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机械毕业设计全套
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JC02-038@电火花镗磨机床设计,机械毕业设计全套
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中文摘要 内容 动力箱，各种工艺切削头和动力滑台是组合机床完成切削主运动或进给运动的动力部件。其中还能同时完成切削主运动 和进给运动的动力头。而只能完成进给运动的动力部件称为滑台。固定在动力箱上的主轴箱是用来布置切削主轴，并把 动力箱输出轴的旋转运动传递给各主轴的切削刀具，由于各主轴的位置与具体被加工零件有关，因此主轴箱必须根据被加工零件设计，不能制造成完全通用部件，但其中很多零件（例如：主轴，中间轴，齿轮和箱体等）是通用的。床身，侧底座，中间底座等是组合机床的支承部件，起着机床的基础骨架作用。组合机床的刚度 和部件之间的精度保持性，主要是由这些部件保证。移动的或回转的工作台是多工位 组合机床的主要部件之一，它起着转换工位和输送工位的作用，因此它们的直线运动和回转运动的重复定位精度直接影响组合机床的加工精度。 除了上述主要部件之外，组合机床还有各种控制部件，主要是指挥机床按顺序动作，以保证机床按规定的程序进行工作 。 关键词 ： 组合机床，动力箱，滑台，主轴箱，底座 nts Chinese abstract Content The power box, each kind of craft cutting head and the power slipway is the aggregate machine-tool completes cuts the host movement or enters for the movement power part. Also can simultaneously complete cuts the host movement and enters for the movement power head. But only can complete is called for the movement power part slipway. Fixes the headstock is uses for in the power box to arrange the cutting main axle, and transmits the power box output shaft rotary motion for various main axles cutting tool, because various main axles position with makes concrete is processed the components related, therefore the headstock must act according to is processed the components design, cannot make creates the completely general part, but very many components (for example: The main axle, the intermediate shaft, the gear and the box body and so on) is general.The lathe bed, leans the foundation, the middle foundation and so on is the aggregate machine-tool supporting part, is playing the engine bed foundation skeleton role. Between the aggregate machine-tool rigidity and the part precision retentivity, mainly is guaranteed by these parts. Motion or the rotation work table is one of multiplex position aggregate machine-tool major components, it plays is transforming the location and transports the location the role, therefore their translation and gyroscopic motion repetition pointing accuracy direct influence aggregate machine-tool processing precision.Besides the above major component, the aggregate machine-tool also has each kind of control portion, mainly is directs the engine bed according to the smooth movement, guaranteed the engine bed carries on the work according to the stipulation procedure. Key word Aggregate machine-tool, power box, slipway, headstock, foundation nts目录 第一章 绪论 .1 1.1 课题的来源及意义 .1 1.2 课题应达到的要求 .1 1.3 组合机床的组成及特点 .1 第二 章 组合镗床 设 计 .2 2.1 机床加工 工艺分析 .2 2.1.1 机床的工艺任务 .2 2.1.2 加工方案分析 .2 2.2 机床的总体方案设计 .3 2.2.1 确定机床的布局形式 .3 2.2.2 确定机床的传动方案 .3 2.2.3 机床的总体方案设计 .3 2.2.4 绘制加工示意图 .5 2.2.5 绘制机床联系总图 .6 2.2.6 编制机床生产率计算卡 .8 2.3 主要部件设计 .10 2.3.1 绘制多轴箱原始依据图 .10 2.3.2 主轴，齿轮的确定及动力计算 . 11 2.3.3 传动件设计 .12 2.4 机床专用夹具设计 .18 2.4.1 主明确设计任务，收集分析原始资料 .18 2.4.2 确定夹具的结构方案 .19 2.5 传动件设计 .20 2.5.1 验算齿轮接触强度 .20 2.5.2 验算主轴的扭转强度 .22 结论 .24 致谢 .25 参考文献 .26 错误 !未定义书签。 nts1 电火花镗磨 电火花镗磨机 设计 目 录 第 1 章 绪 论 . 3 1.1 项目的研究意义 . 3 1.2 国内外的科技现状 . 3 1.3 设计产品的用途和应用领域 . 4 1.4 设计方案 . 5 1.4.1 设计目标、研究内容和拟解决的关键问题 . 5 1.4.2 设计方案 . 5 1.4.3 题目的可行性分析 . 5 1.4.4 本项目的创新之处 . 5 第 2 章 电火花镗磨机总体设计 . 6 2.1 确定电机 . 6 2.2 电火花镗磨机布局 . 6 第 3 章 主传动系统设计 . 8 3.1 拟定结构 . 8 3.2 分配降速比 . 8 3.3 绘制转速图 . 9 3.4 确定齿轮齿数 . 10 3.5 确定带轮直径 . 11 3.6 验算主轴转速误差 . 11 3.7 绘制传动系统图 . 13 第 4 章 估算传动件参数并确定其结构尺寸 . 15 4.1 确定传动件转速 . 15 4.2 确定主轴支承轴颈尺寸 . 16 4.3 估算传动轴直径 . 16 4.4 估算传动齿轮模数 . 17 4.5 制动器的选择与计算 . 19 4.6 普通 V 带的选择与计算 . 19 4.7 几何计算 . 21 第 5 章 结构设计 . 24 nts2 5.1 带轮设计 . 24 5.2 齿轮块设计 . 24 5.3 轴承 选择 . 24 5.4 操纵机构 . 24 5.5 润滑系统设计 . 24 5.6 密封装置 . 25 第 6 章 传动件验算 . 26 6.1 验算轴弯曲刚度 . 26 6.2 花键键侧挤压应力计算 . 27 6.3 验算齿轮模数 . 28 6.4 滚动轴承验算 . 33 6.5 尾柱设计 . 36 结 论 . 38 致 谢 . 39 nts3 第 1 章 绪 论 1.1 项目的研究意义 在当今时代，任何一个具备完整工业体系的国家，都会有相当数量的制造业，如汽车、机车、电力、船舶、航空航 天、冶金矿山、石油化工、 电火花镗磨机 工具、通信、轻工、建材、家电、食品、仪器、仪表等。上述这些部门大多与机械工业有关，有的是实质上就是机械工业，它们都是用机械设备制造各种各样的产品。所以说机械工业是国民经济的装备部，是国民经济的先导，是国家重要的基础工业。如果一个国家的机械工业水平不高，它生产的产品在国际市场上是很难有竞争力的，也是很难立于世界民族之林的！美国是世界工业强国， 70 年代美国曾认为制造业是“夕阳工业”，经济重心应由制造业转向高科技产业及服务业等第三产业。科研重理论成果，不重视实际应用，政府不支持 产业技术，使美国制造业产生衰退。而同期日本重视制造技术，重视高素质人才的培养，注重将高科技成果应用于制造业，加之严密的社会组织，很快把原来美国占绝对优势的产业如汽车、照相机、家电、电火花镗磨机 、复印机、半导体等变成自己的主导产业，占领了世界市场。这很快引起了美国政界、科技界、企业界有识之士的关注。为此， 80 年代后期，美国政府和企业迅速组织调查， MIT 在调查报告中指出：“一个国家要想生活的好，必须生产的好。振兴经济的出路在于振兴制造业”，当前国际间“经济的竞争归根到底是制造技术和制造能力的竞争”。 镗床是一种 主要用镗刀在工件上加工孔的 电火花镗磨机 。通常用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。所以对其进行合理设计， 其意义十分重大。 1.2 国内外的科技现状 国外现状： 德国政府一贯重视 电火花镗磨机 工业的重要战略地位，在多方面大力nts4 扶植。特别讲究 “实际 ”与 “实效 ”，坚持 “以人为本 ”，师徒相传，不断提高人员素质。在发展大量大批生产自动化的基础上， 于 1956 年研制出第一台数控 电火花镗磨机 后 ，一直坚持实事求是，讲求科学精神，不断稳步前进 。德国特别注重科学试验，理论与实际相结合，基础科研与应用技术科研并重。企业与大学科研部门紧密合作，对用户产品、加工工艺、 电火花镗磨机 布局结构、数控 电火花镗磨机 的共性和特性问题进行深入的研究，在质量上精益求精。德国的数控 电火花镗磨机 质量及性能良好、先进实用、货真价实，出口遍及世界。尤其是大型、重型、精密数控 电火花镗磨机 。德国特别重视数控 电火花镗磨机 主机及配套件之先进实用，其机、电、液、气、光、刀具、测量、数控系统、各种功能部件，在质量、性能上居世界前列。如西门子公司之数控系统和 Heidenhain 公司之精密光 栅，均为世界闻名，竞相采用。 国内现状： 在产品开发上，国内支柱企业重点放在数控 电火花镗磨机 上，年生产电火花镗磨机 台数和数控 电火花镗磨机 所占比例逐年上升。据不完全统计，2004 年钻镗床行业共开发新产品 81 种，其中数控 电火花镗磨机 新产品 61种，占开发新产品的近 80%。数控产品中在国内具有领先水平的有 36 种，包括车铣镗等复合加工中心，高速（最高转速在 15000r/min 至 36000r/min）立、卧式加工中心、高速铣削中心、大型卧式加工中心（工作台尺寸 2000mm 4000mm 及以上）、龙门式加工中心（龙门五面 、龙门五轴）、五轴联动加工中心、高精度数控 电火花镗磨机 等。 1.3设计产品的用途和应用领域 该产品主要用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。卧式镗床的主轴水平布置并可轴向进给，主轴箱沿前立柱导轨垂向运动，工作台可纵向或横向运动，可钻、扩、铰、和镗孔及车削内、外螺纹、攻螺纹、车外圆柱面、端面及用端铣刀、圆柱铣刀铣平面等。 nts5 1.4 设计方案 1.4.1 设计目标、研究内容和拟解决的关键问题 设计目标： 完成对 电 火花镗磨电火花镗磨机设计 柱设计 研究内容： （ 1） 电火花镗磨机 主轴箱设计 （ 2） 电火花镗磨机 尾柱设计 1.4.2 设计方案 对 电火花镗磨电火花镗磨机设计 柱设计 1.4.3 题目的可行性分析 当今世界，工业发达国家对 电火花镗磨机 工业高度重视，竞相发展机电一体化、高精、高效、高自动化先进 电火花镗磨机 ，以加速工业和国民经济的发展。中国加入 WTO 后，正式参与世界市场激烈竞争，今後如何加强 电火花镗磨机 工业实力、加速数控 电火花镗磨机 产业发展，实是紧迫而又艰巨的任务。 1.4.4 本项目的创新之处 对主轴箱传动进行优化 设计，提高生产效率和降低生产成本。 nts6 第 2 章 电火花镗磨机 总体设计 该型号镗床是一种主要用镗刀在工件上加工孔的 电火花镗磨机 。通常用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。卧式镗床的主轴水平布置并可轴向进给，主轴箱沿前立柱导轨垂向运动，工作台可纵向或横向运动，可钻、扩、铰、和镗孔及车削内、外螺纹、攻螺纹、车外圆柱面、端面及用端铣刀、圆柱铣刀铣平面等。 根据 电火花镗磨机 的精度等级和工作性能要求，构思主传动系统 ，初步拟定采用集中传动，采用三相异步电动机，经分级变速箱实现主轴所需的各级转速和转速范围。 （ 1）确定变速组传动副数目 实现 18 级主轴转速变化的传动 2.1确定电机 根据功率要求查表选取电动机型号 Y160M-4 11kw n=1460r/min 2.2 电火花镗磨机 布局 确定结构方案 主轴传动系统采用普通 V 带，齿轮传动 传动型式采用集中传动 主轴正反转方向，制动采用能耗制动器 变速齿轮系统采用多联滑移齿轮 润滑系统采用飞溅油润滑 （ 2）布局 采用卧式镗床常规的布局型式， 电火花镗 磨机 主要组成部件有床身、前nts7 立柱、主轴箱、工作台和后立柱等。此次设计主传动系统包括、轴及相关部件。 nts8 第 3 章 主传动系统设计 3.1拟定结构 （ 1）确定变速组传动副数目： 18=3 3 2 （ 2）确定基本组和扩大组： 18=31 3329（ 3）验算最后扩大组变速范围： 826.1 )12(9)1(2 22 pxr maxR 所以符合设计原则 3.2分配降速比 该镗床主轴系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动，根据降速比分配应“前快后慢”的原则，确定各传动组最小传动比： u 总=6.16m i n 26.1134.46114605.31 Enn 6536.26.1611111 nts9 3.3 绘制转速图 由 1.26=1.064 ，查表 4.2-1（文献 13）转速有 31.5、 40、 50、 63、 80、100、 125、 160、 200、 250、 315、 400、 500、 630、 800、 1000、 1250、 1600。 nts10 3.4确定齿轮齿数 利用查表法及各对齿数比求出个传动组齿轮齿数。 26.1:1: 21 ZZ 401 Z 502 Z 58.1:126.1:1: 243 ZZ 353 Z 554 Z 2:126.1:1: 365 ZZ 305 Z 606 Z 1:26.1: 87 ZZ 537 Z 428 Z 58.1:126.1:1: 2109 ZZ 379 Z 5810 Z 17.3:126.1:1: 51211 ZZ 2311 Z 7212 Z 1:21:26.1: 31413 ZZ 6613 Z 3314 Z 4:126.1:1: 61615 ZZ 2015 Z 7916 Z 变速组 一 二 三 齿数和 90 95 99 齿轮 1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z 12Z 13Z14Z 15Z16Z齿数 40 50 35 55 30 60 53 42 37 58 23 72 66 33 20 79 nts11 3.5确定带轮直径 带传动是机械传动学科的一个重要分支，主要用于传递运动和动力。它是机械传动中重要的传动形式，也是电机设备的核心，联接部件，种类异常繁多，用途极为广泛。其最大的特点是可以自由变速，远近传动，结构简单，更换方便。 设计功率dP由表 3.2-5（文献 2）查得载荷修正系数 3.1AK 3.14113.1 PKP Ad kw 查表 2.4-3，图 2.4-1（文献 1）。取小带轮基准直径： 1201 dd mm 大带轮直径由公式 )1(112 dd dd求得： 21498.026.1120 6.22 dd mm 3.6验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值由公式： cbaddE uuuddnn )1(21 实其中au，bu，cu分别为第一、二、三变速齿轮传动比。 1n 98.02 141 201 46 0 326.11 526.11 626.11 56.31 2n 98.02 141 201 46 0 226.11 526.11 626.11 8.39 nts12 3n 98.02 141 201 46 0 26.11 526.11 626.11=50.1 4n 98.02 141 201 46 0 326.11 226.11 626.11 =63.1 5n 98.02 141 201 46 0 226.11 226.11 626.11=79.6 6n 98.02 141 201 46 0 26.11 226.11 626.11=100.2 7n 98.02 141 201 46 0 326.11 1.26626.11 =126.3 8n 98.02 141 201 46 0 226.11 1.26626.11 =159.1 9n 98.02 141 201 46 0 26.11 1.26626.11 =200.5 10n 98.02 141 201 46 0 326.11 526.11 326.1=252.6 11n 98.02 141 201 46 0 226.11 526.11 326.1 =318.3 12n 98.02 141 201 46 0 26.11 526.11 326.1 =401.1 13n 98.02 141 201 46 0 326.11 226.11 326.1= 505.4 14n 98.02 141 201 46 0 226.11 226.11 326.1 =636.8 15n 98.02 141 201 46 0 26.11 226.11 326.1=802.3 16n 98.02 141 201 46 0 326.11 1.26 326.1 =1010.9 17n 98.02 141 201 46 0 226.11 1.26 326.1 =1273.8 18n 98.02 141 201 46 0 26.11 1.26 326.1 =1604.9 转速误差： nts13 标准标准实际nnnn %110 =4.1% 所以转速误差表为： 主轴转速 1n 2n 3n 4n 5n 6n 7n 8n 9n 标准转速r/min 31.5 40 50 63 80 100 125 160 200 实际转速r/min 31.56 39.8 50.1 63.1 79.6 100.2 126.3 159.1 200.5 转速误差 % 0.2 0.5 0.2 0.2 0.5 0.2 1.0 0.6 0.3 主轴转速 10n 11n 12n 13n 14n 15n 16n 17n 18n 标准转速r/min 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 实际转速r/min 252.6 318.3 401.1 505.4 636.8 802.3 1010.9 1273.8 1604.9 转速误差 % 1.0 1.0 0.3 1.1 1.1 0.3 1.1 1.9 0.3 易知转速误差满足要求 3.7绘制传动系统图 根据传动情况及齿轮分布情况，绘制传动系统图如下： nts14 nts15 第 4 章 估算传动件参数并确定其结构尺寸 4.1确定传动件转速 由转速图可得各轴转速及各齿轮转速： 传动件 计算转速 轴 800 400 125 100 齿 1Z 800 2Z 630 3Z800 4Z 500 5Z800 6Z400 7Z630 8Z800 9Z500 nts16 轮 10Z 315 11Z 400 12Z 125 13Z800 14Z 1600 15Z125 16Z31.5 4.2确定主轴支承轴颈尺寸 参照图 2.3-2（文献 1），选取前支承轴颈直径： 1D =100mm 后支承轴颈直径： 2D =（ 0.7 0.8） 1D =70 85mm 取 2D =80mm 4.3估算传动轴直径 491 cn Pd(mm) 其中 d 为轴危险截面的直径 （ mm） nts17 P 为该传动轴的载入功率（ kw） P= EP (kw) 计算公式 轴号 计算转速 cnr/min 传动效率 输入功率P kw 允许扭转角 deg/m 传动轴长度 mm 估 计 轴 直 径 mm 花键轴尺寸 N d D B 491 cn Pd 800 0.96 10.56 1.5 400 35.0 8 36 42 7 400 0.96 0.995 10.51 1.5 400 41.6 8 42 48 8 125 0.96 0.9950.99 10.4 1.5 500 52.5 8 52 60 10 4.4估算传动齿轮模数 许用接触应力 HP =0.96HLim，查表 2.4-17，图 2.4-8（文献 1） 得 HP =1100N/ 2mm 由表 2.4-17（文献 1）有FP=FLim，查图 2.4-13（文献 1）取 FP=518 N/ 2mm 查表 2.4-17 取齿宽系数 m=b/m=7。 由图 2.4-10 （文献 1）取 5Z=30 时 FSY=4.1； nts18 11Z=23 时 FSY=4.24； 15Z=20 时 FSY=4.34 按齿面疲劳强度： 3 221( 1 )267HHm c H PK P umAn Z u 按轮齿弯曲疲劳强度： 31267 FSFFm c F PK P YmAnZ可得下表： 传 动 组 小 齿 轮 齿 数 比 1 齿宽系数 m传 递 功 率 P 载荷系数 K 系 数 HA系 数 FA许 用 接 触 应 力HP 许 用 齿 根 应 力 FP计 算 转 速 cn系 数 FSY模 数 Hm模 数 Fm选 取 模 数 m 第一变速组 5Z30 2 7 10.56 1 61 1 1100 518 800 4.1 2.23 2.12 2.5 第二变速组 11Z23 3.17 7 10.51 1 61 1 1100 518 400 4.24 3.22 2.94 3.5 nts19 第三变速组 15Z20 4 9 10.4 1 61 1 1100 518 125 4.34 3.96 4.19 4.5 4.5制动器的选择与计算 选择电机能耗制动方式， 特点是制动比较平稳，制动时间可以调整，简化 电火花镗磨机 结构，但需要直流电源，功率大，设备复杂。 由于电机制动采用电气方法直接制动电动机使 电火花镗磨机 结构简化。制动器安装位置应根据 电火花镗磨机 具体结构，使用条件、综合全面考虑来确定。一般情况下，力争将制动器安放在靠近主轴（或其他执行元件上）、且转速较高，变速范围较小的轴上，可达到制动时间短、冲击小、制动灵敏、结构尺寸小（制动转矩小）的综合效果。因此将制动器放在轴上。 4.6普通 V 带的选择与计算 计算内容 符 号 单 位 计算公式 计算过程 结果 设计功率 dPkw dAP K P,表 2.4-2（文献 1） dP=1.3 11 14.3 带型mm 图 2.4-1（文献 1） 1dd=120mm, A 型 nts20 选择 1460En r/mm 初选中心距 0amm 根据 电火花镗磨机 的布局及结构方案 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 600 计算带的基准长度 0dLmm 0 0 1 22 ( )2d d dL a d d 2210()4dda 0 2 6 0 0 ( 1 2 0 2 1 4 )2dL 2( 2 1 4 1 2 0 )4 6 0 0 1728.3 选择的带的基准长度 dLmm 表 2.4-4（文献 1） 1800 实际中心距 a mm 221()8ddB 12()48d d dL d dA 221()8ddB 11()dalPZ P P K K =318.8 2( 2 1 4 1 2 0 ) 1 1 0 4 . 58B 23 1 8 . 8 3 1 8 . 8 1 1 0 4 . 5a 635.9 nts21 V带轮包角 0a 1 211 1 8 0 2 s i n 2dddda a 120 11 2 1 4 1 2 01 8 0 2 s i n 2 6 3 5 . 9a 171.5 合格 带速 v dL 116 0 1 0 0 0ddnvv v 525m/s 1 2 0 1 4 6 06 0 1 0 0 0v 9.17 合格 带的挠曲次数 u 1s1000 40dmvu L 1 0 0 0 2 9 . 1 71800u 10.2 合格 带的根数 Z 11()daLPZ P P K K 表 2.4-6 表 2.4-9 表 2.4-10（文献 1） 1 4 . 3( 1 . 9 2 0 . 1 5 ) 0 . 9 8 1 . 0 1Z 8.16 取 8 其中aK表示接触弧的包角修正系数； LK表示带长修正系数。 4.7几何计算 计算 2Z 的尺寸： 端面齿形角： taa20 nts22 分度圆直径： 2 5 0 2 . 5 1 2 5d z m mm 齿顶高： 2.5ahmmm 齿根高： 1 . 2 5 3 . 1 2 5fhmmm 全齿高： 2 . 5 3 . 1 2 5 5 . 6 2 5afh h h mm 齿顶圆直径： 2aad d h=125+2 2.5=130 mm 齿根高直径： 2ffd d h=125-2 3.125=118.75 mm 中心矩： 12() ( 4 0 5 0 ) 2 . 522z z ma =112.5 mm 同理算出 4Z 的几何尺寸： taa20 4 5 5 2 . 5 1 3 7 . 5d z m mm 2.5ahm mm 1 . 2 5 3 . 1 2 5fhm mm 2 . 5 3 . 1 2 5 5 . 6 2 5afh h h mm nts23 2aad d h =137.5+2 2.5=142.5 mm 2ffd d h =137.5-2 3.125=131.25 mm 6Z的几何尺寸： taa20 6 6 0 2 . 5 1 5 0d z m mm 2.5ahm mm 1 . 2 5 3 . 1 2 5fhm mm 2 . 5 3 . 1 2 5 5 . 6 2 5afh h h mm 2aad d h =150+2 2.5=155 mm 2ffd d h =150-2 3.125=143.75 mm nts24 第 5 章 结构设计 5.1带轮设计 根据 V 带计算选用 8 根 A 型 V 带，由于轴安装制动器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷带 轮结构。 5.2齿轮块设计 齿轮采用滑移齿轮变速机构，根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用销钉联接装配式结构，基本组采用了整体滑移式齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，采用链接装配式齿轮，所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。 5.3轴承选择 为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承轴组件、前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和推力轴承，为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。 5.4操纵机构 为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各 滑移变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。 5.5润滑系统设计 主轴内采用飞溅式润滑，卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。 nts25 5.6密封装置 为了保证密封效果，采用接触密封，主轴直径大，线速度高，采用非接触式密封，卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封以防止杂物进入。 nts26 第 6 章 传动件验算 6.1验算轴弯曲刚度 （ 1）受力分析 轴上的齿轮为滑移齿轮。根据本镗床齿轮排列特点。主轴转速为100r/min 时，轴受力变形最大，故采用此时的齿轮位置为计算位置。 （ 2）计算挠度、倾角 齿轮受力计算 69 .5 5 1 0 PTn； 2t TF d ； costFF ； 传 递 功 转 传 动 转 齿 轮 压 力 角 齿 面 摩 擦 角 齿轮2z齿轮9z切 向 合 1F在 X 轴上的1F在 Z 轴上的分 度 圆 直 切 向 合 1F在 X 轴上的1F在 Z 轴上的分 度 圆 直 nts27 ar ； d mz 率 P kw 速 n r/min 矩 T N mm a r 力 1tFN 力 1FN 投影 1xFN 投影 1zFN 径 1dmm 力 2tFN 力 2FN 投影 2xFN 投影 2zFN 径 2dmm 10.51630159318206 2317.4 2578.3 359.82554.3 137.52460.5 2737.6 -1515-2280.2 129.56.2花键键侧挤压应力计算 m a x228()jy jyTD d lN k其中jy为计算挤压应力 jy为许用挤压应力 maxT为花键轴传递的最大转矩 D 为花键轴的大径 d 为花键轴的小径 N 为花键的赤数 k 为载荷分布不均系数 k =0.70.8 nts28 计算公式 最 大 转 矩 maxTN mm 花键轴小径d mm 花键轴大径D mm 花 键 数 N 载 荷 系 数 k 工 作 长 度 l mm 许 用 挤 压 应 力 jyMPa 计 算 挤 压 应 力 jyMPa 结 论 6m a x9 . 5 5 1 0cPTn m a x228()jy jyTD d lN k250926.3 42 48 8 0.8 70 30 8.30 合格 6.3验算齿轮模数 验算公式 按齿面接触疲劳强度 223221c o s ( 1 )2 6 7 ( )A H P n t v H H aH n H Em c H PK K K K K P um Z Z Zn Z u 按齿轮弯曲疲劳强度 31c o s267 A F P n t v F F a F SFnm c F PK K K K K P YmYnZ序 号 计算内容 计算用图表或公式 计算过程 结果 名称 符号 单位 1 齿数 Z 23 nts29 2 使用系数 AK表 3.4-31（文献 2） 1.0 3 功率系数 HPK表 3.4-32（文献 2） 0.84 FPK表 3.4-32（文献 2） 0.83 4 转速变化系数 HnK表 3.4-33（文献 2） 0.97 FnK表 3.4-33（文献 2） 0.97 5 变动工作用量系数 HPntKH P n t H P H n H tK K K KHPntK=0.84 0.97 1.27 1.03 FPntKF P n t F P F n F tK K K KFPntK=0.83 0.97 2.02 取 1 6 工作期限系数 HtKm i n60() pH t F t ntKK N HtK=6 . 6 76 0 4 0 0 1 0 0 0 05 1 01.27 FtKFtK=6 . 2 5 66 0 4 0 0 1 0 0 0 03 1 02.02 7 名义切向力 tFN 71 .9 1 0tcPF n ； EPPtF= 71.9 10 10.5140055.0 10 nts30 8 分度圆圆周速度 v m/s m a x6 0 0 0 c o s nn zmv 6 3 0 2 3 3 . 56000v 26.6 9 动载系数 vK1121 ( )/ 1 0 0vtAK z vKKF K b 221uu51 2 . 11( 5 . 0 1 0 1 . 0 / 2 4 . 5vK 222 3 2 6 . 6 3 . 1 70 . 0 1 9 2 )1 0 0 1 3 . 1 71.12 10 齿向载荷分布系数 K 1 SMK K K K =1+0.2+0.17 1.37 11 齿间载荷分配系数 HaK表 3.4-38（文献 2） 1.1 FaK表 3.4-38（文献 2） 1.1 12 节点区域HZ图 3.4-7（文献 2） 2.5 nts31 系数 13 弹性系数 EZ/N mm表 3.4-39（文献 2） 189.8 14 接触强度重合度及螺旋角系数 Z 图 3.4-8（文献 2） 0.9 15 许用接触应力 HPN/mm 2 HP=HLim LVRZHP=1200 0.89 1068 16 复合齿形系数 FSY插齿、滚齿查图 3.4-10（文献 2） 剃齿、磨齿查图 3.4-11（文献 2） 4.0 弯曲nts32 17 强度重合度及螺旋角系数 Y 图 3.4-12（文献 2） 0.8 18 许用齿根应力 FPN/mm 2 lim1.3FP FFP=1.3 446 579.8 19 接触强度模数 Hnmmm 3.24 20 弯曲强度模数 Fnmmm 3.31 nts33 6.4滚动轴承验 算 根据轴的受力状态，分别计算出左（ A 端）、右（ B 端）两支承端支反力。 在 xoy 平面内： 21 1 5 1 5 1 6 5 3 5 9 . 8 1 9 5 5 3 0 . 4339xxA F f F bR l N 21 1 5 1 5 1 7 4 3 5 9 . 8 1 4 4 1 4 6 . 9339xxB F c F aR l N 在 zoy 平面内： 21 2 2 8 0 . 2 1 6 5 2 5 5 4 . 3 1 9 5 3 5 9 . 5339zZA F f F bR l N 21 2 2 8 0 . 2 1 7 4 2 5 5 4 . 3 1 4 4 8 5 . 3339zZB F c F aR l N 左、右端支反力为： 2 2 2 25 3 0 . 4 3 5 9 . 5 6 4 0 . 8A A AR R R N nts34 2 2 2 26 2 4 . 8 8 5 . 3 6 3 0 . 6B B BR R R N 两端支承受力相同、左端受力大，所以只验算左端轴承。 轴承验算： 计算公式 疲劳寿命验算 5 0 0 ( )nh A H P H n lCfLTK K K K F （ h） 静负荷验算 00ojC K
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