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机械毕业设计全套

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JC01-041@XK100立式数控铣床主轴部件设计,机械毕业设计全套

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1 目 录 第一章 数控铣床的介绍 4 1.1 数控铣床的主要功能 4 1.2 数控铣床的主要特点 5 第二章 总体设计方案 7 第三章 电机的选择 7 3.1 确定主轴传动功率 7 3.2 电机的选择 8 3.3 主轴的变 速过程 9 第四章 轴类零件的设计 10 4.1 轴的设计概述 10 4.2 主轴主要结构参数的确定 10 4.3 轴的结构设计 13 4.4 主轴刚度的计算 15 第五章 齿轮传动设计与计算 17 5 1 主要参数的选择 17 5.2 齿轮的设计与计算 17 第六章 轴承的设计与计算 20 6.1 轴承当量动载荷的计算 20 6.2 验算两轴承的寿命 22 第七章 圆弧齿同步带的设计 22 7.1 确定圆弧齿同步带的基本参数 22 7.2 确定带的中心距 23 7.3 选择带的类型 24 第八章 碟形弹簧的设计 25 8.1 碟形弹簧的结构尺寸 25 nts 2 8 2 弹簧的许用应力和疲劳极限 26 8 3 碟形弹簧的设计与计算 27 8.4 碟形弹簧的校核 28 第九章 拉杆的设计 30 9.1 确定拉杆的直径 30 9.2 确定拉杆的长度 30 第十章 拉抓和打刀缸的选择 31 10.1 拉抓的选择 31 10.2 打刀缸的选择 31 小结 32 参考文献 33 nts 3 摘要 本文根据公司生产加工需要改装一台铣床 , 主要用于铣削平面和钻孔，对主轴部件进行重新设计，但仍要用原来的主轴箱，要求主轴的转速范围为40r/min 4000r/min，查机械设计手册确定典型的切削工艺可以求得主轴的切削功率为 4.3KW，根据切削功率 pc与主运动传动链的总效率确定机床传动的功率 =5.4 KW，然后，根据机床传递的功率来选择电机的类型。为了满足主轴的转速要求，选择合适的传动比和轴承。 关键词 铣床 主轴 设计 校核 nts 4 第一章 数控铣床的介绍 数控机床集计算机技术、电子技术、自动控制、传感测量、机械制造、网络通讯技术于一体，是典型的机电一体化产品，他的发展和运用，开创了制造业的新时代，数控技术水平的高低已成为衡量一个国家制造业现代化程度的核心标志，他实现加工机床及生产过程数控化，已成为当今制造业的发展方向。数控铣床是一种加工功能很强的数控机床，目前迅速发展起来的加工中心、柔性加工单元都是在数控铣床、数控镗床的基础上产生的，两者都离不开铣削方式。由于数控铣削工艺最复杂，需要解决的技术问题也最多，因此人们在研 究和开发数控系统及自动编程语言的软件时，也一直把铣削加工作为重点。 1.1 数控铣床的主要功能 数控铣床可以分为立式、卧式和立卧两用式数控铣床，数控铣床的应用越来越广泛，主要具有下列功能： 1、点位控制功能 利用这一功能，数控铣床可以进行只需要作点位控制的砖孔、扩孔、忽孔、铰孔和镗孔等加工。 2、连续轮廓控制功能 数控铣床通过直线和圆弧插补，可以实现对刀具运动轨迹的连续轮廓控制，加工出由直线和圆弧两种几何要素构成的平面轮廓工件。对非圆曲线（椭圆、抛物线、双曲线等二次曲线及对数螺旋线、阿基米德螺旋线和 列表曲线等）构成的平面轮廓，在经过直线或圆弧逼近后也可以加工。除此之外，还可以加工一些空间曲面。 3、刀具半径自动补偿功能 使用这一功能，在编程时可以很方便地按工件实际轮廓形状和尺寸进行编程计算，而加工中可以使刀具中心自动偏离工件轮廓一个刀具半径，加工出符合要求的轮廓表面。也可以利用该功能，通过改变刀具半径补偿量的方法来弥补铣刀制造的尺寸精度误差，扩大刀具直径选用范围及刀具返修刃磨的允许误差。 4、刀具长度补偿功能 利用该功能可以自动改变切削平面高度，同时可以降低在制造与返修时对刀具长度尺寸的精度要求， 还可弥补轴向对刀误差。 5、镜像加工功能 镜像加工也称为轴对称加工。对于一个轴对称形状的工件来说，利用这一功能，只要编出一半形状的加工程序就可完成全部加工了。 6、固定循环功能 利用数控铣床对空进行钻、扩、铰、鍃和镗加工时，加nts 5 工的基本动作是：刀具无切削快速到达孔位 慢速切削进给 快速退回。对于这种典型化动作，可以专门设计一段程序（子程序）在需要的时候进行掉用来实现上述加工循环，特别是在加工许多相同的孔时，应用固定循环功能可以大大简化程序。 1.2 数控铣床的主要特点 1、高柔性及工序复合化 数控铣床具 有柔性（可变性）高和工序复合化的特点。所谓“柔性”即灵活、通用和万能性，可以适应加工不同形状工件的自动化机床。数控铣床的发展已经模糊了粗、精加工工序的概念，打破了传统的工序界限和分开加工的工艺规程，可最大限度地提高设备利用率。 数控铣床一般都能完成钻孔、镗孔、铰孔、铣平面、铣斜面、铣槽、铣曲面（凸轮）、攻螺纹等加工。而且，一般情况下，可以在一次装夹中，完成所需的加工工序。 2、加工精度提高 目前数控装置的脉冲当量（即每发出一个脉冲后滑板的移动量）一般为0.001mm。高精度的数控系统可达 0.0001mm，一 般情况下可以保证工件的加工精度。另外，数控加工可避免工人的操作误差，一批加工工件的尺寸同一性比较好（包括工件的主要尺寸和倒角等尺寸的同一性），而且还可以利用软件进行精度校正和补偿，大大提高了产品质量。 3。、生产效率高 零件加工所需要的时间包括机动时间和辅助时间量部分。数控铣床能够有效的减少这量部分时间，因而加工生产率比一般铣床高得多。良好的结构刚性允许数控铣床大切削用量的强力切削，有效的节省了机动时间。数控铣床移动部件的快速移动和定位采用了加速和减速措施，因而选用了很高的空行程运动速度，消耗在快进、快退和 定位的时间要比一般铣床少的多。 数控铣床的主轴转速和进给量都是无级变速的。因此，有利于选择最佳切削用量。 4、减轻操作者的劳动强度 数控铣床对零件加工是按事先编好的程序自动完成的。操作者除了操作键nts 6 盘、装卸工件和中间测量及观察机床运动外，不需要进行繁重的重复性手工操作，可大大减轻劳动强度。 由于数控铣床具有以上独特的优点，因此数控铣床已成为机械制造业的主要设备。但是，数控铣床的编程操作比较复杂，对编程人员的素质要求较高。否则很难发挥数控铣床的作用。 本文根据公司生产加工需要改装一台铣床 ,主要用于铣削平面和钻孔 ，对主轴部件进行重新设计，但仍要用原来的主轴箱，要求主轴的转速范围为 40r/min 4000r/min，查机械设计手册确定典型的切削工艺可以求得主轴的切削功率为5.4KW，根据切削功率 pc与主运动传动链的总效率确定机床传动的功率，然后，根据机床传递的功率来选择电机的类型。为了满足主轴的转速要求，选择合适的传动比和轴承。 第二章 总体设计方案 XK100 立式数控铣床要达到的技术要求：主轴转速 40 r/min 4000r/min，换刀时间 0.6s，换刀的时间靠打 刀缸的性能来保证。工作台的行程 1000 500，工作台所加工零件的类型为铝件和一些钢件。主轴采用 BT50、 的刀柄和拉抓。 XK100 立式数控铣床具有加工中心的特点，能够实现自动换刀，自动变速，变速方法采用无级变速加有级变速。无级变速采用交流变频调速电机，实现两极变速，变速过程中齿轮的啮合通过离合器的得电和失电来实现。为了满足主轴的转速要求选择带轮的传动比为 2，减速传动；齿轮的传动比为 1.78，两对齿轮啮合，一对齿轮实现增速传动，另一对实现减速传动。 XK100 立式数控铣床主轴部件的设计主要有轴以及轴上零件、 拉杆的设计，选择合适的电机，满足切削时的功率要求，选择电机时根据典型切削工艺求得切削是需要的功率；打刀缸的选择，首先根据换刀所要达到的时间，其次，根据碟形弹簧拉紧刀柄的力，打刀缸动作是所产生的力应稍大于弹簧的拉紧力。 第三章 电机的选择 现在的数控铣床能够实现无级变速或无级变速加有级变速，数控铣床一般都采用由直流或交流调速电动机作为驱动的电气无级调速。由于数控铣床的运动调速范围较大，单靠调速电机无法满足这么大的调速范围，另一方面调速电机的功nts 7 率扭矩特性也难于直接与机床的功率和转矩要求相匹配。因此，数控机床主 传动变速系统常常在无级变速电机之后串联机械有级变速传动，以满足机床要求的调速范围和转矩特性。 3.1 确定主轴传动功率 数控铣床的加工范围一般都比较大，所传动的额定功率可以根据典型切削工艺的情况计算，根据设计的铣床主要的加工范围，查机床设计手册确定如下典型加工工艺：用高速刚圆柱平刀铣削灰铸铁工件平面，刀具直径 D=100mm，刀齿数为 10，工件材料为 HT200，硬度 190HBS，切削速度 v =23.5m min，进给速度为 160mm min，背吃刀量 ap 5mm，切宽为 75mm。 由公式 n =Dv1000计算得 n =1200r min 则每齿进给量 szzn160120010160 0.013mm 根据典型切削工艺公式： P 切 2.8 102 t9.0 sz74.0 B z n 190HB式中： t 切削厚度，即被吃刀量（ mm） sz 每齿进给量（ mm） B 切削宽度（ mm） Z 刀齿数 HB 材料硬度 代入数值得 P 切 =2.8 102 5 9.0 0.013 74.0 75 10 1200190190=4300W=4.3KW 主传动的总效率一般可取为 =0.70 0.85,数控机床的主传动多用调速电机和有限的机械变速传动实现，传动链较短，因此效率可取较大值，由此可求得主轴传递的功率为 P=p切 =8.03.4=5.4kw 3.2 电机的选择 现在数控机床常用直流电动机和交流调频电机两种。目前，中小型数控机床nts 8 中，交流调频电机已占优势，有取代直流电机之势。本文所设计的铣床采用交流调频电机调节电源频率来达到调速的目的，额定转速常为 1500r min，如图 1-1所示是变速电机的功率特性。从额定转速 nd到最高转速 nmax的区域为恒功率区，从最低转速 nmin至 nd的区域为 恒转矩区。 图 3-1 变速电动机的功率特性 在设计数控铣床主传动时，必须考虑电机与机床主轴功率特性匹配问题。由于主轴要求的恒功率变速范围 Rnp远大于电机的恒功率变速范围 Rdp，所以在电机与主轴之间要串联一个分级变速箱，以扩大其功率调速范围，满足低速大功率切削时对电机的输出功率要求。为了简化变速箱结构，变速级数应少些，变 速箱公比 f可取大于电机的恒功率调速范围 Rdp，即 f Rdp。这时，变速箱每挡内有部分低转速只能恒转矩变速，主传动系统功率特性图中出现“缺口”，称之功率降低区。使用“缺口”范围内的转速时，为限制转矩过大，得不到电动机输出的全部功率。为保证缺口处的输出功率，电动机的功率应相应的增大。为了满足主轴传递 5.4kw，最高转速 4000r min 的要求，选 择上海富田电机生产的IAG 系列变频调速专用感应电动机，其型号为 132M 1500 7.5。 其中： IAG 系列代号 132 极座号（中心高） M 机座长度代号，有 S、 M、 L 三种类型 1500 基本转速 Nb（单位： r min） 7.5 额定功率（单位： kw） 电机在 60 1500r min 内，实现恒扭矩输出，在 1500 4500r min 内实现恒功率输出；最高转速可以达到 6000r min，当电机转速达到 6000 r min， 扭n m a xn dn m i nPm/KWP ants 9 矩特性不好 ，因此一般情况下转速只达到 4500r min 3.3 主轴的变速过程 为了实现数控铣床的无级变速，采用交流调频电机，本文所设计的铣床所选择的电机需要实现两级变速，当通电时离合器脱离，小齿轮和大齿轮啮合，实现增速传动；当转速下降到电机的计算转速时，离合器吸合，大齿轮和小齿轮啮合，实现增速传动。 第四章 轴类零件的设计 主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，是机床上的一个重要部件。主轴部件由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件、密封件等组成，对于铣床主轴部件还有拉杆和拉抓。 4.1 轴的设计概述 轴是主成机械的一个重要零件，它支承其它回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和支架连接，所有轴上零件都围绕轴心线做回转运动，形成一个以轴为基准的锝组合体 轴系部件，所以在轴的设计中不能只考虑轴的本身，还必须和轴系零件的整个结构密切联系起来。 轴设计的特点：在轴系零部件的具体结构未确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距无法精确的确定，故弯距大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中必须把轴的强度计算和轴系零件结构设计交错进行，边画图，边计算，边修改。 4.2 主轴主要结构参数的确定 主轴的 主要结构参数有：主轴前、后轴颈 D1 和 D2，主轴内孔直径 d，主轴前端悬伸量 a 和主轴主要支撑间的跨距 L。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴的刚度。 4.2.1 主轴最小直径的估算 当数值上 njP时，可按扭转刚度估算最小轴径，即： 411 njPd (1) 式中： d 主轴的最小直径（ cm） P 主轴传递的功率 (kw)，前面已算出 P=5.4kw nts 10 nj 主轴的计算转速 (r/min)，前面已给出 nj=160r/min 代人数值得： d 114 1604.5=11 0.4=4.4cm 取主轴的最小直径 d1=45mm，最小直径本应该是后轴颈，但是考虑到轴承的轴向固定采用锁紧螺母，应留锁紧螺母的位置。考虑到轴上装轴承，有配合要求，应将后轴颈的直径圆整到标准直径，同时要考虑到选择轴承的类型，因此选择后轴颈的直径 D2=50， 4.2.2 主轴内孔直径 d 及拉杆直径的确定 主轴内孔直径与机床的类型有关，主要用来通过棒料、拉杆、镗杆或顶出顶尖等，铣床主要用于通过拉杆和拉抓，确定孔径的原则是：为减轻主轴重量在满足上述工艺要求及不削弱主轴刚度的前提下，尽量取较大值，孔径 d 对主轴刚度的影响影响是通过抗弯截面惯性矩而体现的，即主轴本身的刚度正比于抗弯截面惯性矩，其关系式为 空 / 实64/64/)(444D dD 4)(Dd根据上式可绘制出主轴孔径对主轴刚 度影响曲线，如图 4-1 空/ 实D 主轴平均直径， d 主轴平均孔径，实K 直径为实心主轴刚度 ， 空K 直径为，孔径为 d 的空心轴的刚度。 图 4-1 主轴孔径对主轴刚度影响曲线 由图 4-1 知：当 d 0.5 时，内孔 d 对主轴刚度几乎无影响，通常取孔径 dnts 11 的极限值 dmax 0.7D。此时 空 0.75 实， 即刚度消弱量小于 25%，若 孔径再大主轴刚度急剧下降，一般铣床主轴孔径 d 可比刀具拉杆直径大 5 10mm。 由于机床使用场合多种多样，为了适应加工工艺及刀具特点，机床工具行业已经开发了多种轴端结构，并已形成专业标准，铣床常用的主轴端部结构前端带有 7:24 的锥孔 .供插入铣刀尾部锥柄定位 ,，拉杆从主轴后端拉紧刀具，常用的是 BT 50 刀柄，因此我们采用 BT 50 的外螺纹拉抓，查资料知 BT 50 拉抓外螺纹的尺寸为 M22 P1.5，所以拉杆前端必须是 M22 的内螺纹，为了满足拉杆的刚性要求，取拉杆的直径为 28mm，根据拉杆的直径确定主轴内孔的最 小直径为 32 即可 . 4.2.3 主轴前端悬伸量的确定 主轴前端悬伸量 a 是指主轴前端面到前轴承径向支反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部结构、前支承轴承和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性影响很大，变形量与 a 的二次方或三次方成正比例关系。，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。 在确定主轴前端悬伸量时应该满足以下结构要求：主轴前端要留有装切削液喷头的位置；轴承的宽度 B=27；轴承挡环的厚度 b=8；主轴下支承的安装位置以及轴肩 的宽度。 4.2.4 主轴支承跨距 L 的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距 L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。 支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此存在一个最佳跨距 L0，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般取 L0=（ 2 3.5） a ，本文所设计的主轴暂取 L=2.5a=360，但是实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距 L 往往大于最佳跨距 L0。 4.2.5 计算主轴传递的扭矩 nts 12 根据电机的扭矩 功率特性图知，当主轴的转速为基准转速时所传递的扭矩最大，即 n=nj=1500r/min，则 Tmax =9.55 106 nPmax=9.55 10615004.5=3.438 104 N 4.2.6 选择轴的材料和热处理方法 选择轴的材料为 40Cr， ，经调质处理 , 其机械性能有设计手册查得 b =700Mpa， s =500Mpa， 1 =185Mpa 查机械设计手册得 1-b=190Mpa 4.2.7 初选轴承 本文所设计的铣床主要用于铣削平面和打孔， 轴承承受径向载荷，还承受不大的轴向载荷 ，故选择单列圆锥滚子轴承背对背的组合。 根据工作要求及 后轴颈的 直径 (为 50mm)，由轴承产品目录中选取型号为 32010的 单列圆锥滚子 轴承，其尺寸（内径 外径 宽度）为 d D b=50 802 0。 4.3 轴的结构设计 4.3.1 拟定轴上零件的 装配方案 本文所设计的主轴要用原有的主轴箱，根据主轴箱的结构、 轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案 ， ，参考轴的结构设计的基本要求，得出如图所示的轴结构 。 图 4-2 主轴的结构 如图 4-2 中，拉杆与 BT50 拉刀抓连接，从右侧装入内孔，然后再装入 BT508 9 101 2 3 4 5 6 7nts 13 刀柄；齿轮、轴承、套筒、轴承套以及电磁铁固定架从左侧装入，法兰盖从右侧装入，与轴承套用螺钉连接。 4.3.2 确定轴各段的直径 根据前面的计算知：最小直径 D=45mm，小轴承用锁紧螺母进行轴向固定，所以取轴段 1外螺纹的直径 M1 =45mm；根据轴承的型号以及与轴的配合关系，取轴段 2的直径 D2=50mm。 轴段 4处装小齿轮，承受很大的径向力，同时主轴是空心的，考虑到主轴的整体刚性，取轴段 4 的直径 D4=75mm，小齿轮用锁紧螺母压紧，则轴段 4 的直径比轴段 3的直径大 2 3mm，所以取轴段 3处的外螺纹直径 M4 =72mm。 轴段 5上有两个轴套，轴套左侧用于定位小齿轮，中间用来 压紧和定位电磁铁固定架，考虑到拆卸方便，轴段 5要比轴段 4大 2 3mm，同时要比轴段 6小 23mm因此取轴段 5的直径 D5=78mm，轴段 6 的直径 D6=80mm。 大齿轮主要靠轴段 7的轴肩来定位的， 为了保证定位可靠，轴段 7 要比轴段6 的直径大 5 10mm， 但是考虑到主轴前端的内孔交大，因此 取轴段 7 的直径为D7 =92mm。 轴段 8 是前轴颈，主轴的直径因与轴承的内径相等，考虑到轴承的型号以及与主轴的配合关系，取轴段 8 的直径 D8=95mm，轴承的型号为 32109。 主轴前端内孔采用 7： 24 的锥度，装 BT50 的刀柄，内孔较大，取轴段 10的外径 D10=127mm，轴段 9 主要起定位作用，因比轴段 10大 5 10mm，因此取轴段 9 的直径为 D9=137mm。 4.3.3 确定各轴段的长度 轴段 4 和 6 的长度要比轮毂宽度（ 38mm）短 2 3mm，故这两处轴段的长度取为 36mm。其中轴段 4 不包括退刀槽的长度。 轴段 1 和 3 有外螺纹，装径向锁紧螺母，故轴段 1 和 3 的长度比锁紧螺母长2 3mm，取轴段 1 的长度为 15.7mm，轴段 3 的长度为 18.2mm 轴段 7 主要与轴承套配合，压紧轴承，为了保证轴承套与大齿轮之间有一定nts 14 的间隙，取轴段 7 的长度为 25mm；轴段 8 是后轴颈，所选轴承的宽度 B=32mm，轴承挡环的宽度 T=8mm，故取轴段 8 的长度为 44mm。 轴段 9 是一个轴肩，主要起定位作用，取轴段 9 的长度为 11 即可；主轴的前端面要装端面键，同时主轴前端要留下装切削液喷头的位置，因此取轴段 10的长度为 69mm。 主轴内孔要装拉杆、拉刀抓及 BT50 刀柄，整体装配起来应该让拉杆不要伸出主轴内孔太长，否则铣床的整体动刚度不好，根据主轴和主动轴的整体装配关系，取轴段 1 的长度为 75.4mm，轴段 5 的长度为 209mm。 综上所述，主轴的跨距 L 373mm，悬伸量 =96mm 4.3.4 轴向零件的周向固定 齿轮、电磁铁固定架与轴的 周向定位均采用 半圆 键联接。对于齿轮，由手册查得 半圆 键的截面尺寸宽 高 直径 =101 3 32(GB/T1098-2003)，键槽用键槽铣刀加工，长为 29。 7mm(标准键长见 GB1096-79)； 对于 电磁铁固定架 ，由手册查得 半圆 键的截面尺寸宽 高 直径 =6 9 22(GB/T1098-2003)，键槽用键槽铣刀加工，长为 29.7mm(标准键长见 GB1096-79)， 轴承与轴的周向定位是 采用 过 盈 配合来保证的 。 3.3.5 确定轴上倒角 和退刀槽的 尺寸 取主轴前端的倒角为 445 ，其余倒角 145 ；所有退刀槽的尺寸为 2 1 4.4 主轴刚度的计算 轴在载荷作用下，将产生弯曲和扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会破坏铣床的工作性能。因此在设计重要轴时，必须检验轴的变 形量，这在轴的设计中称为刚度计算 刚度计算包括扭转刚度计算和弯曲刚度计算两种。前者以扭转角来度量；后者以挠度 y和截面转角来度量。本文以弯曲刚度校核，查机械设计手册知：y=0.00025L；圆锥滚子轴承处的偏转角 0.0016rad。 4.4.1 主轴的简化和弯曲刚度的计算 1、如主轴前后轴承颈之间有数段组成，则当量直径 d d=l ldldld nn 2211nts 15 式中： 1d 、 1l ； 2d 、 2l ；nd、nl 分别为各段的直径和长度 l 总长， l =1l +2l + +nl（ mm） d =373 3.2895259236802097838752.21725.1550 =78.6 mm 2、主轴切削力切F的计算 根据公式 P=切F v得：切F=vP，则当线速度 v 最小时 ,切削力最大 vmin = 601000nminD = 601000 4010014.3 =0.21m/s 切F=vP=21,04.5=25.7KN 3、挠度的计算 主轴的前悬伸部分较粗，刚度较高，其变形可以忽略不计。后悬伸部分不影响刚度。当主轴前端作用一外载切F，则挠度 y=EIlaF32切 （ mm） =EIlaF32切 103 （ m） 式中 切F 典型切削工艺的切削力 a 前悬伸，等于载荷作用点至前支承点间的距离（ mm） l 跨距，等于前后支承之间的距离（ mm） 弹性模量，钢取 2 105 （ Mpa） I 截面惯性矩， I=0.05（ 4d - 4id）（ mm4 ） d ，id 主轴的外径和孔径（ mm） 将 E和 I的值待人，可得 y=)(30 442iddlaF切=）（ 4423326.7830 37396107.25 =79 m 0.0002L=0.09325mm 4、偏转角 nts 16 主轴切削工件时承受很大的切削力，主轴前端产生弯曲变形，查机床设计手册得 D )32(6 alEIaF 切 式中 D 主轴前端偏转角 (rad) 切F、 a 、 l 、与前面相同 代入数据得 D ）（ 445 3 326.7805.01026 96107.25 (2 373+3 69) 0.0011 rad 所以 D =0.0016 rad 综上所述 主轴的刚度满足条件，不必重新设计。 第五章 齿轮传动设计与计算 一般，设计齿轮传动时，已知的条件是：传递的功率 P=5.4KW，转速 n=40r min 4000r min，传动比 暂取 i=1.78；预定的寿命 5 年，每年工作 300 天，每天 24 小时。 设计开始时，往往不知道齿轮的尺寸和参数，无法准确定出某些系数的数值，因而不能进行精确的计算。所以通常需要先初步选择某些参数，按简化计算方法初步确定出主要尺寸，然后再进行精确的校核计算。当主要参数和几何尺寸都已经合 适之后，再进行齿轮的结构设计，并绘制零件工作图。 5 1 主要参数的选择 1、模数 m 模数由强度计算或结构设计确定，要求圆整为标准值，传递动力的齿轮传动 m 2。初步确定模数时，对于软齿面齿轮 (齿面硬度 )350HBS）外啮合传动 m=（ 0.007 0.02） a；载荷平稳，中心距过大时取小值，本文所设计的主轴传动采用已有的箱体，可以知道中心距 a=150mm ，因此取模数m=0.015a=2.25mm，将模数圆整到标准值，取 m=2.5mm 2、螺旋角 角太小，将失去斜齿轮的优点；但太大将会引起很大的轴向力。一般 取 =80 150 ，此处取 =130 。 nts 17 3、齿数 z 当中心距一定时，齿数取多，则重合度 a增大，改善了传动的平稳性。同时，齿数多则模数小、齿顶圆直径小，并且又能减小金属切削量，节省材料，降低加工成本。但是齿数增多则模数减小，齿轮的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。 5.2 齿轮的设计与计算 5.2.1、选择 材料 查机床设计手册，小齿轮： 20CrMnTi， 渗碳淬火 ，硬度 45 55HRC 大齿轮： 20CrMnTi， 渗碳淬火 ， 硬度 45 55HRC 按 MQ 级质量要求取值，查得 1limH=780N/mm2 ， 2limH=820N/mm2 ； 1FE=620 N/mm2 ， 2FE=640 N/mm2 。 5.2.2 有关参数和系数的确定 最大转矩 Tmax=3.438 104 N 载荷系数 K 查表取 K =1.4 齿宽系数 a查设计手册取 a=0.25 5.2.3 中心距及主要参数的确定 本文根 据原有数控铣床的结构进行设计，用原有的主轴箱，根据主轴箱的结构要求，确定齿轮啮合时的中心距 a=150mm 按经验公式， mn=(0.007 0.02)a=(0.007 0.02) 150mm=1.05 3 取标准模数 mn=2.5mm 初取 =130 ， cos =cos130 =0.9744 初取齿数比 =1.78 z1 = )1(cos2 mna = )178.1(5.2 9744.01502 =42.06 取 z 1 =42，则 z 2 = z 1 =1.78 42=74.76，则取 z 2 =75 精求螺旋角 cos =a zzm n 2)( 21 =1502 )7542(5.2 =0.975 nts 18 即 =arccos0.975=120 48 24 ，此值与初选值相差不大，故不必重新计算。 传动比 i =zz12=4275=1.786，此值与初选齿数比相差不大，故不必重新计算 5.2.4 许用弯曲应力 F 1、当量齿数 zv为： zv1=31cosz=3975.042 =45.3 zv2=32cosz=3975.075 =80.9 根据当量齿数查得：齿形系数 YF1=2.37， YF2=2.25 应力修正系数 YS1=1.69， YS2=1.77 2、应力循环次数 N2 =60n j Lh =60 1200 1（ 5 330 24） =2.85 109 N1 =N2 i =2.85 109 1.786=5 109 根据 N1、 N2查得： YN1=0.86， YN2=0.88 3、查机械设计手册得：安全系数 SF=1.4 根据公式 F=SY FFN lim得：许用弯曲应力 F1 =SY F FN lim1=4.1 64086.0 =393Mpa F2 =SY F FN lim2=4.1 62088.0 =389Mpa 5 2 5、主要尺寸的计算 分度圆直径 d： d1 = cos 1zmn = 975.0 425.2 =107.7mm d2 = cos 2zmn = 975.0 755.2 =192.3mm nts 19 齿宽 b b =aa =0.25 150=37.5mm 取 b1=b2=38mm 5.2.6 校核齿面接触疲劳强度 H =3.17ZE 211 )1(bdK T H 确定有关系数和参数 1、许用接触应力 H 查机械设计手册得 1limH=2limH=850Mpa，安全系数 SH=1.2 根据 N1、 N2查得 zN1=0.86， zN2=0.88 许用弯曲应力 H1 =SZ HHN 1lim1=2.1 85086.0 =609Mpa H2 =SZ HHN 2lim2=2.1 85088.0 =623Mpa 查设计手册得：弹性系数 ZE=189.8，故 H =3.17 189.8 786.17.10738 )1786.1(10438.34.1 24 =246.7Mpa H H 1 ，齿面接触疲劳强度合格。 5.2.7 验算齿轮圆周速度 v v 1max = 100060 max1 nd = 1 0 0 060 4 0 0 01 0 7 .714.3 =22.5m/s v 2max = 100060 max2 nd = 1 0 0 060 4 0 0 01 9 2 .314.3 =40.25m/s 查机械设计手册知选择 6 级精度 即可 至此齿轮的设计与校核已经全部完成，零件图见附图 XK100 10 205 和XK100 10 210。 nts 20 第六章 轴承的设计与计算 本文所设计的数控铣床主要用于铣削平面和打孔， 轴承承受径向载荷的同时，还承受不大的轴向载荷 ，根据轴承承受载荷的特性，选择单列圆锥滚子轴承的背对背的组合方式。 查轴承手册得 ： 32010 型轴承基本额定动载荷 Cr=61KN， e=0.42， Y =1.4。 32109 型轴承基本额定动载荷 Cr=175KN， e=0.44， Y =1.4。 6.1 轴承当量动载荷的计算 6.1.1 切削力的计算 根据公式 P=切F v得：切F=vP，根据典型切削工艺取 n=1200r/min v =601000 Dn=601000 120010014.3 =6.28m/s 切F=vP=28.64.5=0.86KN 6.1.2 径向力的确定 单列圆锥滚子 轴承背对背组合，如图 5-1 所示，可知： Fr1 =37396 F切 =37396 0.86=0.22KN Fr2 =Fr1 +F切 =0.22+0.86=1.08KN 图 6-1 轴承受载示意图 6. 1.3. 计算两轴承的派生轴向 力 s 查 机械设计手册 得， 单列 圆锥滚子轴承的派生轴向力为 S=Fr/(2Y)，则 S1 = YF21r = 4,12 22.0 =0.08KN F AF 切F r2F r1S 2S1nts 21 S2 = YF2r2 = 4,12 08.1 =0.39KN 6.1.4 计算两轴承的轴向载荷 轴承外加的轴向力 FA=2KN S2 +FA =0.39+5=2.39KN S1 所以轴承被“压紧”，轴承被“放松”，故 Fa1 =S2 +FA =2.39KN Fa2 =S2 =0.39KN 6.1.5 计算两轴承的当量动载荷 P 查机械设计基础得：载荷系数 fp=1.5 轴承 的当量动载荷 P1： FFra11=22.039.2=10.8 e=0.42 查机械设计手册得： X1=0.4， Y1=1.4 P1 = fp ( X1 Fr1 + YFa1 )=1.5(0.40.22+1.42.39)=5.2KN 轴承 的当量动载荷 P1： FFra22=08.139.0=0.36 e=0.44 查机械设计手册得： X2=1， Y2=0 P2 = fp Fr2 =1.51.08=1.62KN 6.2 验算两轴承的寿命 由于轴承是在正常温度下工作， t 6.0 14.0 有 2、碟形弹簧按外径 D、压平时变形量 h0和厚度 t 的比值 D/t、 h0/t 分为三个系列，如表 8 2 所示 nts 26 表 8 2 碟簧按外径 D 的分类 系列 D/t h0/t E(Gpa) u f A 18 0.4 206 0.3 0.75h0B 18 0.75 206 0.3 0.75h0C 28 1.3 206 0.3 0.75h08 2 弹簧的许用应力和疲劳极限 8.2.1 碟形弹簧按其载荷性质分为两类： 1、 静载荷 作用载荷在规定寿命内变化次数小于 1 104 次。 2、 变载荷 作用在碟簧上的载荷，在预知载荷 F1和工作载荷 F2之间，在规定寿命内变化次数大于 1 104 次。 （ 1）、静载荷作用下碟簧许用应力 静载荷作用下的碟簧，应通过校核 OM 点的应力 OM来保证自由高度 H0的稳定，在压平时的 OM应接近弹簧材料的屈服点 s。 （ 2）变载荷作用下碟簧的疲劳极限 8.2.2 变载荷作用下碟簧使用寿命可分为两类 1、有限寿命 可以在持久强度范围内承受 1 106 2 106 次有限的加载次数值至破坏 2、无限寿命 可以在持久强度范围内承受 2 106 次有限的加载次数值至破坏 8 3 碟形弹簧的设计与计算 碟形弹簧的组合方式有叠合组合、对合组合和复合组合，本文设计的铣床采用对合组合方式，这种方式结构简单，对合片数少。 主轴采用的是 BT50 的刀柄，通常 BT50 的刀柄需要用 3.5 吨的力才能拉紧，既工作载荷 F2=3500 9.8=34300N，在装配时用锁紧螺母固定弹簧，预紧力为F1 =2000N，使用过程中要求弹簧的最大变形量为 8.5mm，根据要求设计合适的弹簧组合。 nts 27 1、根据要求查机械设计手册，从、 B、 C 系列中选取一个规格，其尺寸和参数如下表， 碟簧 D/mm d/mm t/mm h0/mm H0/mm F=0.75h0F/ f/mm 或 A 100 51 6 2.2 8.2 4800 1.65 1420 B 100 51 3.5 2.8 6.3 13100 2.1 1050 C 100 51 2.7 3.5 6.2 8610 2.63 1240 2、由dD5110=1.96 查机械设计手册得 K1 0.686，碟簧有支承面时 ,取k4 =1.6 当碟簧压平时碟簧载荷 FC= KDkhtE 242103414 其中： 弹性模量（ pa），弹簧钢取 E=2.06 105 pa 泊松比，弹簧钢取 =0.3 带入数据解得 FC=0.31045106.24 1006 23686.02.2 6.1 2 =1.47 105 N 3、根据th0=62.2=0.4 和FFC2=10547.1 34300=0.23 由查得hf01 =0.22 由此变形量 f1=0.22h0=0.48mm 满足总变形量 fz=8.5，所需的碟簧片数为 i =ffz1=48.05.8=17.7，取 i =18 片 对合碟簧组的总自由高度为 HZ =i H0 =18 8.2=147.6mm 承受载荷 3.5 吨时的高度 H1 =HZ fz1 =147.6 18 0.48=138.96mm nts 28 8.4 碟形弹簧的校核 1、由 F1、 F2求 f1、 f2根据上面的计算知： FC=1.47 105 N 因此 F1/FC=10547.1 2000=0.03 F2/FC=10547.1 34300=0.23 按照 th0=0.4，查图 5-1 得到 f1/h0= f2/h0=0.22 由此 f1=0.03h0=0.03 2.2=0.066mm f2=0.22h0=0.22 2.2=0.48mm 3、疲劳破坏的关键部位 由 k4 th0=0.64 和 C=1.96，查图 8-3 得，疲劳强度破坏的关键部位在二点 th0或,04 thk 图 8-3 碟簧疲劳破坏的关键部位 4、 计算应力 并检验碟簧寿命 当 f1=0.066mm 时，由下式得： =- 214E DKt212 K4 tf KK24（th0-tf2） -K3 =-3.0 1025106.24 1006 22686.0 1.6 612.0 1.6 1.2111 (62.2-6212.0)-1.362Mpa=55.34Mpa 当 f2=0.22 时，由下式得： = /点点或点点nts 29 =- 214E DKt212 K4 tf KK24（th0-tf2） -K3 =-3.0 1025106.24 1006 22686.0 1.6 622.0 1.6 1.2111 (62.2-6222.0)-1.362Mpa=200.7Mpa 碟簧的计算应力幅为 a=max min=200.6 55.34=145.26 Mpa 由图 5 2b 查得：当 minr=55.34 Mpa，寿命 2 106 时的 maxr=720 Mpa 即疲劳强度应力幅为 ra =maxr minr =720 55.34=664.66Mpa 即 a ra，能够满足无限寿命的要求。 至此碟型弹簧的设计与校核已全部完成，选用 A 型，、支承面、共 18 片对合组合的碟型弹簧。 第九章 拉杆的设计 在 铣床 主轴内有松卡刀装置，结构从主轴前端到末端分别是拉抓，拉杆，一组 碟形弹簧 ， 锁紧螺母 ， 打刀缸 。其中拉杆，一组 碟形弹簧 ， 锁紧螺母 组合在一起 ，然后与拉抓通过螺纹连接。 抓刀时， 打 刀缸 不工作，靠施加在叠簧上的力拉紧刀具；松刀时， 打刀缸 工作推动拉杆向前运动，推动拉抓，拉抓从主轴孔前端向前运动松开 ，实现换刀动作。 9.1 确定拉杆的直径 拉杆前端与拉抓通过螺纹连接 ， BT50 拉抓前端是 M25 1.5 的外螺纹，因此拉抓必须是 M22 1.5 的内螺纹，如图 2-1 所示，取 1 处的直径 D1=28mm， 图 9-1 拉杆结构图 4 3 2 1nts 30 2 处的直径根据碟形弹簧的型号确定，因为碟形弹簧所承受的力和大，为了满足刚性要求取 2 处的直径 D2=51mm，碟形弹簧选择 51 的内径。 3 处主要是装锁紧螺母和压板，通过锁紧螺母预紧弹簧，为了安装方便， 3处的直径比 2 处小 2 3mm，故取 3 处的外螺纹为 M48 1.5， 4 处是当打刀缸工作时，打杆的接触面，没有什么特殊的要求，只须外径比打杆稍大一些，此处取 D4=26mm 9.2 确定拉杆的长度 2 处装碟形弹簧，有弹簧的设计与计算只，碟簧总自由高度为 111.6mm，碟簧要用锁紧螺母预紧，因此取 2 处长度 L2=110 即可； 3 初的长度因锁紧螺母的宽度 2