 . 180 结论：经校核该轴满足工作条件，合格。 3.2.3 三联齿轮（）上的轴的校核 1350 A A B B 50 C 0.8 1 45 3 1.1 0.8 1 45 1 45 1 45 3 1.1 D 50 ? 45 ? 50 ? 45 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 图 3.3 三联滑移齿轮所在的轴 轴受力分析图见图 3.4。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 图 3.4 轴的载荷分析 按弯扭合成强度条件计算 1、作轴的计算简图 通常将轴当作置于铰链上的双支点梁，其支点位置可根据轴承类型及组合方式， 确定；由传动件（如齿轮、联轴器等）传递到轴上的载荷，通常简化为作用于零件 轮缘宽度中央的集中力，轴上转矩则假定从传动件轮毂宽度的中点算起；若各载荷 构成空间力系，则将其分解到两个互相垂直的平面内。 2、作轴的弯矩图 根据轴的受力简图，分别计算轴上的水平面内的弯矩 M、竖直面内的弯矩 M H 在按矢量法合成弯矩 M（Nm） V M = （3.7） 22 VH MM 由齿轮所传递的转矩计算轴所受径向力： F=Ftan （3.8） rt F= （3.9） td T2 推出轴向力 F=3350N （3.10） t 160 1068 . 2 2 5 径向力 F =tan=0.364=1219.4N （3.11） rd T2 160 1068 . 2 2 5 进而求得 M =318.25 Nm H M =115.84 Nm V M =338.7 Nm （3.12） 22 VH MM 3、作轴的扭矩图 扭矩 T T =2.6710 Nm 4 4、作轴的相当弯矩图 由已求得的合成弯矩和转矩，根据第三强度理论计算相当弯矩 M，并作出 eq 相当弯矩图。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 M = Nm （3.13） eq 22 )( TM 式中的是考虑弯矩和转矩所产生的应力的循环特性不同而引入的修正系 数 M = eq 22 )( TM =2.6710 Nm （3.14） 52 1008 . 1 137854 4 按强度条件校核 =2.14 =60MPa （3.15） W Meq eq 3 4 501 . 0 1067 . 2 结论：经校核该轴满足工作条件，合格。 3.2.4 蜗轮和蜗杆的设计与校核 根据蜗杆传动的失效形式可得出其设计计算准则为： 对于闭式蜗杆传动，一般按齿面接触强度进行设计，按齿根弯曲强度进行校 核。为保证蜗杆传动散热状态良好，工作可靠，还应进行热平衡计算。 对于开式蜗杆传动，通常只需按齿根弯曲强度进行设计。 对于跨度大，刚性差的蜗杆轴，过大的弯曲变形会造成齿向载荷分布不均，因 此，还需进行蜗杆轴的刚度校核。 1、选择材料并确定许用应力 （1）查文献1中表 12.5，蜗杆选用 40Cr，表面淬火 4555HRC。 （2）查文献1中表 12.6，蜗轮选用锡青铜 ZCuSn10P1,砂模铸造， H =180MPa，=51MPa。 F 2、按蜗轮齿面接触疲劳强度设计 （1）确定蜗杆头数蜗轮齿数 1 Z 2 Z 查文献1中表 12.2 选=2,则=18 2=36 1 Z 2 Zi 1 Z （2）初估效率 由文献1中 12.3.3 推荐,初估效率=0.8 （3）蜗轮转矩 2 T =4987N.m 2 T （4）确定载荷系数K 查文献1表 12.8 取工作情况系数=1.0,由 12.5.2 推荐取载荷分布系数 A K =1.0,取动载荷系数=1.05(初估3m/s)。则 K v K 2 v 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 =1.05 （3.16）K vA KKK 05 . 1 0 . 10 . 1 （5）确定模数和蜗杆分度圆直径，蜗轮分度圆直径m 1 d 2 d mm =27199.6 mm （3.17） 2 2 2 21 2 18037 480 498700005 . 1 480 H z KTdm 33 查表 12.1 得=28672 mm ，=6.3mm，=10，=63mm 1 2d m 3 mq 1 d 则=6.3 37=233mm 2 d 2 mz （6）计算蜗杆导程角，滑动速度，蜗轮切向速度 s v 2 v = （3.182 . 0 10 2 tan 1 q z 31.11638111 ） m/s=3.3m/s 31.11cos100060 12563 cos100060 11 nd vs （3.19） m/s=0.08m/s 18100060 125233 100060100060 1222 2 i ndnd v （3.20） m/s3m/s,初选=1.05 合适08 . 0 2 v v K （7）计算总效率 根据=1.3m/s，查表 12.4 得=（锡青铜蜗轮，蜗轮齿面硬度 s v v 0315 . 1 45HRC） =0.825 5 . 131.11tan 31.11tan 96 . 0 tan tan 96 . 0 96 . 0 1 v （3.21） 总效率=0.825 与初估效率=0.8 有一定偏差，需复核， 1 2d m （8）复核 1 2d m mm 2 2 2 21 2 18037 480 8 . 0 825 . 0 498700005 . 1 480 H z KTdm 3 （3.22） =26700mm28672 mm 3 3 原设计合用。 3、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 （1）确定蜗轮螺旋角系数 S Y 当量齿数 39.3 31.11cos 50 cos 33 2 z zv （3.23） 根据39.3，按插值法，查表 12.9 得2.25 v z31.11 F Y （2）确定蜗轮螺旋角系数 Y =1-=0.92 Y 140 31.11 （3.24） （3）复核蜗轮转矩 2 T N.mm=5142844 N.mm 8 . 0 825 . 0 4987000 22 TT （3.25） （4）校核蜗轮弯曲强度 MPa=21.5 MPa 92 . 0 25 . 2 3 . 623363 514284405 . 1 64. 164 . 1 21 2 YY mdd KT FF （3.26） MPa=51 MPa （3.27） 5 . 21 F F 弯曲强度足够。 3.3 齿轮的设计