轴承座双面专用镗床设计

毕 业 设 计题 目 轴承座双面专用镗床设计 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1 前言1.1 专用机床概述专用机床是为专门的加工对象设计和制造的,用来专门完成一个工件的一道或几道工序。因为这种机床常是有很多刀具同时进行切削,并且自动化程度高,故生产效率高,能稳定地保证加工质量,同时还大大减轻工人的劳动强度。专用机床是一种自动化或半自动化的机床，无论是机械电气或液压电气控制的都能实现自动循环。因为组合机床的某些部件经常应用，这些部件逐渐发展成通用部件。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、控制部件和辅助部件这五类。动力部件是用于传递动力，实现工作运动的。它为刀具提供主运动和进给运动，有动力箱、切削头和动力滑台等。支承部件是用以安装动力滑台、带有迸给机构的切削头或夹具等的部件,有侧底座、支架、立柱和立柱底座等。输送部件是用以输送工件或主轴箱至加工工位的部件,主要有分度回转工作台、环形回转工作台、分度鼓轮和往复移动工作台等。控制部件是用以控制机床的工件运动的部件,有可编程序控制器，自动检测装置，液压站、电气柜和操纵台等。辅助部件有夹紧装置，定位装置，润滑装置、冷却装置和排屑装置等。1.2 专用机床特点专用机床适宜于加工大，中型箱体类零件，如气缸体，变速箱体，电机机座等零件，也可用于加工装盘类，盖板类等零件。专用机床与一般机床相比具有以下特点：(1)设计与制造周期短。这是因为专用机床有许多通用部件、通用零件和标准件,这些都可以预先制造好的,在制造新机床时可以根据需要来选用。所以机床需要设计、制造的只是一部分专用部件。(2)专用机床的通用部件,大都是经过生产实践考验多次反复修改定型的,因而结构的可靠性和工艺性都比较好,使用性能较稳定,有利于保证加工质量。(3)专用机床的通用部件己标准化、系列化,因而可以组织成批大量生产,这样不仅可提高制造的精度,而且可以大幅度降低机床的成本,使专用机床的制造速度加快。(4)专用机床自动化程度比较高,因此便于维修,而且通用的易耗易损件可以提前准备,必要时甚至可以改换整个通用部件。(5)便于产品的更新。当改变加工对象时,专用击穿的通用部件可以被重新利用,改装成新型的专用机床。 （6）专用机床结构简单。因为专用机床只是为某一种工序设计的，其结构设计都只是为了满足这一道工序，所以没有很复杂的结构。（7）专用机床的生产效率较高。因为专用机床可以多面，多工位，多轴，多刀地同时对工件进行加工，实现工序的高度集中，所以可以大大缩短加工时间和辅助时间，大大提高加工效率。1.3 专用机床的发展概况专用机床及其自动线是集机电于一体的自动化程度较高的制造技术和成套工艺装备。它的特征是高效、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。我国传统的专用机床及自动线主要采用机、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。近年研制的专用机床也加工连杆、板件等,可以完成钻孔、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工序。如今，随着技术的不断进步，多位主轴箱、可换主轴箱、刀具的自动更换,可编程序控制器(PLC)、数字控制(NC)等在专用机床上得到越来越多的应用。由于专用机床是一种“量体裁衣”产品,具有高效自动化的优点,因此它是需要大批量生产工件企业的理想装备。随着制造技术的进步,数控技术的普及,专用机床的数控化发展也很快，专用机床在生产实践中也占有着越来越重的比重。据有关资料介绍,日本专用机床产值占机床产值的比达到8 ,896;我国台湾省这一数字达到6.9 ;而我国仅0.67 。所以,在今后的几十年中，专用机床会得到更进一步的发展。2 专用镗床的总体方案设计双面组合镗床在加工工件时，因为其有两个主轴，两个主传动电机，可以用双主轴进给同时加工左右两个孔。因为可以一次装夹就加工出所需的孔，减少了加工误差并保证了工件孔的同轴度精度。工作时, 工件由随行夹具推入工作台, 工件在工作台定位后, 由工人确定孔中心与镗刀旋转中心一致，并选择好镗刀的转速。刀具位置和转速确定后, 由 Z 方向导轨带动刀具作进给运动, Z 向进给由伺服电机带动滚珠丝杠副及直线导轨来实现, 主要完成镗孔的进给,中间换刀由人工进行。主运动部件要求转速较高、输出功率较大、性能可靠、精度好、振动小、噪音低, 既适合出镗，又适合半精镗,因此选电机为Y系列三相异步电动机，额定电压为380V，频率为50Hz。主轴前支承选用双列向心短圆柱滚子轴承, 后支承选用圆锥滚子轴承。此前段定位的方式可大幅度提高综合刚度, 满足切削要求。进给系统中通过液压滑台来控制两个主轴箱的进给运动，来实现快进第一次工进快退停止第二次工进快退。机床共有 Z1、Z2 方向( 两滑台及主轴箱随镗刀的轴向进给运动) , 虽然零件尺寸变化不大, 但为使镗杆不伸出太长而影响精度, 进给传动采用活塞杆带动滑台沿着滑座导轨进行移动，这样有助于缩短镗刀的加工长度，提高其刚度，使得加工孔的尺寸精度更高。本次设计中通过调节节流阀来实现液压滑台的两次不同的工进速度。3 镗床主传动运动设计3.1 主轴转速的确定因为粗镗时进给量 f=0.5mm/r，切削速度 v=75m/min，粗镗 d=128H12，而转速与切削速度的关系如下：（3.1） 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） ，所以可得粗镗时转速为： 11075186.043(/min)3.42vrd因为半精镗时进给量f=0.3mm/r，切削速度v=110m/min，半精镗至d=129.5H8，同理可得半精镗时转速为： 22101027.56(/in)3.49.vnrd3.2 切削功率、扭矩、径向力、轴向力的计算因为一般根据切削用量来确定进给力，以此来选择动力滑台和夹具；通过确定切削扭矩，以此来选择主轴和其他传动件的尺寸；通过确定切削功率，以此来选择主传动电机。镗孔加工，刀具为硬质合金，工件的材料为球墨铸铁的计算公式如下:切削力：（3.2）0.75.1.4zpFafHB.20651.2xpf切削扭矩：（3.3） 0.75.2.pTDafHB切削功率：（3.4）6120zFvP式中：v切削速度（m/min） ；n主轴转速（r/min ） ，f进给量(mm/r)；切削深度 (mm)；D加工直径(mm)；HB布式硬度；pa因为工件材料为球墨铸铁 QT40-10，查铸铁手册得其布式硬度为 156-197HB，可得： maxaxmin()197(56)1()HBHBHB粗镗时，进给量 =0.5mm/r，切削速度 =75m/min，粗镗 d=128H12，圆周力1f 1v为： 110.75. 0.750.528.4.4()1647.129()zpFafHB N轴向切削力为： 11.20651.21.20.651.230.47()xpaf切削转矩 T 为： 10.75. 0.750.512. 2.7183169432.87()pDafHB NmA切削功率 P 为： 147.02951.806()626zFvKW半精镗时，进给量 =0.3mm/r，切削速度 =110m/min，半精镗至2f 2vd=129.5H8，圆周力为： 220.75. 0.750.519.581.4.4()3162.19()2zpFafHB N轴向切削力为： 221.0.651.21.20.651.2737065()xpaf切削转矩 T 为：20.75. 0.750.52. 2.719.531629.8()pTDafHB NmA切削功率 P 为： 251.690.4516()60zFvKW因为主传动功率 ， 常取为 0.6 0.7，而且满足粗镗功率就能满足精镗P切 功率，可得 P=2.5（KW） ，故选主传动电机的功率为 3KW。3.3 电机的选择和传动比的确定因为粗镗的所需功率，扭矩，切削力的要求比精镗大，即只需满足粗镗所需要的功率，转矩要求，就能满足精镗的要求。因为最后所需的转速 =1n， = 。传动的总体的结构如下：186.043(/min)r270.516(/min)r暂取电机为 Y132S6，其额定功率为 3KW，满载转速为 960r/min,额定转矩为2.0，重量 63kg。粗镗时，本传动装置的总传动比要求为：，取 =2.51， =2.05。9605.14618.3mwni1i2i半精镗时，本传动装置的总传动比要求为：，取 =2.51， =1.41。9603.54827.1mwni1i2i3.4 齿轮齿数的设计对传动副 1，因为传动比 i=2.51，因为在闭式齿轮传动中，为提高平稳性，小齿轮齿数取 ,查表取 ， 。在传动副 2 中，又因为传动比可204Z12Z71S知为： , ,根据结构条件，假设最小齿轮为 ，可得 ，1i. minZmin6S从 向右看，存在满足两个传动比要求的齿数和有 72,75 等。取 ，可min6S 27得在 i=2 中， ， ，在 i=1.41 中，可得 ，以此124Z17248SZ130Z确定 。27303.5 轴的转速，功率和转矩的确定3.5.1 轴的转速确定粗镗时， ， ；960(/min)dnr960382(/min).51dri38217(/min).05ri半精镗时， ， 。960(/in)dnr960382(/in).51dri38271(/in).4ri3.5.2 轴的功率确定因为机床最终要求半精镗孔至 129.5H8，选取圆柱齿轮传动为七级精度，其效率为： =0.98，中间传动轴采用脚接触球轴承，其传动效率为 0.99，主轴采用滚子轴承，其传动效率为 0.98。由此功率计算如下： 3()dPKW0.982.1()d2.1.793.5.3 轴的转矩确定粗镗时， 395029.84()60ddPTNmnA2.843.7.1()di7.1.0598.42.859Ti NA求得的主轴转矩大于粗镗所需的转矩 94.3425 ，符合要求。mA半精镗时， 395029.84()60ddPTn2.843.7.1()di N A7.1.098.025Ti m求得的主轴转矩大于半精镗所需的转矩 16.2692 ，符合要求。A3.6 传动轴平均轴径估算因为轴颈满足粗镗，肯定能满足精镗，所以下列公式中的参数都用粗镗的参数来估算轴径。因为该轴是精度较高的轴，取 为 0.5。对电动机的轴径： ，因为该电动机4439125.86()960.ddPmn轴径有一个键槽，d 值应增大 4% 5%，因为选取的电机为 Y132S-6，其轴径为 38，符合要求。对轴 ， ，因为轴 上有 1 个键槽，442.91913.70()85Pd mnd 值应增大 4% 5%，同时其上有花键，可将 d 值减少 7%做为花建的小径，放大取整取该轴轴径为 46mm。对轴 ， ，因为轴上有一个键槽，442.79913.8216()1805Pd mnd 值应该增大 4% 5%，放大取整取轴的平均轴径为 70mm。3.7 齿轮模数估算因为小齿轮材料为 40Cr（调质） ，查表得其 =600MP，大齿轮材料取 45 钢（调质） ，因为最大的模数估算公式为：（3.5）321()60djmjuPZn因为驱动电机的功率 =3KW，电机出来的轴上的齿轮啮合有最大的模数，其传dP动比为 u=2.51，因为是外啮合，所以为“+”号。小齿轮 =960r/min,齿宽系数jn=6，齿轮 =20。mjZ小齿轮取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，接触疲劳寿命系数 为 0.9，许用NK接触应力计算如下： lim0.96540()1NKMPaS大齿轮取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，接触疲劳寿命系数 为 0.95，许NK用接触应力计算如下： lim0.95 2()1NKMPaS选择大齿轮的许用接触应力，则齿轮模数估计如下： 332 221()(.51)36060.07 96djmjuPZn所以放大取模数标准值为 3.5。3.8 主轴箱所需动力计算因为主轴箱总的所需动力计算公式为：（3.6）P主 切 空 损 式中： 空载功率， 消耗于切削时的功率（KW） ， 载荷附加功率P空 切 P损（KW） 。因为粗镗需要的功率大，即只要满足粗镗的功率就能满足精镗的需要，所以以粗镗的参数进行计算。其切削功率 =1.8065KW， 查表得 0.260KW， =（P切 空 损） =0.0873，所以公式计算如下：dP1%=1.8065+.2.0875=2.14()PKW主 切 空 损 因为所选电机为 Y132S6，其额定功率为 3KW，满载转速为 960r/min,额定转矩为 2.0，重量 63kg，所以符合要求。4 传动件和支承件的设计和校核4.1 齿轮的设计和校核4.1.1 齿轮的设计由前面的设计可知，粗镗时，一级传动比为 2.51，所以查表选齿轮齿数分别为20,50。小齿轮直接和电机轴通过平键连接，大齿轮和传动轴也通过平键连接。二级传动比为了满足粗镗最后的转速要求，选为 2，查表取齿数为 24,48，因为工作有粗镗和精镗，所以小齿轮在传动轴上通过花键连接，便于进行滑移变速。大齿轮与输出轴通过平键连接。精镗时，同理，二级传动取传动比为 1.41，齿数分别为30,42。小齿轮通过花键与传动轴联接，大齿轮通过平键与输出轴联接。前面计算取模数为 3.5。齿宽为满足结构偶条件，取齿宽系数为 6，则齿宽为 21mm。4.1.2 第一对齿轮的校核（1） 按齿根弯曲疲劳强度进行校核因为粗镗时齿轮若能满足使用要求，精镗时也一定能满足要求。所以只要校核粗镗时的齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度即可。其中第一对齿轮齿数为20,51。由机械设计表 102 得使用系数 为 1.25。因为该齿轮转速为AK3.5168m/s，又因为该齿轮为 7 级精度，所以该齿轮的动载系数 为 1.1，因为是VK直齿轮，取其齿间载荷分配系数 为 1，查表 104 取齿向载荷分布系数 为F H1.208， 为 1.32，所以载荷系数计算如下：FK 1.251.3285AVFK查表 105，当齿数为 20,51 时，分别对应齿形系数 为 2.80， 为 1.55，1FaY1Sa为 2.32， 为 1.70。又因为 为 852.68N。小齿轮受到的弯曲应力计算如下2FaY2SaYt11.852.6801.59.382()3tFaSKMPbm大齿轮受到的弯曲应力计算如下：221.852.631.708.4()tFaSFKY MPbm由图 102 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限为 380MP。由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 ， ，弯曲疲劳10.85FNK20.8FN安全系数 S=1.4，可得弯曲疲劳许用应力为： 10.85 3.79.34FNEKMPaaS22.28.6.048F由上可知齿轮的许用弯曲应力大于所受到的弯曲应力，符合要求。（2） 按齿面接触疲劳强度进行校核由机械设计书表 106 得弹性影响系数 为 198.8MPa，由图 108 查得其EZ动载系数 为 1.1，因为是直齿轮， 和 为 1，由表 102 查得使用系数VKHKF为 1，由表 104 查得 为 1.208，从而载荷系数的计算公式如下：AH1.251.208.6AVH所以小齿轮的接触应力的计算公式如下： 1 1.6852.12.52.5189.050.72307tHEKFuZ MPabd 大齿轮的接触应力计算如下： 1 1.6852.12.52.5189.0348.9007tHEFuZ Pabd又因为小齿轮取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，接触疲劳寿命系数 为NK0.95，许用接触应力计算如下： lim10.956 701NKMPaS大齿轮取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，接触疲劳寿命系数 为 0.95，许NK用接触应力计算如下： lim10.95 21NKMPaS所以大小齿轮符合要求。4.1.3 第二对齿轮的校核（1）按齿根弯曲疲劳强度进行校核由机械设计表 102 得使用系数 为 1.25。因为该齿轮转速为AK1.6793m/s，又因为该齿轮为 7 级精度，所以该齿轮的动载系数 为 0.6，因为是VK直齿轮，取其齿间载荷分配系数 为 1，查表 104 取齿向载荷分布系数 为F H1.208， 为 1.32，所以载荷系数计算如下：FK 1.25061.320.9AVFK查表 105，当齿数为 24,48 时，分别对应齿形系数 为 2.65， 为 1.58，1FaY1Sa为 2.33， 为 1.69。又因为 为 1671.43N。小齿轮受到的弯曲应力计算如2FaY2SaYt下 110.9671.4325.894.265tFaSKMPbm大齿轮受到的弯曲应力计算如下： 220.9167.4321.8.6505tFaSFYb由图 102 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限为 380MP。由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 ， ，弯曲疲劳10.8FNK20.8FN安全系数 S=1.4，可得弯曲疲劳许用应力为： 10.85 3.5794.654FNEKMPaaS220.83 2.86.5014FNEKMPaaS由上可知齿轮的许用弯曲应力大于所受到的弯曲应力，符合要求。（2）按齿面接触疲劳强度进行校核由机械设计书表 106 得弹性影响系数 为 198.8MPa，由图 108 查得其EZ动载系数 为 0.6，因为是直齿轮， 和 为 1，由表 102 查得使用系数VKHKF为 1，由表 104 查得 为 1.208，从而载荷系数的计算公式如下：A 1.25061.280.96AVH所以小齿轮的接触应力的计算公式如下： 1 0.9617.43212.52.5189. 58.4328tHEKFuZ MPabd 大齿轮的接触应力计算如下： 1 0.9617.43212.52.5189. 80.7362tHEFuZ Pabd又因为小齿轮取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，接触疲劳寿命系数 为NK0.95，许用接触应力计算如下： lim10.956 701NKMPaS大齿轮取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，接触疲劳寿命系数 为 0.95，许NK用接触应力计算如下： lim10.95 21NKPaS所以大小齿轮符合要求。4.2 传动件和支承件的设计和校核4.2.1 轴的设计输入轴即电机的伸出轴，通过平键带动齿轮转动。中间轴由前面计算，取平均轴径 46mm，查表取花键中系列，外径 48mm，内径 42mm，轴左端为花键轴，可进行滑移齿轮，右端为直径 48mm 的轴，两端取为直径 40mm 的轴，用于装角接触轴承。输入轴按主轴设计方案，根据结构条件，选择后端定位。前段为主轴标准，选择 5号主轴部件，其大端直径为 44.399mm，内孔长度为 130mm，经过折算，啮合齿轮的地方轴径直径为 80mm。末端与圆锥滚子轴承配合，取轴径为 50mm，最某段取轴径为48mm，用于与圆螺母配合。4.2.2 轴的校核 因为粗镗时所受弯矩，扭矩大，只要粗镗时轴能满足，就能满足机构的传动要求，粗镗时传动轴受力较大，因此对传动轴进行弯扭强度校核即可。对齿数为20,51 的啮合齿轮，因为粗镗时输入轴的功率为 3KW，输入轴转矩为 29.8438 。NmA按照作用力与反作用力。由此可得齿轮上的轴向力为： 129.84352.607tTFNd齿轮受到的径向力为： 1tan2085.6tan2031.5r对齿数为 24,48 的啮合齿轮，粗镗时输出轴的功率 2.82KW，输出轴的转矩为140.4002 。按照作用力与反作用力。由此可得齿轮上的轴向力为：NmA2140.2671.4308tTFNd齿轮受到的径向力为： 2tan0167.430tan2608.351r输入轴的受力如下： 因为最左端的力矩平衡，即：，0HMV计算可得： 211 NH1=-67.430852.60F28=0HttNHMFll总211 V18.1.+VrrVll总由上式可求得 11053.649,0.37NHNVFF又因为水平面上和垂直面上受力一致，即：，0HV可求得 221470.56,378.NHNVFF所以在 H 和 V 面上所受的弯矩图如下：由弯矩图可知轴所受最大弯矩在左端啮合的齿轮处。经计算得其弯矩为： 22222()()(1470.56)(378.0)168.37HVNHVMFll NmA因为前面已经求得传动轴的扭矩为 72371.2 。NmA按弯扭合成应力校核轴的强度：（4.1）)(122WTMca其中 轴的计算应力，MPa；M轴所受的弯矩， ；W轴的抗弯截面ca NmA系数， ； 对称循环变应力时轴的许用应力；T扭矩， 。3m1因为主轴扭转切应力为脉动循环应力，取 =0.6。45 号钢的许用弯曲应力由机械设计表 151 查得为 60，45 号钢的许用弯曲应力由机械设计表 151 查得 60。1由于轴一端有平键，一端是花键，W 取近似计算，忽略平键，花键取为平均轴径，所以由机械设计表 154 查得： 333.14695.02dm则：221068.37(1.06).1395.ca MPa因为 12.0213MPa60MPa，所以所设计的轴符合要求。4.2.3 轴承的设计轴承一般分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滚动轴承因为摩擦系数较小，启动阻力小，而且已经标准化，使用、润滑、维护都很方便，在一般机器中得到广泛应用。特别适用于工作转速特高、特大冲击与震动、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装时以及在水及腐蚀性介质中。本次设计的镗床，因为在轴上工作转速不是很高、也没有很大冲击与震动，优先考虑滚动轴承。在传动轴上，考虑到中间轴由于有一定的预紧，即会承受一定的轴向力及选用、润滑、维护等的方便，选择角接触轴承作为支撑。经过查表及对比轴的设计，选择传动轴两边的轴承为角接触轴承，内径为 40mm，代号为 7008C。对于主轴轴承，因为其受到较大的轴向力及径向力，因此选择圆锥滚子轴承和推力球轴承的配合进行轴向受力，考虑到轴的结构设计，选择圆锥滚子轴承内径为50mm，代号为 30210，推力球内径为 55mm，代号为 51211。前段为双列向心短圆柱滚子轴承，进行径向预紧并主要承受径向力，取其内径为 80mm，外径为 125mm，代号为 3182116。4.2.4 键的设计键的选择一般包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型一般根据连接的结构特点、使用要求和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。键的截面尺寸是按轴径的直径 d 从标准中选定的。键的长度 则可按轮毂的长度而定，l键长一般是等于或略短于轮毂的长度。对于输入轴上的键，因为其轴径为 38.02，所以查得标准后，取平键的公称尺寸 bh 为 128，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对于中间传动轴上的键，因为其右端装固定齿轮的轴径为 48，所以查得标准后，取平键的公称尺寸 bh 为 149，公称尺寸 b 为 14，轴深度 t 公称尺 5.5，极限偏差0.20，毂深度 公称尺寸为 3.8，极限偏差为0.20。其左端花键为1t842488。对于输出轴上的键，因为其轴径为 80，所以查得标准后，取平键的公称尺寸bh 为 2214，公称尺寸 b 为 22，轴深度 t 公称尺 9.0，极限偏差0.20，毂深度 公称尺寸为 5.4，极限偏差为0.20。1t5 通用部件的选择因为液压滑台工作平稳性好，噪声要小一些，动作也较迅速，并且液压滑台的布置和结构都比较典型，规格都已经标准化，由于以上的各个特点，本次设计通过液压滑台来实现加工的纵向进给要求。工作时液压缸固定在滑座上，工作时保持不动。油的压力带动活塞杆移动，带动滑台沿滑座的导轨进行纵向移动。通过控制液压油的压力来实现快进或快退，通过设计液压油的通入方向来实现进刀或者是退刀。根据被加工零件的工艺要求，本次设计在滑座上安装滑台，把主轴箱安装在滑台上，通过控制压力油的流量，使主轴箱实现不同的进给。本次设计中，滑座与滑台配置双矩形导轨，用于进行粗镗和半精镗加工。其工作行程为：滑台快进一次工进快退停留二次工进快退原位停止。因为主轴箱设计的宽度为320mm，所以最终选择液压滑台的台面宽为 320mm，型号为 1HY32，因为加工的行程为 50mm，选择滑台的行程为 400mm，具体参数可参照标准得到。侧底座是机床的一个重要组成部分，其主要作用是承受滑台和主轴箱的重量。侧底座顶面安装滑台，断面与中间底座连接。侧底座的顶面除具有滑座结合的平面外，其周围有收集冷却液或润滑油的槽。它的内部可安放回收油液的的贮存箱和设有供安装电器元件的壁龛。侧底座的长度由滑台的长度决定。因为液压滑台选择1HY32，所以查标准选与其配合的侧底座 1CC321。 6 结 论经过本次设计，我进一步了解了机床的结构和其传动方式，同时通过验证也认识到我本次设计的产品双面卧式专用镗床，大体符合了加工零件所需加工的要求：(1)采用步进电机的工进方式，易于机床的组装，并且相比价格稍贵的伺服电机进给系统，能较低成本地实现了镗刀从双面进给的要求；(2)传动过程中采用了电机正反转来实现主轴的正传和反转，有利于降低主轴箱的结构复杂度；(3) 机床同时从两面进行加工，有利于保证工件孔的加工精度，并且相比单个孔加工，两个孔同时加工可以有更高的效率