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Z3050摇臂钻床的设计【机械毕业设计WORD+CAD图纸】【优秀全套设计】

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关键词：: z3050 摇臂钻床设计机械毕业设计 word cad 图纸优秀优良全套

资源描述：

一绪论5

1.1 概述5

1.2 钻床发展5

二钻床的设计9

2.1 运动参数的确定9

2.1.1 决定传动级数9

2.1.2 选择转速数列11

2.2 传动系统的设计13

2.2.1主运动系的设计13

2.2.2 传动系统的扩大顺序的安排13

2.2.3 齿轮齿数的确定14

2.2.4 转速图的确定15

2.2.5 绘制传动系统图20

2.3 动力设计20

2.3.1 确定各轴转速20

2.4 齿轮的设计及其校核21

2.4.1 各传动组齿轮模数的确定21

2.4.2 各传动组齿轮的校核31

2.5 轴的设计及其校核32

2.5.1 确定各轴的最小直径33

2.5.2 Ⅰ轴的设计与校核40

2.5.3 主轴的设计与校核44

2.6 轴承的选择与校核44

2.6.1 轴承的选择45

2.6.2 轴承的校核45

2.7 键的选择与校核45

2.7.1 键的选择46

2.7.2 键的校核46

2.8 致谢47

三参考文献48

摘要

钻床是一种孔加工设备，可以用来钻孔、扩孔，铰孔。攻丝及修刮端面等多种形式的加工。在各类钻床中，摇臂钻床操作方便、灵活，适用范围广，具有典型性，特别适用于单件或批量生产带有多孔大型零件的孔加工，是一般机械加工车间常见的机床。

本设计通过对动力参数和运动参数的计算，转速范围的确定，以拟定传动系统图和转速图。重点是要考虑结构、尺寸、体积、等综合因素，设计出正确的结构分析式，绘制出正确的传动系统图，从而完成机床整体布局的设计，然后通过齿轮设计、键及轴承的选择、轴的设计以及其他一些附件设计，最后校核轴设计和键轴承选择的正确性与合理性，完成钻床主轴箱体传动系统的设计。

关键词：主轴的转速范围；齿轮模数设计；轴的设计；结构尺寸；机床功率；轴承设计

Abstract

Drilling is a hole processing equipment, can be used for drilling, reaming, reaming holes. Tapping and face a variety of forms such as scraping the processing. In all kinds of drilling radial drill, convenient operation, flexible, and wide application scope, typical, especially suitable for single or batch production with large parts of the pore porosity is general machinery processing workshop of common tools.

This design based on dynamic parameters and the movement parameters, speed limits, in transmission system and speed. Focus is to consider structure, size, volume, comprehensive factors, designed the correct structure analysis, draw out the correct transmission system, so as to complete the whole layout design of the machine, and then through the gears, bearings and design of the design, selection and other accessories, and finally checking shaft bearings choice of design and key correctness and rationality, complete drilling spindle box transmission system design.

Keywords: spindle speed range, Gear module design, Axis designs, Structure size, Machine power, Bearing design

绪论

1.1 概述

摇臂钻床主轴箱可在摇臂上移动，并随摇臂绕立柱回转的钻床。摇臂还可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度的工件。较小的工件可安装在工作台上，较大的工件可直接放在机床底座或地面上。摇臂钻床广泛应用于单件和中小批生产中，加工体积和重量较大的工件的孔。摇臂钻床的主要变型有滑座式和万向式两种。滑座式摇臂钻床是将基型摇臂钻床的底座改成滑座而成，滑座可沿床身导轨移动，以扩大加工范围，适用于锅炉、桥梁、机车车辆和造船等行业。万向摇臂钻床的摇臂除可作垂直和回转运动外,并可作水平移动,主轴箱可在摇臂上作倾斜调整，以适应工件各部位的加工。此外，还有车式、壁式和数字控制摇臂钻床等。

1.2 钻床发展

随着国民经济的迅速发展，要求有更多、更新、更好的机床及时的满足各部门日益增长的需要。1956年以来我国在机床事业上已进入自行设计的阶段。特别是1958年大跃进以来，自行设计的机床无论在品种和数量上都大大增加。随着祖国社会主义建设事业的继续发展，机床设计任务必将更加繁重，更好的理解党的方针政策，树立正确的设计思想，掌握多、快、好、省的设计方法从而更好的为社会主义建设服务，是每个从事机床设计工作者所应具备的条件。机床的设计是一个比较繁杂的过程，只要我们按照总路线的精神，在设计始终走大群众路线，大搞三结合，一级综合国内外的先进技术和经验，就能够多、快、好、省的设计出质量较高的机床来。

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内容简介：: UNIVERSITY 本科毕业论文设计题目： Z3050 摇臂钻床的设计学院：工学院姓名： XXX 学号： XXX 专业：机械设计制造及自动化年级： 2008 级指导教师： XXX 职称：助教二一二nts 2 目录一绪论 . 5 1.1 概述 . 5 1.2 钻床发展 . 5 二钻床的设计 . 9 2.1 运动参数的确定 . 9 2.1.1 决定传动级数 . 9 2.1.2 选择转速数列 . 11 2.2 传动系统的设计 . 13 2.2.1主运动系的设计 . 13 2.2.2 传动系统的扩大顺序的安排 . 13 2.2.3 齿轮齿数的确定 . 14 2.2.4 转速图的确定 . 15 2.2.5 绘制传动系统图 . 20 2.3 动力设计 . 20 2.3.1 确定各轴转速 . 20 2.4 齿轮的设计及其校核 . 21 2.4.1 各传动组齿轮模数的确定 . 21 2.4.2 各传动组齿轮的校核 . 31 2.5 轴的设计及其校核 . 32 2.5.1 确定各轴的最小直径 . 33 2.5.2 轴的设计与校核 . 40 2.5.3 主轴的设计与校核 . 44 2.6 轴承的选择与校核 . 44 2.6.1 轴承的选择 . 45 2.6.2 轴承的校核 . 45 2.7 键的选择与校核 . 45 2.7.1 键的选择 . 46 2.7.2 键的校核 . 46 2.8 致谢 . 47 三参考文献 . 48 nts 3 摘要钻床是一种孔加工设备，可以用来钻孔、扩孔，铰孔。攻丝及修刮端面等多种形式的加工。在各类钻床中，摇臂钻床操作方便、灵活，适用范围广，具有典型性，特别适用于单件或批量生产带有多孔大型零件的孔加工，是一般机械加工车间常见的机床。本设计通过对动力参数和运动参数的计算，转速范围的确定，以拟定传动系统图和转速图。重点是要考虑结构、尺寸、体积、等综合因素，设计出正确的结构分析式，绘制出正确的传动系统图，从而完成机床整体布局的设计，然后通过齿轮设计、键及轴承的选择、轴的设计以及其他一些附件设计，最后校核轴设计和键轴承选择的正确性与合理性，完成钻床主轴箱体传动系统的设计。关键词：主轴的转速范围；齿轮模数设计；轴的设计；结构尺寸；机床功率；轴承设计 nts 4 Abstract Drilling is a hole processing equipment, can be used for drilling, reaming, reaming holes. Tapping and face a variety of forms such as scraping the processing. In all kinds of drilling radial drill, convenient operation, flexible, and wide application scope, typical, especially suitable for single or batch production with large parts of the pore porosity is general machinery processing workshop of common tools. This design based on dynamic parameters and the movement parameters, speed limits, in transmission system and speed. Focus is to consider structure, size, volume, comprehensive factors, designed the correct structure analysis, draw out the correct transmission system, so as to complete the whole layout design of the machine, and then through the gears, bearings and design of the design, selection and other accessories, and finally checking shaft bearings choice of design and key correctness and rationality, complete drilling spindle box transmission system design. Keywords: spindle speed range, Gear module design, Axis designs, Structure size, Machine power, Bearing design nts 5 绪论 1.1 概述摇臂钻床主轴箱可在摇臂上移动，并随摇臂绕立柱回转的钻床。摇臂还可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度的工件。较小的工件可安装在工作台上，较大的工件可直接放在机床底座或地面上。摇臂钻床广泛应用于单件和中小批生产中，加工体积和重量较大的工件的孔。摇臂钻床的主要变型有滑座式和万向式两种。滑座式摇臂钻床是将基型摇臂钻床的底座改成滑座而成，滑座可沿床身导轨移动，以扩大加工范围，适用于锅炉、桥梁、机车车辆和造船等行业。万向摇臂钻床的摇臂除可作垂直和回转运动外 ,并可作水平移动 ,主轴箱可在摇臂上作倾斜调整，以适应工件各部位的加工。此外，还有车式、壁式和数字控制摇臂钻床等。 1.2 钻床发展随着国民经济的迅速发展，要求有更多、更新、更好的机床及时的满足各部门日益增长的需要。 1956 年以来我国在机床事业上已进入自行设计的阶段。特别是 1958 年大跃进以来，自行设计的机床无论在品种和数量上都大大增加。随着祖国社会主义建设事业的继续发展，机床设计任务必将更加繁重，更好的理解党的方针政策，树立正确的设计思想，掌握多、快、好、省的设计方法从而更好的为社会主义建设服务，是每个从事机床设计工作者所应具备的条件。机床的设计是一个比较繁杂的过程，只要我们按照总路线的精神，在设计始终走大群众路线，大搞三结合，一级综合国内外的先进技术和经验，就能够多、快、好、省的设计出质量较高的机床来。在生产中能达到上述要求的摇臂钻床是有的，我们可以在某些方面（如提高nts 6 生产率、改善人工的劳动条件等）加以改进，从而能够多、快、好、省的满足身缠上的要求。为此，我们需要从下面几个方面广泛的收集资料： 1、国内外同类机床的有关资料； 2、机床用户、操作者的意见和希望，以及机床工作的特殊条件； 3、机床的需要量； 4、有关机床的国家标准； 5、有关的书刊和杂志等资料。因此设计者必须掌握的有关原始资料大致包括如下几点： 1.、被加工零件的生产规模； 2、零件加工的工艺过程； 3、所加工零件的技术要求，零件的材料，加工余量，刀具的材料等； 4、加工孔径范围的大小。综合现有摇臂钻床的总体布置形式，为了能够达到使用方便；满足生产的要求，而采用如图 1 所示形式，即采用具有内外立柱的形式；外立柱绕固定的内立柱旋转，而摇臂则沿外立柱作垂直移动。在少数摇臂钻上，还可以看到只有一个立柱的，摇臂旋转是在摇臂与立柱松开时进行的，就不可避免的发生摇臂下垂的现象，以使旋转时需要较大的力。摇臂的垂直移动是通过丝杠的旋转来带动的。主轴箱则在摇臂上作左右的纵向移动；它自成为一个独立的部件，可用于各种不同型式的机床中。某些国家的部件摇臂钻主轴箱的动源放在摇臂的延长部分（如图 2）。这种型式的摇臂钻看起来好像合理，因为在机床停止工作的时候点击的重量可以平衡主轴箱的重量，改善由于悬臂和主轴箱的重量所引起的下垂。但由于机床在技工时钻轴受到向上的切削反力，可以抵消机床部件自重所引起的下垂，这样反而有助于提高加工精度，因此没有必要由电动机在另端起平衡作用。机床工作台呈箱形能旋转及倾斜，以便于加工成一定角度平面上的孔。摇臂钻上的夹紧装置十分重要，应该使机床在调整的过程中，摇臂能轻便的nts 7 旋转，主轴箱沿摇臂导轨能省力的移动，而在机床工作时又能保证各部分可靠的夹紧。在新式的机床中，常尽量使夹紧的过程化与自动化。摇臂钻中现有的夹紧方式的组合可见表 2。由于液压夹紧具有稳固可靠和操作简单的优点，这对立柱的夹紧更为重要，因此我们采用了液压的夹紧装置。属于表 2 中的第 6 种方式。在设计摇臂钻床时，对于主运动和进给运动的操纵机构应该非常重要，因为它直接影响到操作者的劳动条件，机床的生产率和机构的复杂程度等。必须综合的考虑这些因素再来决定。如苏联的 257 型摇臂钻上采用了也懂的预选操纵机构。这在提高生产率和改善劳动条件上是有利的，但构造相当复杂。而在苏联2A55 和 2A66 型摇臂钻床上采用了机械的预选机构，它可以在工作中预选变速；节省变速的辅助工时，所以在此采用机械预选机构在操纵主运动和进给运动。机床上的一些主要尺寸影响到机床的工艺可能性，生产率，经济性等方面。摇臂钻上的主要尺寸为： 1、主轴中心线到立柱母线的最大距离； 2、主轴端至底座的最大距离； 3、摇臂垂直升降距离； 4、内立柱直径； 5、主轴行程； 6、莫氏锥度号码； 7、主轴直径。在上述的部分尺寸中有标准的规定。 nts 8 在标准中规定有最大钻孔直径 35 毫米摇臂钻的主轴中心线到立柱母线的最大距离为 800,1200,1500 毫米。最大钻孔直径 35 毫米的摇臂钻，苏联会涉及有 253 型和 2B53 型，前者主轴中心线到立柱母线的最大距离为 1000 毫米，不符合苏联国家标准，已停止生产，后者主轴中心线到立柱母线的最大距离为 1500 毫米，由于其摇臂是和加工最大孔径等于 50 毫米的 255 型通用，所以对 35 毫米来说未免过大，因此在设计中可以考虑采用 1200 毫米的，和其他国家相比也较为合适。按上述的理由从实际生产的需要出发，最后决定主轴中心线到立柱母线的最大距离为 1200 毫米。类似的可以确定如下的尺寸：主轴端至底座的最大距离 1500 毫米主轴最大行程 300 毫米主轴莫氏锥度 4 号摇臂垂直移动的距离 700 毫米内立柱直径 300 毫米主轴直径 35/70 毫米 nts 9 钻床的设计 2.1 运动参数的确定 2.1.1 决定传动级数机床总的布置形式，主要尺寸等决定以后，我们再按已知的原始资料决定其运动特性，包括主运动和进给运动的参数，如变速范围 Rn，公比，转速级数 z，主运动和进给运动的极限值 nmax,nmin,Smax,Smin等。主轴的极限转速 nmax和 nmin必须考虑到机床上所用刀具材料、工件材料、最大和最小的加工孔径，加工工艺等。虽然，转速范围较大的对万能机床来说是有利的，但是，也会使机构复杂化。所以要适当的根据生产的实际需要来选择。同时，告诉切削，硬质合金刀具的广泛使用，在设计新机床时必须给予充分的考虑，以便得到比现有机床获得更高的生产率。钻床钻孔直径的范围在maxddmin 4 6之间选择比较合适，故加工直径为35毫米的摇臂钻床在钢料上的加工孔径规定为 dmin =6mm dmax=35mm。由于铸铁比刚的强度极限较低，故在铸铁上的加工孔径为 dmin =10mm dmax=50mm。不同情况下的切削用量，列入下列诸表（ 3 7）。 nts 10 从上列的表中科找出主轴的极限转速为： nmax=2000 minr nmin =25 minr 因此而得到变速范围 Rn= nmax/ nmin =2000/25=80 下面我们再来决定公比。公比的大小直接影响转速级数 z，在一定的变速范围 Rn下愈大；则级数 z 愈少；机构愈简单，但速度损失也愈大，影响到生产率。愈小，则级数 z就愈多，对选择合理的切削速度有利，可以提高生产率，但机构又变的复杂了。因此在选择公比时，根据机床的万能性要求，来解nts 11 决其矛盾。就是使机床的速度损失不过大，也不致因公比过小而引起机床结构的过分复杂，采用 =1.26，同时也符合在机床设计中对于我们所设计的摇臂钻床是为加工 35孔用的，在系列尺寸（ 25、 35、 50、 70、 100）中是属于较轻型的，结构尺寸不宜过大，故在本书第二章中所推荐的万能机床公比 =1.26 和 =1.41之中选择采用 =1.26 有了变速范围 Rn、公比，就可以按下式求出转速级数 z： z=1+logRlog n =1+26.1log 80log 19.9 转速图中间的 12级转速采用公比为 1.26 的数列， 3级低速和 3 级高速转速采用公比为 1.58 的数列，按正常情况下，遵守级比规律，变速系统的结构式应为： 16= 12 22 4282变速系统的变速范围 Rn= 8452 = 19 = 1926.1 =80，而正常的结构式16=8412 2222 这时变速范围 Rn= 842 = 15 = 1526.1 =32。二者变速范围相差 4 倍，其中指数 4是基本组级比指数增加值，也是转速数列中的转速空缺的格数。则齿数 z=19.9-4=15.9，则参考同类机床 z=16是合理的。 2.1.2 选择转速数列从转速数列表中查出标准数值： 25； 40； 63； 80； 100； 125； 160； 200； 250； 300； 400； 500； 600； 800； 1250； 2000。同样，根据高速钢刀具切削用量手册和高速切削用量手册查得，在各种加工情况下，各种不同直径的刀具的进给量如下表（表 8 11）。 nts 12 由上列各表，可找出进给量的极限值是 0.08 2.8 rmm ；考虑大于 1.2 rmm的进给量，仅在个别的情况系用到，为使机构不太复杂，采用进给量的极限值0.06 1.2 rmm ，同时参照同类机床进给范围也大致在 0.06 1.2 rmm 之间。 nts 13 按推荐的s=1.2 1.7，选公比s=1.58。则进给级数： 5.71 9 8 7.03.1158.1l o g06.02.1l o g1l o gl o g1 sssRz取sz=8。 2.2 传动系统的设计 2.2.1 主运动系的设计选择传动结构方案 z=16，则有如下结构方案： 222216 2.2.2 传动系统的扩大顺序的安排现拟定方案为如下： 8452 222216 表达传动链的组成、传动顺序、扩大顺序及各轴的变速范围的结构式，也可用对应的结构网的形式表示，如图： nts 14 传动组的变速范围的极限值齿轮传动副最小传动比41min u，最大传动比 2max u，决定了一个传动组的最大变速范围 8m inm axm ax uur。 2.2.3 齿轮齿数的确定 2.2.3.1 对于电机和轴齿轮传动组查参考文献 2表 2-1有： nts 15 56.11izS81， 82， 83， 84,86,88,90， 91,92,93,95,97 故zS95是适用的，故5032i2.2.3.1 对于轴和轴齿轮传动组 a 13.11aizS70,72,74,76,78,80 故zS85是适用的，故4338i2.2.3.2 对于轴和轴齿轮传动组 b 58.1 11 bizS70,72,73,75,77,78 112 bizS62,64,66,68， 70 故zS73是共同适用的，故42281 bi35352 bi2.2.3.3 对于轴和轴齿轮传动组 c 79.011 cizS40,47,49,51,53,55 4.212 cizS61,62,65,68,71,72 故zS70是共同适用的，故30381 ci48202 ci2.2.3.4 对于轴和轴齿轮传动组 d 77.011 dizS100,101,102,104,106 212 dizS60,63,66,69,72,75,78 故zS109是共同适用的，故35451 di53272 di2.2.3.5 对于轴和轴齿轮传动组 e 68.011 eizS80,81,83,84,86,88 412 eizS80,82,85,86,87,89,90 故zS90是共同适用的，故40611 ei80212 ei2.2.4 转速图的确定 2.2.4.1 选择电动机 nts 16 这里包括主运动和进给运动电机功率的决定。在决定功率时必须考虑到机床上最严重的工作情况，因此就要在不同刀具，不同零件，不同加工方式的条件下比较得出在各种负荷（较轻、一般、最重）下所需的电机功率，再根据最常用的情况，既考虑能够在负荷最重的情况下进行加工，也要考虑充分的发挥电机的效率，比较经济合理的决定电机的功率。在刚才上钻孔已知钻孔的最大直径 D=35mm；刀具材料高速钢工件材料碳钢265 mmkgB 根据上述条件由手册中查到进给量的选择范围在 0.27 0.54 rmm 之内。 35毫米的摇臂钻床最大进给力 P=1250kg。到此我们就可决定进给量如下： 75.07.0pCP BDS kg 从而 75.07.0Bp DCpS rmm 由手册中查得 rmm32.065353.31 2 5 0S 7.075.0 选 S=0.30 rmm 。求 mmkg1 4 3 0 0653.03562.1SDCM 7.08.027.0B8.02M 振而切削速度 m inST DCV 9.0B5.02.04.0V m式中 245CV 决定材料机械性能的系数； T=35分钻头的寿命。 m in2.21653.0 3535245 9.05.04.02.0 mV nts 17 钻头每分钟的转数 m in1933514.3 2.2110001000 rD vn 选 n=200 minr 钻头所耗功率按下式求出： kWn 9.236.17 1 6 2 0 0MN 振主。钻头的进给功率按下式计算： kWnspM 012.036.110007560 进给由此可见， N进给与 N主相比相差非常悬殊，所以不考虑 N进给之值，定kW9.2NN 主有效。同理可求出在钢材上扩孔及在铸铁上钻孔所需的有效功率列入表 13：有效功率确定以后就可以根据机场的效率求出电动机的功率了。 Kba 21 总式中总机床的总效率 1 齿轮传动效率 a 传动齿轮对数 2 滚动轴承效率 b 由电机到滚动轴承数 K 考虑耗费在进给上功率系数由表中查出 1 =0.99; a=5; nts 18 2 =0.995; b=17; K=0.96。 84.096.09 9 5.099.0 175 总由于变速箱须在高速情况下工作，因此还会出现一些其他损失，故采用机床的效率为： 8.0 。用高速钢在钢和铸铁上钻扩孔时的最大功率为： kWN 75.38.03N 有效最大则选用电机 kWN 3 min1420 rn 所以采用电机型号为 Y100L2-4 ， kWN 3 min1420 rn 的电动机。 2.2.4.2 确定传动轴数参考 z3040并结合分析其传动轴数为 6。 2.2.4.3 确定各级转速并绘制转速图各级转速为： 25 40 63 80 100 125 160 200 250 300 400 500 600 800 1250 2000 这 6根轴按传动顺序依次设为、 nts 19 254063801 0 01 2 51 6 02 0 02 5 03 0 04 0 05 0 06 0 08 0 01 2 5 02 0 0 0电 1 4 2 032:5038:4335:3528:4238:3022:4845:3527:5361:4021:80nts 20 2.2.5 绘制传动系统图传动系统图 2.3 动力设计 2.3.1 确定各轴转速 2.3.1.1 确定主轴的计算转速 m in2513m in rnnzj 2.3.1.2 各传动轴的计算转速 nts 21 I轴的计算转速：m in9303843284220482753218025 rII轴的计算转速：m in795284220482753218025 rIII轴的计算转速：m in5 1520482753218025 rIV轴的计算转速：m in1952753218025 rV轴的计算转速：m in95218025 rVI轴的计算转速： min25r 2.4 齿轮的设计及其校核 2.4.1 各传动组齿轮模数的确定出论模数的计算是根据接触应力计算齿轮表面层的疲劳强度，或根据弯曲应力计算齿轮的疲劳强度。根据参考文献 8 可知，普通钻床齿轮的精度等级为 7级精度，材料为 45钢，正火、调正和整体淬硬。对于直齿圆柱齿轮的模数可根据如下二式计算而选取区中较大者。 mmnizm m3 221 S321 NKKK1 ) K(i16300接触接触 mmnYzNKKKKmwJms 2 751321 弯曲式中： N 计算齿轮传递的额定功率 kWNNd ； Jn 计算齿轮（小齿轮）的计算转速 minr ； m 尺宽系数 mbm ，m常取 6 10； nts 22 1z 计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数； i 大齿轮与小齿轮的齿数比， 112 zzi；“ +”用于外啮合，“ -用于内啮合； sK 寿命系数，qNnTS KKKKK ； TK 工作期限系数，moT CnTK 60 ；齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准循环次数oCn 齿轮的最低转速 minr ； T 预定的齿轮工作期限，中型机床推荐： T=15000 20000h； nK 转速变化系数； NK 功率利用系数 qK 材料强化系数。幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳隙缝扩展的作用 SK（寿命系数）的极值maxSK，minSK当SK maxSK时，则取SK=maxSK，当SK4 1 6 = 6 4 m m即取 70L mm 根据参考考文献 9卷 3 有钢制法兰（ GB/T9114-9118-2000）有法兰厚度为11mm 键套的厚度为 7mm 故轴的花键套部分直径为2 40d m m这当中1 38d mm3 36d mm 一轴承根据表 7-2-52 有选择 6208 其 40d 80D 18B 两个双联齿轮和轴之间用的轴承为 61908 其 40d 62D 12B 由于其轴承内圈厚度为 1.6 故其轴肩高度定为 1.5mm 双联齿轮之间要用轴套，这之间有4 40d m m5 38d mm6 40d m m7 38d mmnts 34 8 43d mm根据参考文献 8有摩擦片的内径可设计成 44mm，安装轴应比其小 2-6mm 即设计成9 41d mm10 43d m m11 43d m m由表 7-2-52有选择轴承6008 40d 68D 15B 故12 40d m m图 2.7.2.1 轴图 1 1 0 .7l m m2 9 3 .6l m m3 5 .4l mm4 54l mm5 42l mm7 1 .2l mm8 4l mm9 98l mm10 4l mm11 3 .6l m m2.5.2.2 求作用在齿轮上的力 NdTFmt6.78176 1097.222 42 NFFtr 5.2 8 420t an6.7 8 1t an NFF tn 8.83120c o s 6.781c o s 2.5.2.3 弯矩和扭矩图 nts 35 弯矩和扭矩图载荷水平面垂直面支反力 F NFNH 2401 NF NV 4.6591 NF NH 5.442 NF NV 2.1222 弯矩 mmNMH 5.1008 mmNM V 2756总弯矩 mmNM 7.293427565.100822 扭矩 mmNT 41097.2 2.5.2.4 轴的校核 nts 36 （ 1）按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力： M P aM P aWTMca 63.0361.0)297006.0(7.2934)(32221 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，有参考文献 9表 15-1 查得1 Pa 因此有ca 1 故安全。（ 2）轴的疲劳强度 1L段只受到扭矩作用虽然键槽等引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，故无需校核，实际只需校核轴两双联齿轮轴承套处截面两端即可。 a截面右侧：抗弯截面系数： 333 6.4 6 6 5361.01.0 mmdW 抗扭矩截面系数： 333 2.9 3 3 1362.02.0 mmdW T 截面左侧的弯矩 M为： mmNM 4.5 5 6839 391137.2 9 34截面上的扭矩为： mmNT 41097.2 截面上的弯曲应力： M P aWMb 1 94.16.4 66 5 4.5 56 8 截面上的扭转切应力： M P aWTTT18.32.9331 1097.2 4 轴的材料为 45 钢，调质处理由参考文献 9表 15-1 查得 MPaB 640 MPa2751 MPa1551 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查得，因为 056.0360.2 dr11.13640 dD经插值后可查得 nts 37 78.137.1又由附图 3-1 可查得轴的材料敏感系数为： 82.0q 85.0q 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为： 64.1)178.1(82.01)1(1 qk 31.1)137.1(85.01)1(1 qk 由附图 3-2的尺寸系数， 76.0；由附图 3-3的扭转尺寸系数 93.0轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 ; 92.0 轴未经表面强化处理，即 1q则按参考文献 9式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综合系数为： 24.2192.0176.064.111 kK式（ 2.20） 50.1192.0193.031.111 kK式（ 2.21）又由 31 及 32 得碳钢的特性系数： 2.01.0取 0.1 1.005.0取 0.05 于是计算安全系数： 64.1501.085.724.2 2751 maKS 式（ 2.22） 02.51292.305.0292.350.11551 maKS 式（ 2.23） 5.195.1402.5164.15 02.5164.15 2222 SSS SSS ca式（ 2.24）故可知安全。 b截面左侧： nts 38 抗弯截面系数 w按表 15-4中的公式计算 333 6 4 0 0401.01.0 mmdW 333 1 2 8 0 0402.02.0 mmdW T mmNT 41097.2 M P aWMb 87.06400 4.5568 M P aWT TT 32.21 2 8 0 02 9 7 0 0 过盈配合处的k，由于附表 3-8用插值法就出，并取 kk 8.0，于是得 12.3k4 9 6.212.38.0 k轴按摩削加工，由附件图 3-4得表面质量系数为： 92.0 故得综合系数为 ; 21.3192.0112.311 kK58.2192.01496.211 kK感觉你说的都是假的呢所以轴在截面左侧安全系数为： 91.1001.085.721.32751 maKS 4.30292.305.0292.358.21551 maKS 5.127.104.3091.10 4.3091.10 2222 SSS SSS ca故该轴在截面左侧强度也是足够的，即安全。 nts 39 2.5.2.5 轴刚度的验算挠度的校核根据参考文献 10（ 14）有： m znDNly a 433 )75.0(39.1 7 1 式（ 2.25） l 两支承间的跨距 D 该轴的平均直径 hy 被验算轴的中点合成挠度 laiia齿轮的工作位置至较近支承点的距离该齿轮传递的全功率 ,mz 齿轮的模数 n 该传动轴的计算转速 mml 273 4012 404343414043384038364038 D 故 0 0 2.09 3 038240 )1 0 4.01 0 4.075.0(85.22 7 339.1 7 1 433 ha yy根据参考文献 8 轴的弯曲变形的应许值有： lYmm )0005.00003.0( 即 mm1092.02730004.0 Yy 即 1092.0002.0 mm 故满足要求 b倾角的校核根据参考文献 8 公式（ 16）有 ra dra dly hBA )(3 即： ra dBA 000088.0273 002.03 nts 40 即 mmmm 0025.0000088.0 故满足要求 2.5.3 主轴的设计与校核 2.5.3.1 轴的尺寸设计主轴的直径的初选由于主轴的最小直径为 mmd 7.52 ，根据参考文献 1表 10-6 有，主电动机功率 3KW有，主轴前轴颈直径为： 9060 ，初选 mmD 801 后轴颈为： 12 )9.07.0( DD ，取 mmD 64808.02 故前轴承选为 3182121型双列向心圆柱滚子轴承 80d 170D 45B 后端用 3182117 64d 130D 34B 主轴内孔直径的选择根据参考文献 2有钻床 6.05.01Dd 故 4455.080 d 主轴前端悬伸量的选择根据参考文献 2表 3-13 有： 5.21Da 即 240803 a 主轴合理跨距的选择 a求轴承刚度主轴最大输出转矩： mmNnpT 92062025 41.295500009550000床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%即 mm300%60500 半径为150mm 切削力（沿 y 轴）： NF c 5.61 3715 092 062 0 切削力（沿 x 轴）： nts 41 NFFcp 75.3 0 8 65.6 1 7 35.05.0 故总作用力： NF 6 8 7 075.3 0 8 65.6 1 3 7 22 此力作用于顶在顶尖的工作上，主轴和尾架各承受一半，故主端受力为：NF 34352 假设初值 3al即 ml 7202403 前后支承的支反力： Nl laaFR B 2.38720 7202402406870 NlaaFR A 54.97202402406 8 70 根据： 9.19.08.01.01 co s)(39.3 izlFk ar式（ 2.26）接触角 al 滚子有效长度 rF作用于轴承上径向载荷（ N） ,iz 滚动体的列数和每列的滚动体数根据参考文献 1表 10-4有：对于 80d 的轴承有： 52)(8.12 izla0 即：mNk A 2 2 7 00co s)52(8.129 6 9 339.3 09.19.08.01.0 对于 64d 的轴承有： 52)(5.9 izla 即：mNk B 1 5 5 70co s)52(5.92 2 6 639.3 09.19.08.01.0 b求最佳跨距即： 46.115572270 BAkknts 42 当量外径： mmd 722)6480( 644 1013.1)4472(64 I3akEIA （其中 25100.2 mmNE ） 2.72 4 02 2 7 0 1013.1100.2 365 查线图 9.10 al ，计算出的 al0 与原假定的不符，可根据 20 al 再计算支反力和支承刚度，再求最佳跨距。这时算出的 al0 仍接近于 1.9，这个是一个迭代的过程，其很快收敛于正确值。最终算出 9.10 al 故： mmal 4 5 62 4 09.19.10 合理的跨距的范围为 ; mmLL 684342)5.175.0( 0 合理显然主轴实际跨距已超过合理的跨距范围 . 参考同类车床其实际跨距为 672mm 分析是否要增加中间轴承：现实主轴的实际跨距为 mmL 672 47.14566720LL 由参考文献 2图 3-35，主轴部件刚度损失超过 20%，所以增加中间支承。 2.5.3.2 主轴的校核对于一般机床的主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求 . 跨距跨距为 mmmLl 6 7 2.06 7 2 当量外径 nts 43 mmmllddniie0986.06.986725.1171107.810595995.293956.17691444444414 主轴刚度由于 5.061.06.985.60 dd i故孔对刚度的影响不能忽略，则根据参考文献 1 10-18有： mNmNaladdKAAies3.1 4 8 6)105.0672.0(105.0)0 6 0 5.00 9 8 6.0(103)()(10324442444式（ 2.27）对于这种机床的刚度要求由于这种机床属于高效通用机床，主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定。取阻尼比 025.0 ；当 min50 mv ， rmms 1.0时， )(46.2 mmmNK cb ， 8.68 。这种机床要求切削稳定性良好，取 mmDb 5.75 0 002.002.0m a xl i m 带入式 10-14 有： BcbKmNbKK1308.68c o s)025.01(025.02 5.746.2c o s)1(2 l i m 式（ 2.28）根据参考文献 7稳定性指标的规定，工件长度： mmDL 1 5 05 0 03.03.0m a x 加上卡盘共长 230mm。根据式 10-15有： nts 44 mNlalaaaKKBABABA7.881)6721051()6723351(4.01053356.0130)1()1(4.06.0222222式（ 2.29）根据 10-16mNKK As 5.1 4 6 37.88166.166.1 可以看出，该机床主轴合格的。 2.6 轴承的选择与校核 2.6.1 轴承的选择轴上的轴承 ;左右两个深沟球轴承 6208 d=40 D=80 B=18 套在法兰上的两个滚子轴承 619911 d=55 D=80 B=13 轴上的轴承 ;左右两个圆锥滚子轴承 32905 d=25 D=42 T=12 C=9 B=12 轴上的轴承 ;左边：圆锥滚子轴承 32006 d=30 D=55 T=17 B=16 C=14 中间：深沟球轴承 6006 d=25 D=47 B=13 右边：圆锥滚子轴承 32005 d=25 D=47 T=15 B=15 C=11.5 轴上的轴承：左

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