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含5张CAD图纸、说明书全稿 C7620 车床 主轴 刀架 设计 CAD 图纸 说明书

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湖湖 南南 科科 技技 大大 学学毕毕 业业 设设 计（计（ 论论 文文 ）题目题目C7620 型车床主轴箱及后刀架设计型车床主轴箱及后刀架设计作者作者孟霄霄孟霄霄学院学院机电工程学院机电工程学院专业专业机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化学号学号1103010212指导教师指导教师廖先禄廖先禄二一五年 五月二十七日湖南科技大学本科毕业设计（论文）II摘摘 要要本次设计为 C7620 型卡盘多刀半自动车床的主轴箱设计。该车床是用于加工盘套类零件的高效率机床，主传动采用双速电机，结构简单。首先根据本次设计的主要参数进行机床转速的确定，拟定传动方案，确定出主轴箱的转速图和变速传动系统图。选定齿轮的齿数，通过验算主轴的转速误差是否在误差值的允许范围内，从而确定设计的齿轮是否达到设计要求。根据机床设计手册和已经确定的主轴箱转速图，计算主轴、各传动轴以及各齿轮的计算转速，进而确定齿轮的模数和材料，完成齿轮的设计。注意到本次设计中双速电机的特点，根据主动带轮传递的功率选择三角胶带的型号，确定胶带长度以及根数等，进一步计算传动轴和主轴的轴径，选择花键的型号，完成皮带和各个轴的设计，至此完成车床主轴箱内主要零件的设计。针对齿轮的模数以及传动轴（中轴）的刚度和强度、轴承寿命等进行校核验算，达到合格后即初步完成了车床主轴箱的整体设计。关键词:主轴箱 齿轮 轴 三角胶带IIIAbstractThe design for the z5140-type multi-tool semi-automatic lathe chuck spindle box design. The lathe is a disc sets of parts for processing high-efficiency machines, the main drive with dual-speed motor, simple structure. First, according to the design of the main parameters of the machine speed identification, formulation transmission scheme, determine the speed of the spindle box diagram and transmission system diagram. Selected gear teeth, the spindle speed error by checking whether the error value within the allowable range, the design of the gears to determine the design requirements. According to Machine Design Manual and have been identified Headstock speed graph, calculate the spindle, the shaft and the gear calculation speed, and to determine the modulus gear and materials to complete the design of gears. Noting this design features two-speed motor, according to the power delivered by the drive pulley choice triangle tape models, to determine the tape length, and number of roots, etc., further calculations shaft and the spindle shaft, select the spline model, complete belts and the design of each axis, thus completing the main parts lathe headstock design. Modulus as well as for the gear shaft (axis) of the stiffness and strength, bearing life, etc. check checking, reached after passing the initial completion of the overall design of lathe headstock. Keywords: triangle tape headstock gear shaftIV目目 录录绪绪 论论.1第一章第一章 主动参数的确定主动参数的确定.21.1 确定传动公比.21.2 主电动机的选择.2第二章第二章 车床的规格车床的规格.3第三章第三章 变速结构的设计变速结构的设计.43.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目.43.2 结构式的确定.43.3 各变速组的变速范围及极限传动比.43.4 确定各轴的转速.53.5 绘制转速图.63.6 确定各变速组变速副齿数.73.7 绘制变速系统图.8第四章第四章 结构设计结构设计.94.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .94.2 展开图及其布置 .94.3 I 轴（输入轴）的设计.94.4 齿轮块设计 .104.5 传动轴的设计 .114.6 主轴组件设计 .124.6.1 各部分尺寸的选择.124.6.2 主轴材料和热处理.124.6.3 主轴轴承.134.6.4 主轴与齿轮的连接.144.6.5 润滑与密封.144.6.6 其他问题.14第五章第五章 传动件的设计传动件的设计.165.1 带轮的设计.165.2 带轮结构设计.185.3 传动轴的直径估算.195.4 键的选择.205.5 齿轮模数的确定.205.6 确定各轴间的中心距.24V5.7 齿轮的设计.24第六章第六章 齿轮校核齿轮校核.256.1 齿轮强度校核.256.1.1 校核 a 组齿轮 .256.1.2 校核 b 组齿轮.26第七章第七章 传动轴刚度校核传动轴刚度校核.297.1 核算其装齿轮处产生的挠度和倾角.297.2 核算轴承处转角.32第八章第八章 轴承的选用和校核轴承的选用和校核.348.1 各轴轴承的选用的型号.348.2 轴承寿命计算.34第九章第九章 后刀架的设计后刀架的设计.369.1 后刀架的发展趋势.369.2 后刀架设计的基本要求.369.3 C7620 机床后刀架的设计.369.4 刀架的组成.399.5 后刀架的工作.409.6 刀架参数的确定.409.7 动力源的选取.419.8 安装调试.41第十章结论第十章结论 . 42参考文献参考文献.43致谢致谢.440绪绪 论论C7620 卡盘多刀半自动车床是一种以加工盘类零件为主的高效率机床,该机床配有前后两个刀架,能对零件进行端面、外圆、内孔及斜锥等多种工序的加工。由于本机床主传动系统采用双速电机驱动，所以前后刀架在一次自动循环中能根据零件直径的不同，自动变换两种不同的进给速度。机床前后刀架的驱动和工件的夹松都是采用液压控制的，由于在电器部分采用了步进程序控制线路组成的预选工艺卡片(即插销板)，配合行程挡铁的调整，可以实现本机床所提出的各种自动循环。在机床设计开始时需要先确定相关的参数，它是其它设计的根据，影响到产品是否可以满足实际要求，这是设计的关键一步。机床参数有主基本参数与基本参数。主参数是机车参数中最重要的，它直接反映机床的加工能力和特性，决定和影响其它基本参数。1第一章第一章 主动参数的确定主动参数的确定1.11.1 确定传动公确定传动公 比比 根据机械制造装备设计表 3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列77P=1.41.因为=1.41=1.06 ，根据机械制造装备设计表 3-6 标准数列。首先找到677P最小极限转速 90，再每跳过 5 个数（1.261.06 ）取一个转速，即可得到公比为61.41 的数列：90、125、180、255、345、485、710、1000。 1.21.2 主电动机的选择主电动机的选择 采用双速电动机,电动机变速范围位 2,转速级数共 8 级。电机功率 kwP10/5 . 7电机转速min/1440/710rn电2第二章第二章 车床的规格车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 表表 2.12.1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)maxD最高转速()maxnminr最低转速()minnminr电机功率P（kW）公比转速级数Z2001000907.5/101.418 3第三章第三章 变速结构的设计变速结构的设计拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。3.13.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个ZZ变速副。即321ZZZZ 变速副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 应为 2 的因子： ，方aZ2案： 2228电变速组作为第一扩大组，III 轴间的变速组为基本组，传动副数为 2，IIIII 轴间变速组为第二扩大组，传动副数为 2。3.23.2 结构式的确定结构式的确定 转速级数：Z=8，根据传动副前多后少传动线前密后疏降速前缓后急的三原则，可确定结构方案为：，但考虑到所设计机床的实际情况，采用双速4212228电动机驱动，双速电动机是动力源，必须为第一变速组（电变速组）；但级比是 2，除可为混合公比传动系统的变型基本组外，不可能是常规传动系统的基本组，只能作为第一扩大组。因此，机床采用双速电动机时，传动顺序和扩大顺序不一致。由于传动系统的公比是 1.41，故基本组的传动副数为 2。因此，确定其传动最佳方案：。42122283.33.3 各变速组的变速范围及极限传动比各变速组的变速范围及极限传动比湖南科技大学本科毕业设计（论文）4传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速传动时，为防mini止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取2maxi，故变速组的最大变速范围为/810。5 . 2maximaxRmaximini主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：inRRRRR210检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 (3.1)1222PXR其中， 41. 162X22P，符合要求。)108(46. 81641. 12R3.43.4 确定各轴的转速确定各轴的转速3.4.13.4.1 确定主轴计算转速确定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转jn速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据机械制造装备设计表 3-10，主轴的计算转速为min/221.6r41. 1125nn13813zminj又因为 221.6r/min 不在转速点上，故选定 250r/min 为主轴的计算转速。3.4.23.4.2 各变速轴的计算转速各变速轴的计算转速： 轴的计算转速为 250r/min；3jn轴的计算转速为 316r/min；2jn轴的计算转速为 710r/min。1 jn3.4.33.4.3 各齿轮的计算转速各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。湖南科技大学本科毕业设计（论文）5 变速组 b 计算 z = 25 的齿轮，计算转速为 316r/min； 变速组 a 计算 z = 36 的齿轮，计算转速为 710r/min。核算主轴转速误差 min/33.98354/5972/45180/1801440rn实min/940rn标 %5%6 . 4%100940)94033.983(%100)(标标实nnn 所以合适。3.53.5 绘绘制转速图制转速图 图图 3.13.1 转速图转速图3.63.6 确定各变速组变速副齿数确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机zszs床结构庞大，一般推荐100200.zs 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；minz受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820；湖南科技大学本科毕业设计（论文）6齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即%）（理实理110nnn-要求的主轴转速；理n-齿轮传动实现的主轴转速；实n齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从zS机械制造装备设计表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据机械制造装备设计,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。94P电机和轴之间传动为皮带定比传动，所需数据由机械制造装备设计中表 2-7得到：电动机轴： 01801180n3.6.13.6.1 变速组变速组 a a 的齿数确定的齿数确定: :轴轴：16 . 111au 124. 212au由于两个传动比均小于 1，故取其倒数，即按，则查表 2-7，存在6 . 11au24. 22au这二个传动比的（齿数和）分别有： zS ，=109,111,112,113,114,116,117,118,11.6auzs ，=109,110,111,113,114,116,117，22.24auzs因变速组内所有齿轮模数相同，并是标准齿轮，则二对传动副的齿数和是相同的。zS符合条件的有：109，111，113，114，116，117，若取，从表中可查得小齿117ZS轮的齿数分别是，则可算出二个传动副的齿轮齿数为：451z363z,724511712zSzZ湖南科技大学本科毕业设计（论文）7。813611734zSzZ3.6.23.6.2 变速组变速组 b b 的齿数确定的齿数确定：轴轴：112. 111bu 155. 312bu由于两个传动比均小于 1，故取其倒数，即按，则查表 2-12. 11bu55. 32bu7，存在这二个传动比的（齿数和）分别有：zS，=110，111，112，113，11412. 11buzS，=108，109，110，113，11455. 32buzS取=113，从表中可查得小齿轮的齿数分别是，则可算出二个传zS545z257z动副的齿轮齿数为：，595411356zSzZ。 882511378zSzZ3.73.7 绘制变速系统图绘制变速系统图湖南科技大学本科毕业设计（论文）8图图 3.23.2 转速图转速图第四章第四章 结构设计结构设计4.14.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等） 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题：精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：湖南科技大学本科毕业设计（论文）91）布置传动件及选择结构方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。4.24.2 展开图及其布置展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其它轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。4.34.3 I I 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置） 。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。4.44.4 齿轮块设计齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：一、是固定齿轮还是滑移齿轮；二、移动滑移齿轮的方法；三、齿轮精度和加工方法；湖南科技大学本科毕业设计（论文）10变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用 766，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 766 提高到 655 时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8 级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7 级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在衍齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6 级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。4.54.5 传动轴的设计传动轴的设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工湖南科技大学本科毕业设计（论文）11时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为 6585。刀Dmm机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 510，以免加工时孔变形。mm花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。G传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。加工和装配的工艺性等。4.64.6 主轴组件设计主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度） ，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。4.6.14.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择湖南科技大学本科毕业设计（论文）12主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏六号锥孔。4） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐aL取： =23.5，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，aLL应选大值，轴刚度差时，则取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结L构时力求接近上述要求。4.6.24.6.2 主轴材料和热处理主轴材料和热处理在主轴结构形状和尺寸一定的条件下，材料的弹性模量 E 越大，主轴的刚度也越高，由于钢材的 E 值较大，故一般采用钢质主轴，一般机床的主轴选用价格便宜、性能良好的 45 号钢。提高主轴有关表面硬度，增加耐磨性，在长期使用中不至于丧失精度，这是对主轴热处理的根本要求。机床主轴都在一定部位上承受着不同程度的摩擦，主轴与滚动轴承配合使用时，轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度，通常硬度为 HRC40-50 即可满足要求。一般机床的主轴，淬火时要求无裂纹，硬度均匀；淬硬层深度不小于 1mm，最好 1.5-2mm,使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层，主轴热处理后变形要小。螺纹表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能过深，台阶交接处应该倒角；渗氮主轴的锐边、棱角必须倒圆 R0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。4.6.34.6.3 主轴轴承主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具湖南科技大学本科毕业设计（论文）13有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07） ，只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。mm轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的CDDE精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1） 轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12 的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹湖南科技大学本科毕业设计（论文）14中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。4.6.44.6.4 主轴与齿轮的连接主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15 左右） 。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔 180度布置） ，两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。4.6.54.6.5 润滑与密封润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1）堵加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难） 。还有一种是在轴承盖mm的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 形） ，效果比上一种好些。在轴上增开了v沟槽（矩形或锯齿形） ，效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。4.6.64.6.6 其他问题其他问题主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为Cr405055。其他部分处理后，调整硬度为220250。HRCHBS湖南科技大学本科毕业设计（论文）15第五章第五章 传动件的设计传动件的设计5.15.1 带轮的设计带轮的设计三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作湖南科技大学本科毕业设计（论文）16电机输出轴的定比传动。电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5/10kW,传动比i=1，两班制，一天运转 16 小时，工作年数 10 年。(1)选择三角带的型号由机械设计表 8-7 工作情况系数查的共况系数=1.2。156PAKAK故根据机械设计公式（8-21）156P (5.1)(12102 . 1kWPKPAca式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数 AK因此根据、由机械设计 图 8-11 普通 V 带轮型图选用 B 型。caP1n157P(2)确定带轮的基准直径，1DD带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过D小，即。查机械设计表 8-8、图 8-11 和表 8-6 取主动小带轮基准minDD 157P155P直径=180。 Dmm因本设计的 i=1(极大带轮和小带轮的直径相同，等速传递)，故=180mm。2D(3)验算带速度 v按机械设计式（8-13）验算带的速度150P (5.2) smnDv/6 .13100060144018014. 310006011所以，故带速合适。smvsm255(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据机械设计公式（8-20）152P)(2)(7 . 021021DDADD7202520 A取=500mm。0A(5)三角带的计算基准长度L 由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度158P (5.3) 02122100422ADDDDAL湖南科技大学本科毕业设计（论文）17mmL2 .15655004)180180()180180(2500220 由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 L=1600mm146P(6)确定实际中心距A 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距 158P (5.4) mmLLAA4 .51722 .15651600500200(7)验算小带轮包角1 根据机械设计公式（8-25）158P ，故主动轮上包角合适。OOOoADD1201803 .57180121(8)确定三角带根数Z 根据机械设计式（8-26）得158P (5.5) lcakkpppz00 查表机械设计表 8-4d 由 i=1 和得= 0KW153Pmin14401rn 0p 查表机械设计表 8-5，=1；查表机械设计表 8-2，长度系数=0.92klk 03. 392. 01)03 . 4(12Z 所以取 Z=4 根。(9)计算预紧力 查机械设计表 8-3，q=0.18kg/m 由机械设计式（8-27） (5.6) 20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -带的变速功率,KW；cap v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.18kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF82.25442. 918. 0115 . 2442. 91250020（10）计算作用在轴上的压轴力湖南科技大学本科毕业设计（论文）18 NZFFQ56.20382180sin82.254422sin2105.25.2 带轮结构设计带轮结构设计带轮的材料 常用的 V 带轮材料为 HT150 或 HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。带轮结构形式 V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图 8-14a） 、腹板式（机械制图图 8-14b） 、孔板式（机械制图图 8-14c） 、椭圆轮辐式（机械制图图 8-14d） 。V 带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d 为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当ddd5 . 2可以采用腹板式，时可以采用孔板式，mmdd300mmdDmmdd100,30011同时当时，可以采用轮辐式。mmdd300 带轮宽度：。mmfezB10012219) 15(2) 1(V 带轮的论槽V 带轮的轮槽与所选的 V 带型号相对应，见机械制图表 8-10.表表 5.15.1 V V 带轮的轮槽与所选的带轮的轮槽与所选的 V V 带型号带型号 dd与相对应得dd槽型dbminahminfh e minfo32o34o36o38B14.03.5010.84 . 01911.501900190V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V 带工作面夹角发生变化。为了使 V 带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将 V 带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。o40V 带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。minminfahh和轮槽工作表面的粗糙度为。2 . 36 . 1RR或V 带轮的技术要求湖南科技大学本科毕业设计（论文）19铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。921 .13575TGB5.35.3 传动轴的直径估算传动轴的直径估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。根据 (5.7) 41.64 nTd (5.8) 491 ijNdn式中：危险截面处轴的直径，mmd该轴传递的额定扭矩，N/mmnT该轴传递的功率，iNKw该轴的计算转速，r/minjn该轴每米长度上允许的扭转角，一般 00 0.5 1iNNA总式中：由电机到该传动件各传动副的传动效率由 总I100.969.6 dNNKwA带III9.60.999.5 NNKwA齿IIIII9.50.999.4 NNKwA齿 4I9.69135.260.6710dmm 0.6 4II9.59140.070.8 316dmm 0.8湖南科技大学本科毕业设计（论文）20按图 5.8-1 求得: I50dmm II50dmm5.45.4 键的选择键的选择当轴上有键槽时，d 值应相应增大 45%;当轴为花键轴时，可将估算的 d 值减小 7%为花键轴的小径;空心轴时，d 需乘以计算系数 b，b 值见机械设计手册表 7-12。轴为空心轴，I 和为花键轴。I 轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。因是花键轴，内径可减少 7%，即:d =50 (1-7%)=46.5 d =50 (1-7%)=46.5按标准圆整，采用轴：650 45 12 轴：650 45 12，655 50 14键的选择：矩形花键的尺寸 10 8 90，平键 14956 矩形花键的尺寸 3 3 30 平键的尺寸 2861105.55.5 齿轮模数的确定齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按金属切削机床设计表 7-17 进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，HmFm为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过 23 种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查机械设计表 10-8 齿轮精度选用 7 级精度，再由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40C(调质)，硬度为 280HBS：r根据金属切削机床设计表 7-17；有公式：齿面接触疲劳强度： (5.9) 322) 1(16020HPjmHznKPm齿轮弯曲疲劳强度： (5.10) 3430FPjmFznKPm湖南科技大学本科毕业设计（论文）21 a 变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数 36 的齿轮。 齿面接触疲劳强度：322) 1(16020HPjmHznKPm其中: -公比 ； =2.25 ； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图 7-6HPlim9 . 0HHPlimH按 MQ 线查取; -计算齿轮计算转速;jn K-载荷系数取 1.2。 =650MPa，limH MPaMPaHP5859 . 0650 mmmH73. 271058525. 236825. 32 . 72 . 1160203221 根据画法几何及机械制图表 10-4 将齿轮模数圆整为 2.5mm 。齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图 7-FPlim4 . 1FFPlimF11 按 MQ 线查取； -计算齿轮计算转速; jn K-载荷系数取 1.2； ，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF0 . 24203671082 . 72 . 143031湖南科技大学本科毕业设计（论文）22根据画法几何及机械制图表 10-4 将齿轮模数圆整为 2mm 。所以11FHmm5 . 21m于是变速组 a 的齿轮模数取 m = 2.5，b =30mm。轴上主动轮齿轮的直径： mmdmmdaa5 .112455 . 290365 . 221；轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： mmdmmdaa180725 . 25 .202815 . 221；b 变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数 25 的齿轮。 齿面接触疲劳强度：（公式见 a 变速组）其中: -公比 ； =3.52； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922 7.5=6.915KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计HPlim9 . 0HHPlimH图 7-6 按 MQ 线查取; -计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650 mmmH42. 364058552. 325852. 4915. 62 . 1160203222 根据画法几何及机械制图表 10-4 将齿轮模数圆整为 3mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm其中: P-齿传递的名义功率；P =0.922 7.5=6.915KW； -齿宽系数=；mm105mb湖南科技大学本科毕业设计（论文）23 -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计FPlim4 . 1FFPlimF图 7-11 按 MQ 线查取；-计算齿轮计算转速; jnK-载荷系数取 1.2。，MPaF300lim MPaMPaFP4204 . 1300 mmmF3 . 2420256408915. 62 . 143032 根据画法几何及机械制图表 10-4 将齿轮模数圆整为 2.5mm 。所以22FHmmmmm32 于是变速组 b 的齿轮模数取 m = 3mm，b = 30mm。 轴上主动轮齿轮的直径： mmdmmdbb1775937525321； 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： mmdmmdbb16254326488321；、标准齿轮参数：*20h1c0.25度，从机械原理表 5-1 查得以下公式齿顶圆直径 (5.11) mhzdaa)2+(=*1齿根圆直径 (5.12) mchzdaf)22(1分度圆直径 (5.13) mzd =齿顶高 (5.14) mhhaa*=齿根高 (5.15) mchhaf)+(=*齿轮的具体值见下表：表表 5.15.1 齿轮尺寸表齿轮尺寸表 （单位：（单位：mmmm）齿轮齿数z模数nmm分度圆直径 d齿顶圆直径ad齿根圆直径fd齿顶高ah齿根高fh362.5909583.752.53.125452.5112.5117.5106.252.53.125湖南科技大学本科毕业设计（论文）24812.5202.5207.5196.252.53.125722.5180185173.752.53.125253758167.53 3.75593177183169.533.75883264270256.533.75543162168154.533.755.65.6 确定各轴间的中心距确定各轴间的中心距；)(25.14625 . 2)8136(2)(21mmmzzd；)(5 .16923)8825(265mmmzzd5.75.7 齿轮的设计齿轮的设计通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当mmda160时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮做成160500ammdmm实心结构。第六章第六章 齿轮校齿轮校核核在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。6.16.1 齿轮强度校核齿轮强度校核 计算公式：弯曲疲劳强度 (6.1) FSaFatFbmYYKF湖南科技大学本科毕业设计（论文）25 接触疲劳强度 (6.2) HtEHuubdKFZ15 . 216.1.16.1.1 校核校核 a a 组齿轮组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为 36 的齿轮，确定各项参数 FSaFatFbmYYKF2,n=710r/min,kWPP2 . 796. 0)(1097. 0710/2 . 71055. 9/1055. 9566mmNnPT确定动载系数VKsmdnv/35. 310006071090100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数。由机械08. 1vK设计使用系数。0 . 1AK。mmb30确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数0 . 1d查机械设计表 10-4，得非对称齿向载荷分配系数；417. 1HK ,33. 525. 24/30/hb查机械设计图 10-13 得27. 1FK确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表 10-2 查的使用，0 . 1AK由机械设计表 10-3 查得齿间载荷分配系数1FHKK确定载荷系数: 372. 127. 1108. 10 . 1FFvAKKKKK 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数；55. 2FaY61. 1SaY湖南科技大学本科毕业设计（论文）26计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图 10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFEMp540机械设计图 10-18 查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数 S = 1.39 . 0NK aFMp3743 . 15409 . 0 )(56.2155901097. 0225NdTFt FaFMp78.32325. 23061. 155. 256.215553. 12接触疲劳强度HtEHuubdKFZ15 . 21载荷系数 K 的确定：372. 127. 1108. 10 . 1FFvAKKKKK弹性影响系数的确定；查机械设计表 10-6 得EZ8 .189EZ查机械设计图 10-21（d）得，MPaH670limMPaH6036709 . 0 HHMPa8 .59625. 2125. 2903056.2155372. 18 .1895 . 2故齿轮 1 合适。6.1.26.1.2 校核校核 b b 组齿轮组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为 25 的齿轮，确定各项参数 FSaFatFbmYYKF2 ,n=640r/min,kWPP915. 6099.098.99. 096. 0mmNnPT5661003. 1640/915. 61055. 9/1055. 9 确定动载系数：smdnv/513. 210006064075100060齿轮精度为 7 级，由机械设计图 10-8 查得动载系数04. 1vK湖南科技大学本科毕业设计（论文）27mmb30 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数0 . 1d查机械设计表 10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 419. 1HK,查机械设计图 10-13 得8 . 4)25. 25/(55/hb27. 1FK 确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表 10-2 查的使用；0 . 1AKNdTFt67.2746751003. 1225由机械设计表 10-3 查得齿间载荷分配系数1FHKK 确定动载系数: 32. 127. 1104. 10 . 1HHvAKKKKK 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数、91. 2FaY53. 1SaF 计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图 10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFEMp540机械设计图 10-18 查得 寿命系数,疲劳强度安全系数 S = 1.39 . 0NK aFMp3743 . 15409 . 0 )(67.2746751003. 1225NdTFt FaFMp72.35833053. 191. 267.274632. 12接触疲劳强度HtEHuubdKFZ15 . 21u=88/25=3.52；、载荷系数 K 的确定：475. 1419. 1104. 10 . 1FFvAKKKKK、弹性影响系数的确定；查机械设计表 10-6 得EZ8 .189EZ湖南科技大学本科毕业设计（论文）28、查机械设计图 10-21（d）得，MPaH670limMPaH6036709 . 0 MPaMPaH6035 .60052. 3152. 3753067.274632. 18 .1895 . 2 故齿轮 5 合适。第七章第七章 传动轴刚度传动轴刚度校核校核由于轴是传动轴当中承载最重的轴，故选其作为刚度验算的传动轴。7.1 核算其装齿轮处产生的挠度和倾角核算其装齿轮处产生的挠度和倾角 计算轴的平均直径，计算简图（如下）湖南科技大学本科毕业设计（论文）29 图图 7.17.1 传动轴受力图传动轴受力图 计算轴传递的扭矩nT () (7.1)4955 10injNTnN mmA式中：轴传递的功率,iNKw轴的计算转速,r/minjn ()449.5955 1028.7 10316nT N mmA 求作用在装齿轮处 B 点的力 切向力： （N） (7.2)2nBxTpd径向力： （N） (7.3)0.5ByBxpp式中：齿轮的分度圆直径，ddmz=2834.57 N42 28.7 1081 2.5BxpBYPCYPBCABXPCXPD8125CYPBYP湖南科技大学本科毕业设计（论文）30 N0.5 2834.571417.28Byp 求作用在装齿轮处 C 点的力由于三轴心(传入轴、传出轴、该轴)的轴心在空间位置的轴心连线夹角大于 150，需进行坐标转换，将后一对齿轮啮合力投影到前一个坐标之后，再进行挠度计算。如下图所示：图图 7.27.2 齿轮受力图齿轮受力图切向力： N422 28.7 105979.1732 3nCXTpd径向力： N0.50.5 5979.172989.58CYCXpp故，=-400.53 N000cos90(90 )cos(90 )cCXCYFpp =6672.90 N000sin90(90 )sin(90 )cCXCYPpp 计算装齿轮处的挠度应用机床设计手册表 5.8-16 公式，由表 5.8-17 查得：轴的惯性I=252055 4mmN/6252.1 10/2.1 10Ekgfcm2mm挠度允许值：y=(0.00030.0005)L 式中：L轴长度，mmyxIII 轴I 轴II 轴BYPBXPCXPCYPCPCF368125BC湖南科技大学本科毕业设计（论文）31查表 5.8-14 取得：y=0.0004L=0.0004420=0.168由机床设计手册 （二）上中表 5.8-16 得：222()() 6BXBBP a bcXlabcEIl22225()2834.57 240(13545)0.008133 2.1 10420 252055 9.8BXP a bcEIl22225()1417.28 240(13545)0.004033 2.1 10420 252055 9.8BYBBP a bcYEIl2222225400.53 45 240 (42045240 )()66 2.1 10252055 9.8 420cCBF caXlcaEIl0.0004 22222256672.9 45 240 (42045240 )()66 2.1 10252055 9.8 420cCBPalYlcaEIl0.06222()6BXBCP acXllabaEIl22252834.57 240.45(42045240 )6 2.1 10252055 4200.0267222()()6BYBCpa lab lacYEIl51417.28 240 45 (420240 135)0.00136 2.1 10252055 420 9.822225()400.53 (240 135)4533 2.1 10252055 9.8 420cccF ab cXEIl0.0002 22225()6672.9 (240 135)4533 2.1 10252055 9.8 420cccP ab cYEIl0.0029整理见下表： 表表 7.17.1 齿轮处产生的挠度齿轮处产生的挠度位置坐标方向B 点挠度C 点挠度叠加挠度允许值结果BXBBX0.0081BCX0.02670.034822BBBYXY0.168合格湖南科技大学本科毕业设计（论文）32YBBY0.0040BCY0.00130.00530.035XCBX-0.0004CCX-0.0002-0.000622CCCYXY0.168CYCBY0.06CCY0.00290.06290.0629合格故，B、C 处挠度合格7.2 核算轴承处转角核算轴承处转角 装单列圆锥滚子轴承处允许量，由表 5.8-14 得： 0.0006()()6BXXBAP a bc lbcQEIl 52834.57 240 (13545) (420 13545)6 2.1 109.8 252055 4200.000056()()6BYYBAP a bc lcQEIl 51417.28 240 (13545) (42045)0.0000226 2.1 109.8 252055 420()()6BXXBDP a bc laQEIl 52834.57 240 (13545) (420240)0.0000626 2.1 109.8 252055 420 ()()6BYYBDP a bc laQEIl 51417.28 240 (13545) (420240)0.0000316 2.1 109.8 252055 420 ()()6CXCAF ba lcQEIl 5400.53 (135240) (42045)0.000000536 2.1 109.8 252055 420 ()()6CYCAP ba lcQEIl 56672.9 (135240) (42045)0.00000096 2.1 109.8 252055 420()()6CXCDF c ba labQEIl5400.53 45 (135240) (420240 135)0.0000406 2.1 109.8 252055 420()()6CYCDP c ba abcQEIl56672.9 (135240) (240 13545)0.0003556 2.1 109.8 252055 420 表表 7.27.2 轴承处转角轴承处转角湖南科技大学本科毕业设计（论文）33位置方向A 处转角D 处转角叠加公式允许值结论XXBAQ0.000056XCAQ-0.0000000530.0000560.0000610.0006AYYBAQ0.000022YCAQ0.00000090.000023合格XXBDQ-0.000062XCDQ0.00004-0.0000220.000390.0006DYYBDQ-0.000031YCDQ-0.000355-0.000386合格故，A、D 处倾角合格。第八章第八章 轴承的选用和校核轴承的选用和校核8.18.1 各轴轴承的选用的型号各轴轴承的选用的型号轴 6308、6210;轴 6308、6310; 轴 7217、E8218、D318212;8.28.2 轴承寿命计算轴承寿命计算湖南科技大学本科毕业设计（论文）34轴承受循环接触应力后产生疲劳削落（龟裂），多长时间才能削落，即为寿命。寿命是指轴承的内圈、外圈、滚动体三者中，其一出现疲劳削落即为寿命，寿命以小时（h）数表示。应满足：hL T式中： 额定寿命，hhL工作期限，hT的确定机床大修期为 8 年，每年工作 300 天，按每天 2 班制，每班 8 小时，则T总时数为：8 310 2 8=38000h，实际机动时间为 1050%。 则: =30000 （0.40.5）=1500020000h，通常为设计方便，更换不难，取T=10000hT额定寿命的计算： (8.1)410()60hhCLLTn P 103316 /minjnr式中：n轴承（即轴）的计算转速，r/min寿命指数，滚子轴承10/3C额定动负荷，4700CkgfP当量动负荷，N 0axM()0CBXDXF abP aNC 0ayM()0CBYDYP abP aNC 0bxM()0AXBXCNlPbcP C 0byM()0AYBYCNlPbcP C代入得：400.53 (240 135)2834.57 2404506672.9 (240 135) 1417.28 2404504202834.57 (13545)6672.9 450420 1417.28 (13545)6672.9 450DXDYAXAYNNNN故：=2339.37 NAN=64255.37 NDN湖南科技大学本科毕业设计（论文）35raPXFYF式中：径向负荷，NrF轴向负荷，NaFX径向系数，查表 5.9-18 得；X=1Y轴向系数，查表 5.9-18 得：Y=0故，P=2339.37 NrFAN1043104700 9.8()10870.391000060 3162339.37hLh故，能达到工作期限，合格。第九章第九章 后刀架的设计后刀架的设计9.19.1 刀架的发展趋势刀架的发展趋势数控车床的刀架是机床的主要组成部分。随着数控车床的发展，数控刀架开始向快速换刀、电液组合驱动和伺服驱动方向发展。电动刀架是数控机床的重要的传统结构，合理的设计的刀架，选配电动刀架，并正确实施控制，能够有效的提高劳动生产率。目前国内数控刀架以电动为主，分为立式和卧式两种，立式主要简易数控机床；湖南科技大学本科毕业设计（论文）36卧室刀架有八、十、十二等工位，可正、反方向旋转，就近选刀，用于全功能数控机床。另外，卧室刀架还有液动刀架和伺服刀架。能够有效的提高劳动生产率，缩短生产准备时间，消除认为误差，提高加工精度与加工精度的一致性等等，另外，加工工艺适应性和连续稳定性工作能力也明显提高，优势是在加工几何形状较复杂的零件时，除了控制系统能提供相应的控制指令外，很重要的一点事数量机床需配备易于控制的电动刀架，以便一次装夹所需的各种刀具，灵活方便地完成各种几何形状的加工。数控刀架的市场分析：国产数控机床将向中高档发展，中档采用普及型数控刀架配套，高档采用动力型刀架，兼有液压刀架、伺服系统、立式刀架等品种。9.29.2 后刀架的设计的基本要求后刀架的设计的基本要求刀架作为数控机床必备的功能部件，直接影响到机床的性能和可靠性。数控车床回转刀架的基本要求：（1） 转位准确可靠，工作平稳安全；（2） 按最短路线就近选位，转位时间短；（3） 重复定位精度高；（4） 放水、防屑、密封性优良；（5） 夹紧刚度高，适宜重负荷切削。 C7620 位经济型半自动车床。其设计的刀架与液压控制系统接口相连接，又可配置建议的数控系统，辅助主轴完成轴类、盘类等零件的车削等加工工序。9.39.3 C7620C7620 机床后刀架的设计机床后刀架的设计9.3.19.3.1 后刀架设计后刀架设计本课题主要对 C7620 型卡盘多刀具车床的后刀架进行设计，C7620 型多刀半自动车床为目前现有车加工止动槽的设备，如图（7-1）所示，最初时是用于粗车投料工序，设备老化程度严重，精度差，现在正用于精车工序。C7620 型多刀半自动车床是液压车床，由主轴箱、纵向拖板、横向拖板、液压及电气系统组成。通过调节液压阀控制液压油缸活塞带动横向拖板进行横向车削加工，并使用行程开关和横向拖板上的定位挡铁来控制横向拖板的起使位置，从而进行加工，纵向拖板的手柄主要是控制车床纵向走刀运动过程中的纵向拖板“工进、工退”动作，有时板向的手柄则被用来作为对基准端面的位置尺寸大小控制的装置。 湖南科技大学本科毕业设计（论文）371 成型刀 2 成型刀夹 3 刀架紧固螺栓 4 刀架体 5 纵向往复 6 纵向调整手柄 7 横向往复 8 纵向往复锁紧部分 9 轴承外圈图图 9-19-1 C7620C7620 后刀架后刀架后刀架的设计基准为底座的底平面，定位基准为底座的底平面与长度方向的左侧面。底座宽度为 80 毫米，长度与车床中拖板宽度保持一致，可根据不同型号车床的中拖板的实际宽度而定。因后刀架车刀必须反装，为了保证刀尖与车床实际中心高等高，底平面到刀槽底面的高度要比车床实际中心高度减去导轨面到中拖板上表面高度低 2-3毫米，底平面与刀槽底面的平行度不超过 0.1 毫米，如果平行度误差过大，则会使车刀安装后前角及后角发生变化，从而影响加工工件的表面粗糙度。座的底面与中拖板接触面良好，底座直线度误差为 0.05 毫米，且只能向中间凹入。为了减轻重量，立柱采用槽钢焊接；为了增加后刀架的刚性，根据力学原理，在底座与刀座之间加焊了一条加强筋，这样，切削力较大时不会产生振动，且刚性很好，车削外圆时吃刀深度可达 5-6 毫米而不会产生振动。如果整个后刀架采用铸铁铸造而成，那减震性能会更好，但考虑到铸造较麻烦，且成本也较高，因而采用中碳钢 35 或 45 钢制作较简单。针对后刀架进行设计，传统的普通车床中拖板上只有一个刀架，通过在拖板上加装后刀架可以减少换刀次数有效的节省时间提高生产率，C7620 机床具有两个后刀架，其具体位置安装在9.3.29.3.2 后刀架的制作工艺后刀架的制作工艺1 底座：用中碳钢 35 或 45 钢板制作，钢板厚度为 22 毫米（保证焊接后有 2 毫米湖南科技大学本科毕业设计（论文）38加工余量） ，宽为 80 毫米，长度为 210 毫米。2 立柱：用厚度为 8 毫米，宽为 80 毫米，高为 98 毫米的槽钢制作。3 刀座：用直径为 114 毫米的圆钢刨削而成。高为 80 毫米，宽为 80 毫米，长为70 毫米；刀槽深度为 30 毫米，宽为 28.5 毫米（底面留 1.5 毫米余量） ，长为 80 毫米。4 加强筋：用中碳钢 35 或 45 钢板制作。钢板厚度为 14 毫米，宽为 80 毫米，长为 212 毫米。9.3.39.3.3 后刀架的制作流程后刀架的制作流程备料：风割、锯、刨；焊接：底座立柱刀座加强筋；加工：刨、磨底座精铣刀槽钻螺丝孔9.3.49.3.4 难度分析难度分析（1）为了保证底座底平面与中拖板接触良好，底座底平面直线度误差不超过 0.05毫米，许内陷；表面粗糙为退缩，一般的刨床加工很难达到，必须在平面磨床上精加工。（2）底座底平面与刀槽底面平行度误差不超过 0.1 毫米，如果先加工好底面及刀槽，焊接时则无法保证此平行度，焊接时平行度只能控制在 1 毫米左右。（3）受焊接时受热不均影响，底座会产生弓形变形，如果先加工好再焊接则无法保证底座直线度与平行度误差，必须焊接后再加工底面与刀槽底面。9.3.59.3.5 后刀架的焊接后刀架的焊接1 以底座底面及左侧面作为定位基准，先焊好立柱。2 以立柱上表面及右侧面作为定位基准，焊好刀座，保证底座底面与刀槽底面平行度不能过大，不能超过 1 毫米（焊接前先刨出刀槽宽 28.5 毫米，底面留 1.5 毫米余量，槽深 30 毫米。 ） ，保证底座底面与刀槽底面高度比车床实际中心高减去导轨面到中拖板上表面高度低 2-3 毫米。3 以刀座右侧面上部及底座长度方向上表面距右侧面 40 毫米处作为定位基准，焊好加强筋，整个焊接过程全部完成。4 焊接时因受热不均匀产生应力，所以会产生变形，但其变形量一般不超过1.5 毫米，为了消除应力，焊好后须经退火处理。9.3.69.3.6 后刀架的加工后刀架的加工1 刨、磨、铣焊接完成后，为了保证刀座底平面的直线度误差不超过 0.05 毫米以及与刀槽底面的平行度误差不超过 0.1 毫米。以刀座上表面及侧面作为装夹基准，先在刨床上粗刨湖南科技大学本科毕业设计（论文）39底座底面，然后在平面磨床上精磨底面，保证底座厚度 20 毫米，表面粗糙度达到；底座底面磨好后，以底面作精基准，两侧面作为定位基准，用压板压紧，在立式万能铣床上精铣刀槽底面，保证刀槽底面与底座底平面平行度误差不超过 0.1 毫米，刀槽宽30 毫米。2 划线、钻孔、攻丝在刀座上表面左侧 16 毫米，前后两侧各 20 毫米处划线，确定两压紧方头螺栓孔的位置；在刀座上表面左侧 50 毫米，前后两侧面各 20 毫米处划线，确定穿过 M12 两螺栓孔的位置；在底座上表面距右侧面 20 毫米处，中间位置 40 毫米处划线，确定 M16螺栓孔的位置。以底平面及侧面作为装夹基准，在摇臂钻床上钻出 13 毫米通孔两个，10.4 毫米螺丝孔两个，17 毫米通孔一个；同时，在两个直径 13 毫米孔上面扩平底六角沉头圆柱孔，直径为 24 毫米，深为 16 毫米。攻丝，攻出两个 M12 的内螺纹，整个后刀架制作全部完成。9.3.79.3.7 后刀架的安装工艺后刀架的安装工艺在中拖板上划线、钻孔、攻丝以小拖板后侧面作为横向定位基准，分别在距小拖板后侧面 120 毫米，160 毫米及 200 毫米处，距中拖板左侧面 25 毫米处划线，左边三个 M12 螺孔的位值；然后在距小拖板后侧面 140 毫米和 180 毫米处、中拖板右侧面 20毫米处划线，确定 2 个 M16 螺孔的位置。这样后刀架可根据加工工件直径的大小移动两个位置，扩大了后刀架的使用范围。依次拆下小拖板、中拖板，在钻床上钻出左边三个直径为 10.4 毫米，深为 30 毫米螺孔，右边两个直径为 14.2 毫米，深为 30 毫米螺孔，攻丝，攻好两个 M16 内螺纹及三个 M12 内螺纹，深各为 25 毫米。螺纹攻好后依次装上中拖板、小拖板，根据加工工件直径的大小把后刀架安装在位置上即可。9.49.4 刀架的组成刀架的组成 1 底座用中碳钢 35 或 45 钢板制作，钢板厚度为 40mm，宽度为 330mm，长度为 400mm，其上加工三相同的螺孔，螺纹大径 D 是 12mm，一个盲孔，螺纹大径 D16mm，螺纹深度为30mm。 2 立柱 用中碳钢 35 或 45 刚体做成，其长度为 60mm，宽度为 60mm，高度为 150mm。其上侧面开槽长度为 80mm，宽度为 25mm，深度为 30mm，在其端面加工螺纹大径 D 为10mm 两个螺孔和一个直径 16mm 的光孔。3 螺纹紧固件a 内六角圆柱螺钉 4 个，螺纹规格为 dM12，公称长度为 L=45mm，性能等级为8.8 级，表面氧化的内六角圆柱头螺钉：GB79-85 M