轴承座底脚四孔专用钻床设计

毕 业 设 计题 目 轴承座底脚四孔专用钻床设计 学 院 机械工程学院 专 业 机械工程及自动化 班 级学 生学 号指导教师二一一 年 五 月 三十一 日济南大学毕业论文11 前言1.1 研发现状最早的组合机床是 1911 年在美国制成的，用于加工汽车零件。 组合机床将更多的采用调速电动机和滚珠丝杠等传动，以简化结构、缩短生产节拍；采用数字控制系统和主轴箱、夹具自动更换系统，以提高工艺可调性；以及纳入柔性制造系统等。由于通用部件已经标准化和系列化,可根据需要灵活配置,能缩短设计和制造周期。因此专用机床兼有低成本和高效率的优点,在大批、大量生产中得到广泛应用,并可用以组成自动生产线。专用机床是随着汽车工业的兴起而发展起来的。在专用机床中某些部件因重复使用，逐步发展成为通用部件，因而产生了组合机床。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定形状和加工工艺设计的专用部件和夹具，组成的半自动或自动专用机床。在国内，其科研和生产都具有相当的基础，应用也已深入到很多行业。是当前机械制造业实现产品更新，进行技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备之一。其特点是高效、高质、经济实用，因而被广泛应用于工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电等行业。我国传统的组合机床主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件（近年研制的组合机床加工连杆、板件等也占一定份额） ，完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成形面等。现代机床的发展方向主要表现为标准化、精密化、高效化和柔性化等四个方面。由于组合机床及其自动线是一种技术综合性很高的高技术专用产品，是根据用户特殊要求而设计的，它涉及到加工工艺、刀具、测量、控制、诊断监控、清洗、装配和试漏等技术。我国组合机床及组合机床自动线总体技术水平比发达国家要相对落后，国内所需的一些高水平组合机床及自动线几乎都从国外进口。工艺装备的大量进口势必导致投资规模的扩大，并使产品生产成本提高。多轴化控制的机床装备适合加工形状复杂的工件。另外，产品周期的缩短也要求加工机床能够随时调整和适应新的变化，满足各种各样产品的加工需求。总体上，在这些方面我国组合机床装备还有相当大的差距。1.2 设计目的由于通用部件已经标准化和系列化,可根据需要灵活配置,能缩短设计和制造周期。因此专用机床兼有低成本和高效率的优点,在大批、大量生产中得到广泛应用。我国的机械制造装备业经过多年的发展，已经取得了长足的进步。但是，我们应该看到国内济南大学毕业论文2的研发制造水平与国外存在较大的差距。特别是高精度，高效率，高自动化的机床。立式四轴钻床在工作时刀具旋转并进给，工件固定不动，加工效率高，特别适合加工箱体类和支架类零件的孔系。对于箱体和支架类零件某个面有几个孔组成的孔系，设计一台几个轴同时工作的多轴专用钻床，不但可以大大提高生产率，而且可以由机床的精度来保证孔系的相对位置精度。所以，本次毕业设计，我选择设计的是一台加工轴承座底脚孔系的四轴专用钻床。四年的大学学习即将结束，毕业设计作为大学学习中的最后环节，是对我所学知识的综合运用，是对我所掌握技能的最终检验。而且通过这次毕业设计，可以进一步加深拓展我所学的专业知识，为以后的工作学习奠定坚实的基础。1.3 预期结果预计设计的立式四轴钻床来加工孔将会有以下三个优点：(1)提高了轴承座底脚孔的加工效率。使用立式四轴钻床,将合理优化轴承座的加工工艺, 加工效率得到大幅度提高, 为原效率的几倍以上, 降低加工轴承座的废品率, 提升了工厂的生产能力和经济效益。(2)确保轴承座的加工精度。由于轴承座整体在立式四轴钻床上进行钻孔的加工, 不仅可以消除工件换位和高温变形等因素对孔的精度的影响, 同时还可修正轴承座孔的位置偏差,降低轴承座的加工误差，保证轴承座孔的加工精度和加工质量, 确保总体结构的顺利安装。(3)优化承载结构件工艺技术。使用立式四轴钻床, 改革，创新了轴承座的工艺方案、工艺手段, 提高了工艺和制造技术, 提高轴承座的制造能力和制造质量。济南大学毕业论文32 专用钻床的总体方案设计由于通用部件已经标准化和系列化,可根据所设计零件的需要灵活配置,这样可缩短设计和制造周期。所以本次设计中总体设计的重点是多轴箱及其相关零件的设计。而动力箱，滑台导轨等结构可根据通用标准选用。总体设计在机床设计中主要遵循两个要点：一，根据所需加工零件的具体结构特点灵活设计并选用零件。二，根据搜集的相关资料，应在前人总结的经验及机床设计特性的基础上进行整合设计。当然，具体设计时要考虑以下五点：（1）确定合适的最佳的加工工艺方案；（2）确定合适的工序集中程度；（3）确定合适的机床通用部件；（4）确定合适的机床的配置形式；（5）确定合理的切削用量；专用钻床主轴箱的工作原理是：电动机轴带动高速轴，在动力箱减速器中经过齿轮传动达到降速要求，并将运动传到主轴箱，使主轴箱的主轴以合适的转速带动刀具完成加工要求。为了清晰的表达运动和动力传递路线，及其各部件的组成和联系。用传动方案简图来表示传动方案，如下所示图 1。图 1 传动方案简图2.1 工件分析此次设计的机床是轴承座底脚四孔专用钻床。普通钻床对轴承座孔单个逐次进行加工，费时又费力。为了确保配合精度提高生产效率和节省人工时及人工，我们设计了一台多轴钻床可以一次可以完成四个孔的钻削工作，并保证更好的加工误差及尺济南大学毕业论文4寸精度。被加工工件的俯视图如图 2 所示图 2 被加工工件的俯视图2.2 机床整体布局本次设计中采用刀具运动，工件不动的结构形式。为了保证加工效率及孔径、孔距的精度，将工件装夹之后加工，此时轴承座底脚四孔同时加工，保证了孔的同轴度及形位公差。机床的整体布局为：床身为立式，夹具及工件放置在工作台上，工件夹紧由专用夹具完成，四个动力钻头随多轴箱沿导轨方向垂直运动。运动分析如下图，被加工工件固定在工作台上，主运动是刀具的旋转运动，进给运动依靠液压滑台导轨使多轴箱垂直运动。图 3 运动示意图2.3 机床主要构件机床由一个底座、一个液压滑台、一个多轴箱、一个动力箱一个工作台和立柱等组成。济南大学毕业论文53 钻床主传动运动设计立式四轴钻床的运动参数主要包括主运动参数与进给运动参数。主运动为主轴转速；进给运动是用液压滑台来驱动的。在确定多轴钻床的主运动参数和进给运动参数之前，先确定本设计所加工零件的有关参数。此设计课题立式四轴钻床，主要加工的是轴承座底脚的四孔。相关内容：钻孔的直径 4-18（扩孔至 22，不用设计） ，孔距 235145工件材料：QT40-10 ，刀具材料：高速钢采用标准麻花钻，进给量 f=0.4mm/r，切削速度 v=26m/min3.1 主轴转速的确定因为钻孔时进给量 f=0.4mm/r，切削速度 v=26m/min，而转速与切削速度的关系如下： 10vnd其中 v切削速度（m/min） ，n主轴转速（r/min ） ，d工件或刀具直径（mm） ，v=26m/min；d=18mm代入数据可得钻孔时转速为：r/min78.4591/260/1dvn3.2 动力参数多轴钻床的动力参数包括机床驱动的各种电动及的功率或扭矩。机床各传动部件的参数都是根据机床动力参数设计机算初来的。如果动力参数太大，电动机会处于低载负荷下，不但功率小而且浪费电能，同时使所设计的相关零件的尺寸过大，浪费材料，造成机体笨重。过小的话，机床无法达到设计使用性能的要求。下面确定钻床的动力参数：济南大学毕业论文6机床主电动机的功率 为：p主P切主 空 辅 式中各参数的含义： 消耗于切削的功率又称有效功率（KW）切空载功率（KW ）空随载荷增加的机械损耗功率（KW ）P辅（1） （KW）的计算：切计算公式： 4rTv切式中参数含义：T-转矩（Nm）v-切削速度（m/s）r-孔半径（mm）其中： TmyTKvfdC0查表代入数据得：22.26（Nm）0.143.0182. 7.87.= 4.2836（KW）切P49.6（2） （KW ）的计算空当钻床的主运动空转时，因为其摩擦和空气阻力等原因。电动机要消去一部分功率，这个值随传动件转速的变化而变化，与传动件预紧及装配质量有关系。则对于主传动的空载功率损失估算公式有： 950jnKdPC平 均空 主 （ ）式中各参数含义：主运动系统中除主轴外所用传动轴径的平均直径d平 均除主轴外各传动轴的转速之和 r/minjn459.78r/min(主轴转速 )主济南大学毕业论文7主轴前后轴径的平均值 dd主主轴轴承系数查轴承参数表得 （k 一般取 35 这里取 4） ，1C1mCK主代入数值得： =0.408 KWP空（3） 的计算p辅机床钻削时，由于传动件压力加大，则摩擦损失将增加。于是得 ： P切 切辅 机 12390.92机 95 把数据带入公式得： = -4.2836=0.376 KWp辅 2.08364所以： 4.2836+0.376+0.408=5.068 KWP切主 空 辅 根据以上计算。查取机械设计手册 ，暂取电机为 Y132M26，其额定功率为 5.5KW，满载转速为 960r/min,额定转矩为 2.0，重量 119kg。济南大学毕业论文84 主轴箱设计主轴箱是立式四轴钻床是用于布置机床工作主轴及其传动零件和附加机构的重要组成部分。它按一定参数排布传动齿轮，把动力传递给各个工作主轴，使之获得加工零件所必需的转速。主轴箱的设计包括传动系统的设计和箱体的设计两部分。4.1 传动系统设计初步拟定主轴箱传动图如下：4Z3Z2Z1Z图 4 简易传动图4.1.1 主传动方案设计传动系统的设计是主轴箱设计中最关键的一环。所谓传动系统的设计，就是通过一定的传动链，按要求把动力从动力部件的驱动轴传递到主轴上去。同时，满足主轴箱其他结构和传动的要求。传动系统设计的一般要求：（1）在保证主轴强度，刚度和转速要求的条件下，力求是传动轴和齿轮为最少。M济南大学毕业论文9（2）在保证足够强度的条件下，主轴，传动轴和齿轮的规格要尽量小，同种零件尽量选用同种类型的。（3）应避免主轴直接带动主轴，这样会增大主轴的负荷。（4）最佳传动比为 11.5，但允许取到 33.5。（5）主轴上的齿轮，应尽量靠近前支承，以减轻主轴的扭转变形。此设计的传动系统，包括齿轮的设计、轴的设计以两部分，下面是具体的设计计算过程。4.1.2 主轴箱齿轮齿数的设计 齿轮传动是各类机械传动中最常用的传动之一，它拥有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长，传动比较平稳等诸多优点。齿轮传动分为开式、半开式或闭式传动。在此设计中采用半开式齿轮传动。因为所设计的齿轮在具体运行中，需要保证有可靠的强度及刚度使其在预计的工作寿命期间不致失效，故在齿轮设计中一般只保证齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度两个准则的情况下进行计算。 下面我们对齿轮进行具体的计算和结构设计。 （1）齿轮模数模数计算公式： 321)(60jjmdj nuzP式中： -按接触疲劳强度估算模数（mm）jm-大小齿轮齿数比u-电动机功率dP-齿宽系数m-最小齿轮齿数1z-许用接触应力（MPa）j-小齿轮转速（r/min）jn代入数据得： 79.260578.213)0(6302jm济南大学毕业论文1016300 3.117jm3227058.17.)0(圆整取 m=3.5（2）齿轮齿数：两对称钻头中心距与齿数关系为：(1)2)(2,1zmad式中各参数含义：d两对称孔中心距 分度圆直径1小 齿 轮212mza大 齿 轮 分 度 圆 直 径 齿 轮 模 数 小 齿 轮 齿 数 大 齿 轮 齿 数 小 齿 轮 与 大 齿 轮 中 心 距由图 2 中的相关尺寸计算: =2da22)35()14(得：d=a=138.067（mm）把 d138.067，m3.5 代入（1）式得：d138.067 23.5( ) 12z则： 78.895.3206782z由于 为齿轮齿数，则 为整数，所以 78.89 可以圆整为整数 79，因此12,z179。12因齿轮齿数应遵循互质原则，所以初定 35， 44，则齿数比1z2u 。而已知主轴转速 n459.78r/min,即小齿轮转速为 459.78r/min,齿数比257.1zu1.257 即 i1.257。(3)选择齿轮类型,精度等级及材料齿轮应不受轴向载荷，故选用直齿圆柱齿轮传动济南大学毕业论文11因为多轴钻床为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB10095-88 ）.齿轮的材料选择。由机械设计课本（高等教育出版社编）表 101 选择小齿轮材料为 40Cr 调质，硬度为 280HBS;大齿轮材料为 45 钢调质，硬度为 240HBS.4.1.3 齿轮结构设计齿轮的结构设计与其几何尺寸、材料、加工方法、使用要求及经济度等因素有直接关系。所以在设计齿轮结构时，需综合考虑以上因素。在此设计中按齿轮的直径大小选定合适的形式。具体齿轮结构设计遵循以下原则：当齿顶圆直径小于 160mm 时，应选取实心结构的齿轮。当齿顶圆直径在 160500mm 之间应选取腹板式结构。1）小齿轮结构设计取尺宽系数 。8m由于本设计中小齿轮齿顶圆直径 =122.5+2=124.5，则选用实心结构。aahmzd21该齿轮结构如图 5 所示图 5 齿轮结构图2）大齿轮结构设计因为大齿轮分度圆直径为 dmz+2 =44 +2=156mm,由小齿轮设计原则可知，*a5.3所以大齿轮选实心结构。结构与小齿轮一样，如图 5 所示。3).大齿轮和小齿轮参数表如下所示：名称 参数代号 小齿轮参数 大齿轮参数模数 m 3.5 3.5齿数 z 35 44分度圆直径 d 122.5 154齿顶高系数 ah1 1济南大学毕业论文12顶隙 0.25 0.25 0.25齿顶圆直径 ad124.5 156至此，齿轮的设计已经完成。4.2 传动件的计算和校核4.2.1 齿轮的计算和校核1按齿面接触疲劳强度设计查机械设计 （高等教育出版社）有如下设计计算公式：2131 2.()t EtdHkTZu1).确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数： 1.3Tk(2)计算小齿轮传递的转矩： 5119.0/Pn由于主轴箱齿轮分布为四个个小齿轮对称的分布在一个大齿轮周边，并有大齿轮带动传动，因此主轴箱输出功率为 ，其中 =5.5KW(电机功率)。43211P由机械设计手册查得减速器效率1连轴器效率2滚动轴承效率3将 P5.5， 95， 99， 99代入得：1231.28KW49.05.小齿轮转速的计算： 。式中各参数含义：1ni电 主减济南大学毕业论文13i1电减 主n小 齿 轮 转 速 电 动 机 输 出 转 速 减 速 器 传 动 比 主 轴 箱 传 动所以： 2.66 N/mm78.4592101T410（3）由机械设计表 107 选齿宽系数 0.5d（4）由机械设计表 106 查得材料得影响系数 =189.8 。EZ12MP(5)由机械设计表 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，小齿轮的接触疲劳强度极限 。）（ a601limMPH ）（ a502limH(5) 由机械设计 表 10-13 计算应力循环系数0.993)1308(7.459601hjLnN 9192 .2.3u（6）由机械设计图 1019 查的接触疲劳强度系数9.01HNK3.02HNK(7)计算接触许用应力取失效概率为 0.01，安全系数 S=1。由式 10-12 得 ）（ ）（ MPa.5103.926.2lim21li1 SKHN2)计算（1） 试计算小齿轮分度圆直径 代入 中较小的值：1tdH1312.()t EtdHkTZu=2.323 24)5.1(8927.51.06=59.77济南大学毕业论文14（2） 计算圆周速度 V：160tdn= 78.459.=1.44m/s（3）计算齿宽 b： 1dtA m5.2.0（4）模数： )(7.35.91Zmtt齿高： 84.2.th784.39b（5）计算载荷系数根据齿轮参数 v1.44m/s，7 级精度，由机械设计图 108 查的动载系数 1.05。k由直齿轮： 。1FHK由机械设计表 102 查得使用系数 。1AK由机械设计表 104 查得 7 级精度，小齿轮相对支承对称布置时1.176H由 1.17 查机械设计10 13 得 78./hbK172.F故载荷系数 1.23HVA（6） 载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计公式 1010a 得58.14mm 由实际要求设计所选大于 d,因此其强度完全合格。ttKd12 按齿根弯曲强度设计由机械设计式 105 得弯曲强度的设计公式为：济南大学毕业论文15132()FaSdYkTmz1) 确定公式内的各个参数值（1） 机械设计图 1020c 查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500Mpa1FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限 380Mpa2（2）由机械设计1018 查得弯曲疲劳寿命系数：5.801FNK8.02FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，由机械设计式 1012 得1.4S ）（ a7.530.5801 MPFENF）（6.82.4122SK（4）载荷系数 =1.23。AVFk（5）查取齿形系数由机械设计表 105 查得 ：4.21FY35.2FY6S 861S16528.0.8235.7.21FSY显然大齿轮数值大。3.设计计算 132()FaSdYkTmz= 324016528.5.06=1.2087齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的值主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触强度的承载能力，济南大学毕业论文16仅与齿径有关。故 m=3.5 符合要求。4.2.2 轴的计算和校核因为任何作回转运动的传动零件，都需要安装在轴上才能进行运动即动力的传递，所以轴的功用时支承回转零件及传递运动和动力。轴的结构设计就需要根据轴上安装的零件、零件定位及其制造工艺等方面的要求，合理的设计轴的结构和尺寸。如果轴的结构设计不合理，不但影响轴其工作能力和工作可靠性，而且还会增加轴的制造成本和零件的装配。轴的工作能力计算是指轴的刚度、强度和稳定性的计算。一般情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。因此在设计计算中只对轴的强度进行计算。1.主轴的形式设计1）主轴分布类型及主动系统设计方法：轴的分布类型机床所加工零件是多种多样的，结构各有不同，但被加工零件上（即主轴箱上主轴的分布） ，有下列几种类型： 单组或多组圆周分布； 等距或不等距直线分布； 圆周或直线混合分布； 任意分布。此设计采用第一种类型中的单组圆周分布。2）.传动系统设计方法在各种各样类型的主轴的分布中，但通常采用的转动是：用一根传动轴带动所有 主 轴。具体方案是：首先把所有主轴（4 轴）分成一组同心圆，然后在同心圆上放置一根传动轴，来带动一组主轴。接着再用此转动轴与动力部件驱动轴联结起来。这就是通常的传动布置次序，即由主轴处布置起，最后再引到动力部件的驱动轴上。2 轴的参数设计：求参数输入轴的功率： ，25.9.053pkw转速： 480n/minr传动轴的功率： ，12.9.2 k转速： 7365/ir转矩: =13.37 Nmm7.902T40济南大学毕业论文17主轴的功率： ， 28.149.0.51pkw转速： 7.n/minr转矩: = Nmm8.59901T406.确定主轴的最小直径轴的扭转强度条件为： TTPW3.2d0n95式中各参数的含义：一扭转切应力，单位为(MPa)TT 一轴所受的扭转力，单位为 ）m(N一轴的抗扭截面系数，单位为( )3n 一轴的转速，单位为(r/min)P 一轴传递的功率，单位为(KW)d 一计算截面处轴的直径，单位为(mm)一许用扭转且应力，单位为 (MPa)T轴常用几种材料 及 Ao 值取轴的材料 45 号钢， 值在 2545，TAo 值在 126103，本设计取 Ao =126，故得轴的直径:30333 n.2095n.20p95d PATT圆整为 18(mm)）（ m7.18.416330minPA选取轴的材料为 45 号钢（调质处理） 。考虑到键槽削弱影响，对于单键d 增大 4%5%，则 d=18.9(mm).因为主轴直径应留有一定的富余量，故整合为 30(mm)。确定传动轴的转速因为已知低速级大齿轮的分度圆直径为）（ m154.3zd而 ）（ NTFN1736.540.132d4 济南大学毕业论文18因为四个小齿轮对称分布在大齿轮周围，径向力 相互抵消。4rF选取轴的材料为 45 号钢（调制处理） 。根据机械设计 （高等教育出版社）表 15-3取 Ao =126，于是得： ）（ m37.0.6512nd3320min PA考虑到键槽削弱影响时，对于双键 d 增大 7%10%（见键的校核） ，选用双键，则： ）（30.41.min圆整为 35(mm)。4.2.3 轴的结构设计（1）主轴的结构设计图 6根据轴向定位要求确定各段直径和长度，各轴段的长度和轴径如图 6 所示。轴上零件的轴向定位采用平键连接。查机械设计手册表 4-1 选取键 的键。810hb（2）传动轴的机构设计济南大学毕业论文19图 7根据轴向定位要求，确定各轴段直径和长度，各轴段的长度和轴径如图所示。轴上零件的轴向定位采用平键连接。查机械设计手册表 4-1 选取键 的键。812hb4.2.4 轴的校核1.主轴的校核（1）轴上的载荷主轴小齿轮的分度圆直径为 ）（ m5.12d）（ ）（ ）（NFT16.42cos09828.34.t1nr1t式中各参数代表的含义;-小齿轮传递的扭矩，单位1T）（ m-小齿轮的分度圆直径，单位为（mm）d-啮合角，对标准齿轮02轴的力学分析简图如图 8 所示：mL5021由 得： 10HM12()0tNHFLA济南大学毕业论文20则： 122tNHFL代入数值得： N14.79058.432由 得： 20HM12()tNHFLA则： 12t代入数值得： NNH14.79058.431图 8 力学分析简图自左端起齿轮处得弯矩： NmLFMNH3.971451.21则弯矩图如图 8 所示：计算并画出 V 方向得弯矩图因 ， 得：10H112()0rNvFL济南大学毕业论文21则： 122rNVFL代入数据得： NV05.490.482同理得： FN5.1自左边起齿轮处的弯矩为： NmLMNV2.9840.21作弯矩图如图 8（c ）所示。.计算轴的总弯矩 2HVM代入数据得： Nm65.13408.983.7122作出总弯矩简图如图 8（e）所示。.扭矩图由于 ，所以画弯矩图如图 8（f）所示NmT4106.2从轴得结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，现将计算出截面 C 处得 H 面、V 面的弯矩和总弯矩值列于下表：载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F NNH14.271NFNV05.241弯矩M m3.9 mM.98总弯矩 M13.4Nm扭矩 NT6.212.按弯扭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地方。由机械设计查得轴的弯扭合成强度条件为 ：济南大学毕业论文222222 1()()4()caMTTWW式中各参数含义： 轴的计算应力，单位为 MPacaM轴所受的扭矩，单位为 NmmW轴的抗弯截面系数，单位为 3m对称循环变应力时轴的许用应力1由于主轴扭转切应力为对称循环应力，则 a=1。45 号钢的许用弯曲应力由机械设计表 151 查得 60。1W 的确定：由于装齿轮处开有键槽，则按机械设计表 154 查得：32()dbt根据所选键槽参数 b=10, t=5.0则： 333 8.21902)5(10mW则： .604)(22 TMca 1由上面计算可知轴安全。2.传动轴的校核1.首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下 9 所示：图 9济南大学毕业论文23大齿轮由于周边对称分布 4 个小齿轮，故其径向力和切向力均为零，只受扭矩作用，扭矩图如上所示。2.由于其只受扭矩作用，而轴径是由扭矩强度条件确定。因此，该轴已满足扭转强度，故已该轴已满足安全条件。3初选滚动轴承。因滚动轴承除受自重外不受轴向力，故选深沟球轴承。4.齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键联接。根据机械设计课程设计手册选取 128 的键键，其公称长度为 100mm。为确保齿轮与轴配合对中性良好，齿轮轮毂与轴的配合可选用 H7/h6;而半联轴器与轴的联接，选用平键 12mm8mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是以渡配合来实现，故选轴的直径尺寸 m6 为公差。5.确定轴的圆角和倒角尺寸参考机械设计表 152，各轴肩处圆角半径取 R=2，倒角为 2 。45。济南大学毕业论文245 标准件的选用5.1 轴承上面已对主轴进行了结构设计和强度校核，但是影响主轴因素很多，除了与其本身刚度有关外，还与其支承系统有很大关系。而主轴本身刚性不足引起的变形，占总变形的 50%70%;因支承刚性不足，引起的变形，占总变形的 30%50%。这就看出了支承系统在主轴设计重要性。5.1.1.轴承的选用轴承一般分为滑动轴承和滚动轴承两大类。一般，在主轴的设计中对滑动轴承及滚动轴承都有采用，而大部分情况下采用滚动轴承。滚动轴承因为摩擦系数较小，阻力小，尺寸小、寿命长、装配简单而且已经标准化，使用、润滑、维护都很方便，得到广泛应用。由于滚动轴承甚至可以直接选用等优点。而所设计的钻床是震动较小的机床，因此在设计中选用滚动轴承做为支承。 （1）.轴承种类的选用：在设计中根据主轴所受载荷的大小，方向及转速值选用轴承。常用的滚动轴承有以下几种：单列向心球轴承单列圆锥滚子轴承向心推力球轴承单列推力球轴承单列向心短圆柱滚子轴。在本设计中，主轴即承受轴向载荷，有承受径向载荷，因此选用单列圆锥滚子轴。（2）主轴承型号的选择轴承型号的选择不仅与主轴受力有关，与主轴轴径尺寸也有关系。设计主轴安装支承部位的轴径为 30mm，所以根据机械设计课程设计手册标准，与之配合的圆锥滚子轴承，其轴承型号和参数如下：轴承代号 30206：d=30 D=62 T=17.25 B=16 C=14其载荷计算公式为： 济南大学毕业论文25当 时 arFerP时 ar0.4raFY当 时 012arFYrP时 0ar0.5raFY5.1.2 键的设计键的选择通常考虑类型和尺寸两个方面。键的类型要根据连接的结构特点及其工作条件来进行选择。键的尺寸按标准规格和强度要求来确定。键的截面尺寸是根据轴径 d 从标准中选定的。键的长度 则可按轮l毂的长度来确定，键长应等于或小于轮毂的长度。输入轴上的键，可根据联轴器的标准尺寸选用。因为其轴径为 30，查机械设计课程设计手册根据标准，选取公称尺寸 bh 为 128 的平键，公称尺寸 b 为 12，轴深度 t 公称尺 5.0，极限偏差0.20，毂深度 公称尺寸为 3.3，极限偏差为0.20。1t中间传动轴上的键，根据其固定齿轮的轴径为 40，查机械设计课程设计手册根据标准，选用公称尺寸 bh 为 128 的平键，轴深度 t 公称尺寸 5.0，极限偏差0.20，毂深度 公称尺寸 3.3，极限偏差0.20。1输出轴上的键，根据其固定齿轮的轴径为 30，查机械设计课程设计手册根据标准，选用公称尺寸 bh 为 108 的平键，轴深度 t 公称尺 5.0，极限偏差0.20，毂深度 公称尺寸为 5.0，极限偏差为0.20。1济南大学毕业论文266 钻床的部件床身部分由底座、液压滑台、主轴箱、动力箱工作台等组成。现对该机床的各个部件的功能进行具体分析。6.1 底座底座是整个机床的重要的支撑部件之一，它主要用来支撑机床的其他元件。本次设计的四孔专用钻床的底座要能承受压力，并有吸震的作用。此外，机床底座应具有可靠的稳定性，使机床在工作时不会产生晃动，工作平稳，不影响工件加工精度，并且具有减震作用。所以底座设计时要考虑到与地面的接触方式，一般为点接触。6.2 工作台工作台是安放工件的部分，是机床的主要部件。它与底座相联并固定在底座上。设计工作台时，应考虑到工作台表面与模具的平行度，这样才能保证被加工工件的加工精度。6.3 主轴箱主轴箱是用于布置机床工作主轴及其传动零件和相应的附加机构的。通过一定速比来布置传动齿轮，把动力从动力部件传递给各个工作主轴，从而获得所要求的转速和转向等。6.4 动力滑台动力滑台是由滑座、滑鞍和驱动装置等组成，实现直线进给运动的动力部件。根据被加工零件的工艺要求，在滑鞍上安装动力箱并配合多轴箱或切削头，可以完成钻孔等工序；6.5 夹具机床夹具的作用是将工件进行定位、加紧。并将工件进行对刀，以保证工件和刀具间的相对位置关系。夹具有确保加工精度；提高生产效率；扩大机床的使用范围的功济南大学毕业论文27能；一般的夹具包括下列几部分：定位元件保证工件相对夹具的位置，可用六点定位原则分析其所受限制的自由度。加紧装置加紧工件，确保在加工时保持所