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机械机床毕业设计48改光杠键槽铣专机进给系统设计说明书
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机械毕业设计论文
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机械机床毕业设计48改光杠键槽铣专机进给系统设计说明书,机械毕业设计论文
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- 1 - 0 引言 制造业作为我国的支柱产业，在整个国民经济中占有举足轻重的地位， 2000年制造产业占全国 GDP36%，它是我国比较优势产业，是劳动密集及智力密集型产业。而制造业的主体和基础是机床行业； 2002年中国机床消费 55亿美元，机床的进口已超过 31亿美元，一跃成为 世界最大的消费国和全球最大的机床进口国。 同时 加入 WTO以后，全球经济贸易的一体化，这对我国制造业的要求不断提高，各种技术壁垒已经阻碍了我国机床行业走向国际化。如何刷新今天的被动局面，积极的应对挑战、抓住机遇、赢得发展的契机，成为机床行业普遍面临的 问题。 在国外，机床改造已有较长的历史，美国旧机床买卖组织 MDMA(Machine Dealers National Association) 成立已有 50年。由于各国的政治、经济、科学技术的差异，机床的种类、性能、结构的繁杂多样，使机床的改造内涵更加丰富多彩，出现了机床的翻修、改进、改装、改造、再生、再造。机床改造在汽车、机床、内燃机、航空等行业广泛应用，并批量投入生产。 一般认为：机床改造就是：利用最新的控制装置和进给系统使旧机床获得新生再造（ Remanufacturing）是一种较高的设备改造形 式，国外称这种工程技术是把老设备“重新回到图板，以进行再设计，再制造，再鉴定的工作过程。通过全面改造设备主体结构和控制系统，引入最新技术，使机床达到现代化设计的新机床的水平，以满足现代生产率、精度、环静和技术标准。鉴于机床改造工艺技术水平要求较高。一般工厂用户自行改造。往往难于达到技术性能和经济效益。 现代制造业的优化，除了信息化以外，还包括加工顺序的工艺优化、加工参数、切削刀具、热处理金属成型的优化设计制造，从而实现降低成本、高效益的运作，达到高标准、高规范的要求。 本课题就是从培养我们的工程实践意识、 经济意识，树立正确的生产观出发，并结合盐城市机床厂的多年实践总结，提出这种在原有丝杠车床基础上改造成光杆键槽铣专机。此光杆键槽铣专机是专为铣光杠键槽的光杆类零件而用，并可铣各种宽度的键槽。 设计课题涉及到课题调研报告、资料的查询、阅读有关的资料摘录，并作心得，并加工收集的资料。然后深入盐城市机床厂生产一线向使用者、设计者学习，达到充分了解所研究的产品的成本、生产效率、新的特殊用途、新的设计理念、以及产品的nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 2 - 市场竞争力。具体的了解企业的现有工况，机床的外形、进给箱的大致结构，找到企业存在的问题，并记录了如何有所 改进，最后确定设计的进给系统。、以及箱体的结构图，并进行相关零件的选型计算 。由于光杆键槽铣专机具有专业化、高效化的功能。因此是主要实现从 高效节能、噪声、环保无 污染角度出发 。 利用原丝杆车床的床脚、床身、床鞍 、 丝杆进行改装设计、速度的转换功能的实现。此种机床的构造设计要求我们具备相当强的实践知识和经济意识工进与快退的功能。具体地涉及到：动力装置、电机的选用（ ，优化的配置企业内部现有各种资源，真正做到资源最小化，提高产品精度，实现了经济效益最大化的要求，更好的服务于生产和经济建设。 nts - 3 - 1 进给系统 总体设计方案 总体设计方案包括根据课题的具体要求进行 原动件的选择，传动装置和工作装置。具体的就是进行 电动机的选型 ,箱体的加工方法选择； 设计传动方案的设置比较、确定进给系统的各种零部件的设计顺序及其设计的基本原则。主要有各个轴的结构设计和强度校核、刚度校核。齿轮零件的传动方案设计，强度教核，以及精度设计。还要初步确定所选用的各种方案的有机结合，要具备相关性。 1.1 机床外形结构 (见图 1) 主要用途是专为铣长键槽的光杠类零件而用并可铣各种宽度的键 槽 。 。 图一（机床外形图） 1.2 主要技术参数 (原始数据 ) 床身长： 2600mm nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 4 - 丝杠螺距： 12mm 丝杠直径： 60mm 所加工的键槽宽： 6.8mm 工进速度为： 237mm/min 快退速度为： 2800mm/min 铣刀转速： 121r/min 刀盘直径： 80mm 主电机： 1.1kw， 91.0r/min 进给电机： 1.5kw， 1400r/min 1.3 设计 方案的比较 全部采用易于加工的直齿圆柱齿轮方案，方案 1 传动路线较简单，较平稳。具有制造方便，结构简单，成本低廉，并且采用电磁离合器很容易实现速度的切换。但存在的问题是整体结构不太紧凑。高度方向的尺寸较大，易安装调试其中带传动承载能力低。但方案考虑到用在光杆键槽铣床工作载荷运动较为合适。齿轮传动是比较高的。传动精度也是比较高的，使用寿命较长。但是要求润条件较高另外各个齿轮在轴上的分布相对轴承均匀。载荷沿齿宽方向分布均匀。 传动比：工进时 : i1 =54321 iiiiinnwm 快退时：5232 iiinniwm 方案 2（自拟方案） 与方案 1 相比较结构较紧凑。更简单传动级数少，但很容易发生运动干涉现象。不易安装调试。且不易达到利用原有机床进行改造的目的。 nts - 5 - 综述可知：选择方案一较为合适。综合工艺较好。易与实现。达到合理分配各级传动比。使整个进给系统的结构制造性能最优。从而使技术人员与工艺人员的有机结合。 1.4进给系统结构的 运动 简图 ： 铣刀进给运动路线为： nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 6 - 工进：电动机（ 1.4KW） 1400r/min-皮带轮 3/4-1 轴 -齿轮 5/6-电磁 离合器 7-2 轴 -齿轮 8/9-3 轴 -齿轮 10/11-4 轴 -齿轮 12/13-5 轴 -齿轮 14/15-丝杠螺母副 16/17 带动拖板及铣刀箱运动从而实现工作进给运动。 快退：电动机（ 1。 4KW） 1400r/min-皮带轮 3/4-1 轴 -电磁离合器 18-3轴 -齿轮 12/13-5 轴 -齿轮 14/15-丝杠螺母副 16/17 带动拖板及铣刀箱运动从而实现铣刀快退运动 nts - 7 - 2 电动机的选用 2.1 电动机 选型 作为机床的运动的动力和来源。它是机床中驱动各种运动的基础，具有结构简单工作可靠，维护方便的优点。目前较为流行的直线驱动电机虽然其有较高的速度和很高的加速度。较高的定位精度，不过本机选用旋转已满足要求。为了提高机床的响应速度，电动机的选用带有电磁离合器。从 而易于实现自动化的要求、满足工厂的实际需要 。选用电磁离合器很容易实现远距离的操控。为满足简化机床结构、提高齿轮箱体的传动刚度、加工精度。实现机床的高频响应动作方面的要求。最根本的作用在原动机旋转不中断的情况下实现主动件与从动件分离、变速换向，定位。由于生产单位通常采用三相交流电源、故通常采用三相异步交流电动机，且具有具有良好的启闭性能。 2.2其额定的功率选择 初选为 1.5 KW,转速选为 1400r/min,工作轴的速度 nW 电动机容量的选择：正确选用电动机容量的原则是在能够胜任生产机械负载要求的前提下， 尽量选用容量小的电动机。 工作装置所需功率wp=0.87kw 电动机的输出功率0p按下式计算 : wpp 0k 4w 式中 为电动机轴至旋转支架的传动装置总效率 。 由式 24321 ;查机械设计课程设计 (陈秀宁 施高义 编 浙 江大学出版社 1993.12)表 2-4,取滑块联轴器效率 1 =0.98,8级精度齿轮传动 (油润滑 )效率 2 =0.95,滚动轴承效率3=0.995, , 级精度齿轮传动 (油润滑 )效率 4 =0.95,则88.0995.095.095.098.0 2 故 kwppw 02.198.0 10 因载荷平稳 ,且考虑到实际的工作需要， 电动机的功 率mp选为 1.5KW nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 8 - 2.3 确定电动机的转速 对额定功率相同的电机，额定转速越高，其体积越小，造价越低。但电机是用来拖动机械的，而生产机械的转速一般是由生产过程的要求所决定的，电动机转速越高，减速机构的传动比就得越大，因而使机械传动部分的结构复杂，增加其造价和传动损耗。由于本设计需要经常启动 、 制动和反转的生产机械，根据经验应选用转速高的电动机。转动支架相当于工作轴 ,其转速为 33.13nr/min,按表 2-1推荐的各传动机构的传动比 范围得 :单级 齿轮传动比范围 531 i ;多 级展开式圆柱齿轮减速机的传动比范围 4082 i ;则总传动比范围应为2002440583 i 246632033.1320024 ）（ nin r/min，所以电动机的转速选用 1400r/min.查表可知选用 Y60L-L(查系列三相异步电机技术参数 ) 2.4 电磁离合器的选用 设计的 进给系统 采用了 个电磁离合器， 很大程度上提高了其自动化的 程度，很容易实现动作的切换、动作和停止。 大大简化了主轴箱内 部 结构。 关于离合器其 类型很多，有通电工作的，也有失电工作的。按其传递扭矩形式可分为摩擦式离合器、牙嵌式离合器，磁粉式离合器以及转差式离合器；按其工作条件可分为湿式离合器和干式离合器；按其电流馈入的方式可分为有滑环离合器和无滑环离合器。 选择离合器的型号规格之前，我 充分了解各种离合器的动作特性及其优缺点。在选择离合器过程中最重要的因素是扭矩，扭矩表示所传递的动力，假如摩擦片数一定，则所传递扭矩大小和离合器有效半径相对应。但在实际上，速度、温度、摩擦片的 磨损情况，污染情况都影响工作扭矩 等 。 在设计过程中，计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和，用 T表示计算扭矩可用下式求出： 132 .)()(308)( mkgttgVR SWttNSKWTmLmr 式中 rW -旋转组件的重量 K-旋转组件的回转半径 N-回转转速 S-工作安全系数 LW -直线运动组件的重量 nts - 9 - V-线性速度 R-变旋转运动为直线运动皮带轮的半径 g-9.8 t-机器启 动所需时间 mt -电磁离合器吸合时间 但在实际工作中 ,很多设备的精确载荷难以计算。一般是根据输入动力确定所需扭矩。 11.975 mkgNPST 式中 P-输入功率 S-工作安全系数 N-输入转数 从上式中看出，对扭矩影响最大的是安装离合器轴的回转转数。因此。一定动力下，较高的转数对应低的扭矩，因此，在设计中尽可 能将离合器装在传动链中转速较高的位置，这通常要求离合器和电机同。在实际的工作中 可直接由输入轴传递的扭拒确定 。 T=1.00275N.mm.本设计中的主轴箱采用的是油润滑，所以选用的电磁式离合器是湿式的。根据轴 之间的相互关系，而且轴的扭矩小于 轴的扭矩， 经合理的论证分析后，选择在轴上的离合器 为 DLY0 系列离合器，其型号为 DLY0-10； 轴上的扭矩大于轴，其型号可选为 DLMO-2.5 nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 10 - 配作配作配作配作均布均布均布均布3 箱体结构的设计 箱体的结构设计（由于是单件生产，采用钢板旱接工艺较合理，由于进给箱内要按装零件较多，所要求的机加工精度较高，箱体类零件结构的复杂性：箱体零件上各个加工特征的加工组成了箱体零件的加工，因此各加工特征加工链 的合理组合就构成了整个零件的工艺路线。箱体的加工质量直接影响整个机器的运转状况。因为孔作为轴的定位支撑，箱体孔同轴度要求，是评价箱体零件十分重要一项指标 由于箱体的 尺寸较复杂 3.1加工工艺 标注尺寸时既要考虑到其焊接工艺，加工工艺、形状尺寸表明箱体的壁厚、长、宽、高孔径及其深度和宽度螺纹孔的尺寸、凸缘尺寸、圆角半径， 加强筋的厚度高度、曲线的曲率半径、槽的深度和宽度、各倾斜部分的斜度等。 3.2 箱体尺寸确定（见下图 ） 箱座底面至部分高度的偏差：加工剖分式箱体时， 相对于基准的位置尺寸，如孔的中心线、曲线的曲率中心位置、孔的轴线及斜度的起点等与相应基准间的距离及夹角。这些尺寸最易遗漏，应特别注意。标注尺寸时所选的基准面，最好以加工基准面作为基准，这样对加工和测量有利。 nts - 11 - 4 齿轮的设计计算 4.1 设计原则 根据工况 的实际需要，齿轮 具有传动效率高的特点，工作可靠、寿命长，传动比准确、结构紧凑等优点。故 皆用直齿圆柱齿轮易于加工制造。 齿轮的传动采用闭式传动，这样更能保证良好的润滑和良好的啮合精度。 而且由于齿轮的尺寸有统一的 计算模式，考虑到选用用计算机编程 的方法处理较方便 为防止齿轮失效。故选用合适的材料为钢 。保证齿根有足够的韧性；改善密封和润滑条件在油中加入减磨添加济，保持油的清洁。提高齿面硬度，进而提高抗磨 能力。且所有的齿轮均 采 标准安装，化设计计算得程序 .2 基本参数得计算 根据 机械原理的 相关 知识 选择 ，当压力角 增大 ，能使得轮齿的齿厚和接点处的齿廓曲率半径增大，可以提高齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。一般传动的齿轮，压力角 20a ；航空用的齿轮传动 ，压力角 a选用 25 。由于本设计的齿轮传动属于一般的传动，所以压力角采用 20a 4.2.1 齿轮设计计算程序（用编的简单的程序实现 齿轮的基本参数的电算化 ） 设计的指导思想为：建立一个人机交互的界面，当用户输入齿轮的基本参数：模数 及 齿数，或者通过 选择来驱动 程 序。 其基本的界面如 下图 所示 :： nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 12 - 4.2.2 源程序代码程序 清单代码为 Private Sub Command1_Click() m = CDbl(Text1.Text) z = CDbl(Text2.Text) a = 3.14 * (20 180) ha1 = 1 c1 = 0.25 d = m * z ha = m * ha1 hf = (ha1 + c1) * m da = d + 2 * ha df = d - 2 * hf p = 3.14 * m End Sub nts - 13 - Private Sub Command2_Click() Text1.Text = : Text2.Text = : Text3.Text = : Text4.Text = : Text5.Text = : Text6.Tex= Text7.Text = : Text8.Text = End Sub Private Sub Label3_Cl() End Sub Text3.Text = CStr(d) End Sub End Sub Private Sub Text4_Change() Text4.Text = CStr(da) End Sub Private Sub Text5_Change() Text5.Text = (df) End Sub Private Sub Text6_Change() Text6.Text = CStr(ha) End Sub Private Sub Text7_Change() Text7.Text = CStr(hf) End Private Sub Text8_Change() nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 14 - Text8.Text = CStr(p) End Sub 运算的结果 演示为 :当在输入框输入齿轮的摸数和齿数 .然后按运行按扭即可立即显示结果列如输入，时的运算结果： 其余齿轮运算得结果： 齿轮 齿轮 m=3,z=72 d=54mm,da=60mm,df=46.5mm,ha=3,hf= p=9.42mm,s=4.71 齿 轮 齿 轮 m=3,z=35 d=105mm,da=111mm,df=97.5mm,hf=3.75mm p=9.42mm, s=4.71 齿轮 齿轮 m=3,z=26 d=78,da=84mm,df=70.5mm,ha=3, hf=3.75mm p=9.42mm, s=4.71 nts - 15 - .3 齿轮的传动设计 4.3.1 设计的原则 对于闭式传动的齿轮，因材料采用 属软 齿面齿轮传动，其失效形式主要为 点蚀 失效 所以 其设计的原则为 ： 要按 再按齿面接触疲劳强度设计， 齿根弯曲疲劳强度 校核 齿轮传动是机械传动中最重要、应用最广泛的一种传动。其主要的优点是：传动效率高，工作可靠，寿命长，传动比准确，结构紧凑。其主要缺点是：制造精度要求高，制造费用大，精度低时振动和噪声比较大，不适宜用于传动距离较大 的传动。齿轮传动分为开式和闭式齿轮传动。开式齿轮传动，齿轮完全外露，容易落入灰砂和杂物，不能保证良好的润滑，所以轮齿容易磨损，多用于低速、不重要的场合。闭式齿轮传动，其齿轮和轴承完全封闭在箱体内，能保证良好的润滑和较好的啮合精度，应用广泛。本设计采用闭式齿轮传动。齿轮传动既要传动平稳，又要承载能力强、寿命长，因此设计时应该从满足承载能力出发 ，选定合适的材料，确定齿轮的几何尺寸、合理的结构和良好的工艺性。 齿轮传动的失效主要是轮齿折断和齿面损伤，选择齿轮材料时，应使齿面有足够的硬度和耐磨性，用以抵抗齿面磨损 、点蚀、胶合及塑性变形，而且应有足够的弯曲强度，以抵抗齿根折断。因此，对齿轮材料的基本要求是：齿面要硬、齿心要韧。另外，齿轮材料还应有良好的加工和热处理工艺性。本设计根据齿轮的传动要求特点和传动环境，材料选用 45钢，其锻造毛坯经过常化（正火）或调质处理后切齿即为成品，精度一般为 8级，精切时可达 7级。本设计选用这种齿轮 的原因是这种齿轮加工方便，成本低，生产 效 率高 ，常用于一般要 中 速齿轮 动。 nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 16 - 齿轮的选材：由于材料材料的齿轮加工方便，成本低、生产的效率高，能满足这种 中载的要求。 4.3.2 许用应力的计算 1 设计结果 1齿轮的材料、精度和齿数选择 因传递功率不大，转速不高，并根据要求工作平稳、闭式传动材料根据机械设计表 7-1选取都采用切制成。 齿轮精度用 8 级，硬齿表面粗糙度为 Ra1.6 开式传动的齿轮，主要失效形式是齿面磨损而导致的轮齿折断。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，去Z1=18，则， Z2=iZ1=4X18=72 2设计计算 （ 1）设计准则 按齿根弯曲疲劳强度设计 （ 2）按齿面弯曲疲劳强度设计，由式 2 3211 FFdF YYmZKTS mmNnPT 3/1400 02.11055.91055.9 661 mmN 51058.1 由图 7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为 MPaF 160lim1 MPaF 120lim2 应力循环次数 N 由式（ 7-3）计算 )1030024(3.5060601 natN 81017.2 则 7812 1024.73 1017.2 NN 由图 7-9查得弯曲疲劳寿命系数 11 NY 12 NY 由表 7-2查得弯曲疲劳安全系数 4.1min FS 又 0.2STY 试选 3.1tK 由式（ 7-2）求许用弯曲应力 4.121601m i nl i m11NF STFF YSYMPa229 材料均选 HT250 精度 8 级 齿面粗糙度Ra1.6 Z1=18 Z2=72 mmNT 51 1007.1 MPaF 160lim1 MPaF 120lim2 81 1017.2 N 72 1024.7 N 11 NY 12 NY 4.1min FS 0.2STY 3.1tK nts - 17 - 14.121202m i nl i m22 NF STFF YSYMPa171 又 213121111 FFdF YYmZKTS 2 23221122 FFdF YYmZKTS 由于设计的齿轮相对于轴承的布置是悬臂型的，所以查表 7-7齿宽系数 6.0d 由图 7-18查得齿形系数 2.41SFY 0.42 SFY 取 7.0Y 则 3 112112FDFSZYYKTm3 25229356.07.02.41056.143.12 mm1.2 3 2222122FdFSTZYYKm3 251711406.07.02.41056.143.12 mm9.0 根据表 7-6模数系列 取 mmm 3 MPaF 2291 MPaF 1712 6.0d 2.41SFY 0.42 SFY 7.0Y mmm 3 nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 18 - .4 齿轮的精度设计 4.4.1 选择的原则 5 主要由于该齿轮是铣床中主轴箱转速较高的齿轮，要求是传动平稳精度，故首先考虑第公差组的精度等级， 据圆周速度 又由于对噪声要求不高，因此可选定第公差组的精度等级为级。由于第差组比第公差组低一级，选级根据第公差精度不低于第公差组，故亦选为级所以最终选定的齿轮为 - - 4.4.2 误差检验组的选择及其公差值得确定 该齿轮属中等精度 ,且为 单件小批量生产 量生产 ,采用便于批量测量的见检验组 ,查表 12-3选定 iF wF f F 组成检验方案。根据 mmmzd 5418311 及mmb 121 ，查表 12-13表 12-14表 12-15，可得公差值： 第公差组 iF =63 m ， wF =40 m 第公差组 if =20 m 第公差组 F =11 m 4.4.3 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号 (1)计算齿轮副的最小极限侧隙 minnj 由表 12-10按喷油润滑和 v=3m/s 查得 mmmj nn 030.0301.001.01 由式得 s in)(2 22112 ttaj n 5 根据齿轮的材料 ,铸铁的线性膨胀系数为 /105.1 61 smdnv /06.41 0 0 060 nts - 19 - 传动中心距 a=135mm mmmmjmmmmjnn061.0031.0030.0031.020s in10020805.111352m i n62 所以 (2)确定齿厚极限偏差代号 1)齿厚上偏差 由式922221m i nc o s2104.2t a n nbbnnassFffjfE 式中 ;11 mFF 前面已查得 pbf 由表 12-14按 7级查得 1pbf = 13 m ( mmd 541 ) mf pb 162 ( )2162 mmd 由表 12-17按 a = 218.75mm ,7 级精度查得 mfa 27 ,所以 20c o s211104.2141311920t a n36 222ssE m = 56 m 由表 12-14查得 mf pt 14 则 41456 ptssfE 由表 12-9 查得齿厚上偏差代号为 F, 因此 mmmfE ptss 056.01021444 2) 齿厚下偏差 由式可知 22tan2 rrns bFT 查表 12-13, 8 级精度 mFr 45 ,查表 12-11, mmITb r 937426.1926.1 ,所以 nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 20 - mmT s 75934520t a n2 22 由式得 mTEE ssssi 7556 =-131 m 4.914131 ptsifE 由表 12-9查得齿厚下偏差代号为 J ,因 此 mEETmfEsisssptsi8414056224141010至此 , 小齿轮的精度为 :8-7-7FJ GB10095-88 4.4.4 确定齿胚公差及表面粗糙度 齿轮 的材料 45钢 mmnPCd 163/1400 98.047.1100 33 KwP 94.098.0995.095.01 2 其中 整取 d= 30mm就可满足强度要求 齿轮内孔是加工及安装的定位基准 ,对 7 级精度的齿轮 ,由表 12-18 查得 :内孔尺寸公差 IT7,内孔直径 30 mm,偏差按基孔制 H选取 ,即孔 021.0030 。 内孔的形状公差按7 定位端面的端面圆跳动公差由表 12-19查得为 0.018mm。 齿轮圆只作为切齿加工的找正基准 ,不作为检验基准 ,故其公差选为 IT11(见表 12-19的注 ),顶圆直径 mmmhdd aa 60231254211 ,偏差按基准轴 h 选取 ,即0 190.060 。 齿轮表面粗糙度按 7 级查表 12-20,各表面粗糙度 aR ,分别为 :齿面 aR = 1.6 m ,内孔为 aR =1.6 m ,基准端面 aR =3.2 m ,齿根圆 aR =6.3 m 。 nts - 21 - 4.4.5 公法线平均长度极限偏差的换算 公法线的公称长度 W及其跨齿数 k,可从机械设计有关手册查得或按式 (12-7)和式(12-8)求得。 1014.012476.1 zkmW mmmmWk476.2218014.0132476.1345.0935则其中该齿轮为中模数齿轮 ,控制侧隙的指标易采用公法线平均长度极限偏差 WmsE 、 WmiE ,按换算式 (12-20)式(12-21) 式(12-22) mFEE nrnssW m s7.6320s in4572.020c o s56s in72.0c o smFEE nrnsiW m i5.12020s in4572.020c o s140s in72.0c o smFTT nrnsWn8.5620s in4544.120c o s84s in44.1c o s根据以上方法可以求 其余 的大齿轮的精度为 (1) - - FJ GB10095-88 确定齿轮的精度等级 (见上图 ) 由于该齿轮是传动装置中速度较低的齿轮，由于该设计需要传动平稳性的精度，故首先考虑第公差组精度等级。据圆周速度确定齿轮的精度等级 n = 53.33 r/min,则 smndv /24.060 0 8 7 5.033.5360/1 由表 12-6表 12-7 可见，在 3m/s速度分段中，速度较低，噪声要求中等，因此可选定第第公差组为 7级。由于该齿轮对传递运动 的准确性要求不高，可比第公差组精度降低一些，故第公差组选定为 8级。动力齿轮对齿面载荷分布均匀性有一定要求 ,第公差组精度一般不低于第公差组 ,故亦定为 7级。所以最后选定小齿轮精度为 :8-7-7。 其它结果 参照图纸就可知 nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 22 - 5 轴 与花键轴 的设计 5.1 轴 的最小直径得计算 由于轴 是组成机床进给系统的重要零件之一。 可知，轴受到转矩作用时，其强度条件为： 10362.01055.9Td nPWTTT 写成设计公式，轴的直径为： 3362.01055.9nPCnTPd 16mm 式中： T-轴所传递的扭矩，单位为 N .mm WT-抗扭截面系数，单位为 mm C-由轴的材料和承载情况所确定的常数，查表 10-2 P-轴所传递的功率，单位为 Kw n-轴的转速，单位为 r/min T-许用切应力，单位为 Mpa，查表 10-2 由表选取 C=106 P 取与刀具切削功率相等的值，即 P=2.04Kw 轴的转速 n=90r/min 将数值代入公式， 容易 得到： 3362.01055.9nPCnTPd 163/14 0098.047.111 0 3 mm 因为轴上开有键槽，轴径应按计算值加大 3%计算，所以 d 29.9(1+3%) 30.4mm 圆整取值得 d=30mm 5.2 轴的结构分析及轴上零件的固定 为了便于轴上零件的装拆，常将轴做成阶梯形状，因在本设计中主轴只需传递运动，且根据轴上所装的零件特点，可以将轴的主要部分做成等直径轴；但在装轴承处nts - 23 - 的轴颈需要按照轴承标准配合进行选取，并且要求有较高的加工精度和表面粗糙度；轴上装齿轮处留有键槽，键槽的尺寸查表画出。 轴的设计还必须考虑轴上零件的固定，齿轮用 开槽锥端紧定螺钉和轴用钢丝挡圈作轴向固定，开槽锥端紧定螺钉和轴用钢丝挡圈的尺寸按国标查出；用平键做圆周方向上的固定 ，其尺寸按国标查表；轴承在轴向的固定通过箱体上的铸造结构代替轴肩来实现，在圆周上的固定是靠内圈与轴之间的配合来实现。 选择轴的材料 ,应该考虑下列因素 (1)轴的强度、刚度以及耐磨性要求 （ 2）热处理的方法；（ 3）材料来源；（ 4）材料的加工工艺性；（ 5）材料价格等 轴的材料常用的有碳素结构钢、合金结构钢和球墨铸铁 其中碳素结构钢具有较好的综合力学性能 ，尤以 45 钢最为常用，本设计就是采用 45 钢 ，为了提高其力学性能，通常进行调质处 其主要的功能支撑回转类零件齿轮、带轮、链轮、等，并传递运动和动力。 ：轴的材料的选择 考虑到轴的强度要求和热处理的方法及材料的加工工艺价格因素等。 选用具有较好得力学性能的 ：初估轴的直径 设计轴时，往往先从粗略估算轴的直径开始，并以此作为设计依据。根据扭转强度条件粗略计算轴的直径是常用的计算方法，设计时只考虑轴在转矩作用下所受到的切应力，而采用降低许用应力的方法适当地考虑弯曲应力的影响，这种方法可以作为主轴和不太重要的轴的最终强度计算方法。 由材料力学可 知，轴受到转矩作用时，其强度条件为： 10362.01055.9Td nPWTTT 写成设计公式，轴的直径为： nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 24 - 33 62.01055.9nPCnTPd 163/1 4 00 98.047.1110 3 mm1 式中： T-轴所传递的扭矩，单位为 N .mm WT-抗扭截面系数，单位为 mm C-由轴的材料和承载情况所确定的常数，查表 10-2 P-轴所传递的功率，单位为 Kw n-轴的转速，单位为 r/min T-许用切应力，单位为 Mpa，查表 10-2 由表选取 C=1 P取与 铣 刀 切削功率相等的值，即 P= . Kw 轴的转速 n= r/min 将数值代入公式，得到： mmd 1649 847.111 0 因为轴上开有键槽，轴径应按计算值加大 3%计算，所以 d 29.9(1+3%) 30.4mm 圆整取值得 d=30mm 5.3 轴 （花键轴）的结构分析及其 上零件的固定 安装 为了轴上零件 便于 的装拆，常 将 轴做成阶梯形状， 又因在该设计中各 轴只需 作为传递运动而不用做传递动力传 ，且根据轴上所装的零件 的结构 特点，可以将轴的主要部分做成等直径轴；但在装轴承处的轴颈需要按照轴承标准配合 进行选取，并且要求有较高的加工精度和表面粗糙度；轴上装齿轮处留有键槽，键槽的尺寸查表nts - 25 - 画出。 轴 的设计还必须考虑轴上零件的固定，齿轮用开槽锥端紧定螺钉和轴用弹性挡圈作轴向固定，开槽锥端紧定 螺钉和轴用弹性挡圈的尺寸根据手册查出 查出；用平键做圆周方向上的固定 ，其尺寸按国标查表；轴承在轴向的固定通过箱体上的铸造结构代替轴肩来实现，在圆周上的固定是靠内圈与轴之间的配合来实现。 选择轴的材料 ,应该考虑下列因素 (1)轴的强度、刚度以及耐磨性要求 （ 2）热处理的方法；（ 3）材料来源；（ 4）材料的加工工艺性；（ 5）材料价格等 轴的材料常用的有碳素结构钢、合金结构钢和球墨铸铁 其中碳素结构钢具有较好的综合力学性能 ，尤以 45 钢最为常用，本设计就是采用 45 钢，为了提高其力学性能，通常进行调质处理或者正火处理。 5.4 轴的强度校核 轴的结构设计确定了轴的结构形状和尺寸，为了进行轴的强度计算，需要将轴的实际受力情况简化成计算简图，即建立力学模型。 （ 1） 齿轮传给轴的分散力，在一般计算中，简化为集中力，并作用在轮缘宽度的中点，这种简化，一般偏于安全。 （ 2） 作用在轴上的转矩，在一般的计算中，简化为从传动件轮毂的中点算起的转矩。 （ 3） 周的支承反力 的作用点随轴承的类型和布置方式而异。简化后，将双支点轴当作受集中力载荷的简支梁进行计算。 具体的计算是根据轴的疲劳强度安全系数的较核计算，对于一些重要的轴，要进行疲劳强度的计算。该方法考虑了影响疲劳强度的各个因素，如应力变化特征、应力集中、表面质量、尺寸等。因此，该方法是一种精确的方法。轴的疲劳强度的校核计算，是对轴的危险剖面的疲劳强度安全系数进行的校核计算。危险剖面是指发生破坏可能性最大的剖面。但是，在具体校核计算之前，有时很难确定哪个剖面是危险剖面。因为影响轴的疲劳强度的因素很多，弯矩和转矩最大的剖面不 一定就是危险剖面，而弯矩和转矩不是最大的剖面，因其直径小，应力集中严重，却有可能是危险剖面。在nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 26 - 计算前无法准确确定危险剖面的情况下，就必须对可能的危险剖面都进行校核。 校核危险剖面疲劳强度安全系数的公式为 SSSSSs 22 1 其中在弯矩作用下和在转矩的作用下的安全系数分别为 mmaKSKS11 ）（见表许用疲劳强度安全系数）；至表表面质量系数（见附表弯曲、扭剪的应力幅；弯曲、扭剪的平均应力）；数（见表折算为应力幅的等效系弯曲、扭剪时平均应力）；寸系数（见附表弯曲、扭剪时的绝对尺）；至表中系数（见附表弯曲、扭剪时的有效集）；限（见表料的弯曲、扭剪疲劳极对称循环应力时试件材数；只考虑转矩时的安全系数；只考虑弯矩时的安全系计算安全系数：610710510,110,410,310110,110.11SKKSSSaamm下面对具体的 矩形花键轴 轴进行强度校核： 根据设计的要求属静联接即： pmZh ldTp amp。 7.833281318750 140076 pnts - 27 - （ 1） 画出轴的受力简图，并进行轮齿受力计算 tF112 dTaFFtr tan式中 ）位为（为分度圆的压力角，单啮合角，标准齿轮传动直径，单位为标准齿轮传动为分度圆为齿轮传递的扭矩，单位ammdmmNT11 所以 , NFt 3 37 33181 00 2 7 52 NF r 67.122720ta n3373 (4)画出弯矩图 (f) 转矩 mmNT 9 1 07 12 3183 3 73(5)由表 10-1查得 M PaM Pabb 100,60 01 6.01006001 bba 在 aa 截面左侧 32323 3.2636302 )3.330(258301.02 )(1.0 mmd tdbldW M P aW aTMe 7.16)( 22 在 bb 左侧 333 2700301.01.0 mmdW nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 28 - 32 309 398102 28 mmNlMM ab M PaW aTMe 3.16)(22 (6)轴的疲劳强度安全系数校核 由表 10-1查得 M P aM P aM P aB 155,300,650 11 , 1.0,2.0 在截面左侧 323 5 0 8 62 )(2.0 mmd tdbtdW T 由附表 10-1查得 63.1,1 KK由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 76.0,81.0 轴经过磨削加工 ,有附表查得表面质量系数 1 则 : 弯曲应力 M P aWMb 1.162 6 3 6 34 2 6 4 6 7 应力幅 MPaba 1.16 平均应力 0m切应力 M P aWT TT 24.192700 5.186952 M P aTma 62.92 安全系数09.151.1681.01 13001 maKS nts - 29 - 18.762.91.062.976.01 63.11551 mKS 48.618.709.15 18.709.15 2222 SSSSS 由表 10-6查得许用安全系数 5.13.1 S ,显然此截面是安全的 在截面的右侧 抗弯截面系数 333 2700301.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 5400302.02.0 mmdWt 由 mmNMb 20576所以弯曲应力 M P a。WM bb 32927002057 6 0,329 mba M P a。 切应力 M P aWT TT 6.185400100476 MPaTm 3.92 查 简明机械设计手册手册 得过盈配合引起的有效应力集中系数 63.2K89.1K 又 1.0,2.0,176.0,81.0 以及 即 06.846.11181.0 63.230 01 mKS nts丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计 - 30 - 57.23.171.03.1776.01 89.11551 mKS 截面右侧椒是安全的45.257.206.8 57.206.8 2222 SSSSS 在截面左侧 333 5 4 0 0302.02.0 mmdW T 截面左右侧的弯矩和扭距相同 ,弯曲应力 M P aWM bb 4.115400 8.30 0,4.11 mba M P a 切应力 M P aWT TT 60.1854001004765 M P aTma 3.92 查得圆角引起的有效应力集中系数 36.1,48.1 KK得绝对尺寸系数 2.0,178.0,83.0 ，又, 1.0则76.144.1183.01 48.130 01 mKS 45.53.171.03.1778.01 36.155.11 mKS nts - 31 - 11.545.576.14 45.576.14 2222 SSSSS 显然在此截面的左侧安全 以上的计算表明 :轴的弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的 轴的强度校核还应该考虑键槽处的强度： 根据 公式 522pp dl kTlk dT 式中 下面进行具体的校核： M P ap 46.648)825(302100476 100810 范围为查得由表 pp -200MPa 经过计算，显然 花键与 键槽处的强度 满足要求 5.5 轴的刚度校核 机床 在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形又很小，因此决定主轴结构尺寸的主要尺寸是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度的验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。 以弯曲变形为主的机床主轴（如车床、铣床），需要进行弯曲刚度校核；以扭转变形为主的机床主轴（如钻床），需要进行扭转刚度计算。 当前主轴组件刚度计算的方法很多，而且属于近似的计算，刚度的允许值也做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据不产生切削振颤条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂，对于本设计，仍然采用静态计算法，计算的过程大 大简化，而且与实际相比较，误差不是很大，在允许
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