锻锤三缸镗缸机的研制进给组件设计

锻锤三缸镗缸机的研制进给组件设计摘要本课题研究的是一台专用机床，专门用于镗削加工C41-2000型空气锤的三个气门孔。在认真研究、分析了设计任务书后，针对任务书提出的要求进行了课题调研和现场考察，提出了四个总体设计方案。经过详细分析、论证，确定采用第四方案。该方案的结构形式为：采用主机与工作台分离的落地机床形式；三根镗轴于同一竖直面放置，由电动机、减速装置、分动器驱动，采用同一转速镗削；进给系统由单独的电动机经减速装置驱动。本课题分为总体设计、主轴组件设计和进给组件设计三部分，我负责三轴镗床的进给组件的设计。在设计过程中，详细分析比较了各种进给组件的传动形式，确定使用滑动丝杠进给传动，保证传动的精确性和稳定性；减速装置由V带传动、蜗杆齿轮减速器组成：经由V带传动后经蜗杆齿轮减速器进行减速，达到所需要的进给速度；进给电机的功率的确定，通过动力箱与导轨之间的摩擦力和镗削过程中的轴向切削力的分析得到；导轨的形式采用矩形的导轨面。通过对进给组件的设计计算，达到与主轴的配合，使专用镗床发挥其粗镗与精镗的性能要求，达到生产的需要。关键词镗床进给组件设计Thedevelopmentofthreeaxleboringlatheforforginghamer-tofeedmoduledesignAbstractWhatthistopicresearchisaspecialpurposemachine,usesinprocessingtheC41-2000airhammerpneumatichammersthreevalveportsboringspecially.Afterstudyingandanalyzingthedesignprojectdescriptionearnestly,inviewoftheprojectdescriptionsetstherequesttocarryonthetopicinvestigationandstudyandthesceneinspection,proposedfouroverallprojectdesign.Afterthemultianalysis,theproof,determinedthatusesthefourthplan.Thisplansstructuralstyleis:Useslandingenginebedformwhichthemainengineandtheworktableseparate;Threeboringaxesintheidenticalverticalplanelayingaside,bytheelectricmotor,thedeceleratingdevice,thetransfercaseactuate,tousetheidenticalrotationalspeedtobeboring;Tofeedsystembyindependentelectricmotorafterdeceleratingdeviceactuation.Thistopicdividesintothesystemdesign,themainaxlemoduledesignandtofeedmoduledesignsthreeparts,Iamresponsibleforthethreeaxleboringlathestofeedmodulesdesign.Inthedesignprocess,themultianalysishascomparedeachkindtofeedmodulestransmissionform,thedeterminationuseglideguidescrewtofeedtransmission,theguaranteetransmissionaccuracyandthestability;ThedeceleratingdevicebyVbelttransmission,thewormbearingadjuster-speedreducergeariscomposed:AfterVbelttransmissioncarriesonthedecelerationafterthewormbearingadjuster-speedreducergear,achievesfeedratewhichneeds;Tofeedelectricalmachineryspowersdetermination,obtainsthroughbetweenthepowerboxandinguiderailsfrictionforceandtheboringprocesssaxialcuttingforcesanalysis;Guiderailsformusesrectangulartheguiderailsurface.Throughtofeedmodulesdesigncalculation,achieveswithmainaxlescoordination,enablesthespecial-purposeboringlathetodisplayitsthickboringandthefinishedboringperformancerequirement,achievestheproductiontheneed.Keywordsboringmachinefeedcomponentsdesign目录引言1第一章总体方案的确定2第二章进给机构方案的选用32.1进给运动的传动原理32.2方案论证3第三章进给机构减速装置设计53.1减速装置的结构设计53.2减速装置的计算7第四章进给机构的设计194.1丝杠的设计194.2导轨的设计21第五章支承件的设计24结论26致谢27参考文献281引言本文主要是对锻锤三缸镗的进给组件的设计。在拟定方案的过程中，必须全面地、周密地考虑，使所定方案技术上合理、先进，经济效益高。机床进给组件的设计主要包括以下几个方面的内容：（1）确定总体方案采用主机与工作台分离的落地机床形式；三根镗轴于同一竖直面放置，由电动机、减速装置、分动器驱动，采用同一转速镗削；进给系统由单独的电动机经减速装置驱动。（2）进给组件方案论证文中共提出三个方案，通过认真的分析比较，采用第三种滑动丝杠进给传动机构的方式进行进给。（3）确定进给电机功率通过对动力箱与导轨之间的摩擦力和镗削过程中的轴向切削力的分析，根据经验公式，查有关手册确定进给电机功率为1.1kW。（4）设计计算减速装置包括对由V带传动、蜗杆齿轮减速器组成的减速装置的传动比的分配，以及各部分的设计计算，最后达到进给所需要的1.2r/min。（5）丝杠、导轨及支承件的设计包括对丝杠的设计、导轨的设计和支承件的设计。对于不同的机床，设计的侧重点应该有所不同。本设计之中的专用镗床，应该侧重于其性能和经济价值的优先。另外，由于该专用机床生产台数少，为降低成本及减轻工人的工作量及工作时间，在设计过程中尽量选用通用化和标准化的零部件。2第一章总体方案的确定C412000三孔镗床是一种专门的设备，专门用来加工2000kg空气锤的上锤身的三个气门孔。三个气门孔要求在水平方向要轴线互相平行，三个气门孔的轴线在垂直方向要处在一个垂直线上。图11总体布局图如图11所示，加工的三个孔的三条中心轴线位于同一平面内，该平面垂直于工件的底面。工件的定位基准采用锤身的底面和铸孔的中心轴线，保证了位置要求和垂直度要求，通过动力箱在导轨上的移动实现进给运动。优点：三个轴同时进行镗削加工，提高了加工效率。工人可直接操纵动力箱上的手柄进行加工操作。采用固定工作台，工件的装卸简单易行，可以直接实现吊装，无需工作台的移动，大大降低了工作台的设计复杂度。同时，选用了合理的定位基准面，保证了加工的精度要求，定位装置和夹具的设计比较简单。在工作台上可设置两刀架，增加在加工过程中刀杠的稳定性，提高加工精度。但是，在本设计机床中，导轨和刀杠都要求较长，不易实现液压滑台；动力箱直接放置在导轨上进行整体的滑动。3第二章进给机构方案的选用2.1进给运动的传动原理当机床的执行件做直线运动时，由于机床动源多为旋转运动，依次需要采用把旋转运动变为直线运动的机构，通常称为直线运动机构。图21传动原理图在此进给系统中，由电机经过减速装置进行减速，再经由传动机构传递功率，与主轴机构进行配合，达到设计中所要求的进给速度。2.2方案论证根据前人的经验，可以参照的进给传动系统有：液压传动，滑动丝杠传动和滚动丝杠传动。2.2.1液压传动液压传动装置工作平稳，能在给定范围内平稳的自动调节牵引速度，在工作过程中能无级变速，便于实现自动化；换向容易，在不改变电机旋转方向的情况下，可以较方便地实现工作机构旋转和直线往复运动的转换；在同等功率的情况下，液压传动装置的体积小、重量轻，结构紧凑，惯性小，动作灵敏。但是，液压传动装置也有缺点：使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁；液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平；对液压元件制造精度要求高，工艺复杂，成本较高；液压传动对油温变化较敏感，这会影响它的工作稳定性。2.2.2滑动丝杠传动丝杠螺母机构是进给传动中常用的一种直线运动机构。丝杠螺母机构的最大特点是利用了斜面原理，将斜面卷曲变形，从而形成螺纹。将转动变成平动。丝杠转一圈，螺母位移一个螺距。省力不省功。根据运动需求的不同，又可分为滑动丝杠螺母机构和滚4动丝杠螺母机构。丝杠与螺母的螺纹表面直接接触的称为滑动丝杠螺母机构。滑动丝杠的螺纹牙型有梯形和矩形两种。梯形螺纹应用广泛，矩形螺纹传动精度高，但制造较困难，只在少数精密机床中应用。其特点及应用如下：（1）降速比大。由于丝杠的导程可做得小些，因此可以获得较大的降速比。即丝杠的转速较高时，螺母的移动速度可以较低。当传动链的总降速比一定时，使用丝杠螺母机构就可以减少传动件的数目，因而可缩短传动链，有利于提高传动精度；由于降速比大，可获得同样大小的轴向牵引力时，所需传递的扭矩较小。或者说在传递扭矩较小的情况下可获得较大的轴向牵引力。（2）结构简单，容易制造，运动平稳，易于获得较高的传动精度。（3）当螺旋升角小于摩擦角时，可以实现自锁。因此适于垂直移动部件的传动，可以防止因其自重而下滑。（4）摩擦损失较大，传动效率较低。其机械效率一般仅为0.20.4，当载荷较大时，磨损大精度保持性差，因此适用于运动速度较低、载荷较小、对传动效率要求不高的进给传动中。2.2.3滚珠丝杠传动滚动丝杠螺母机构，即时在丝杠与螺母之间放入一定数量的滚动体（滚珠或滚柱），从而使丝杠与螺母之间形成滚动摩擦。与滑动丝杠螺母机构相比，由于滚动摩擦系数小得多，因此，这种机构的摩擦损失少，其机械效率可达90%以上，比滑动丝杠螺母机构高24倍；磨损小，使用寿命长。尤其丝杠和螺母与滚动体接触的表面均需淬硬，因此，这种机构的精度保持性好；滚动摩擦系数小，而且静动摩擦系数植相近，因此，动作灵敏，启动力矩小，低速运动时不易产生爬行现象；摩擦系数小，还使得滚珠丝杠螺母机构无自锁性能，因此可用于逆传动，即变直线运动为旋转运动。此外，滚动丝杠通过预紧，可完全消除轴向间隙，从而具有较高的定位精度。但是，这种机构的结构复杂，制造工艺与滚动轴承相似，成本比滑动丝杠螺母机构高得多，因此，目前仅在数控机床和一些精密机床中采用。2.2.4选用方案通过对以上的三种方案分析，液压进给可以达到无级变速，结构紧凑，惯性小，动作灵敏；但是其对液压元件的要求比较高，制造精度要求高，工艺复杂，成本较高：滚5动丝杠的磨损系数小，精度的保持性好，使用寿命长；但是其结构复杂，制造工艺麻烦，成本也较高；滑动丝杠结构简单，制造容易，运动平稳，易于实现较高的传动精度。综合考虑企业的现状及发展趋势，通过对三种的比较，滑动丝杠虽然存在一些缺点，但是其综合性能符合企业发展的需要，故在设计时采用滑动丝杠。第三章进给机构减速装置设计3.1减速装置的结构设计3.1.1进给电机功率的计算进给系统驱动克服的主要是动力箱与导轨之间的摩擦力和镗削过程中的轴向切削力。分动箱初步估算约1500kg，查有关手册，取滑台与导轨的摩擦系数。0.7f（31）150.715FmgfN进给系统采用一种速度，根据与镗刀配合，取进给速度=9.6mm/min=0.16mm/s。cv（32）0.680.6cPvWk根据经验公式，查有关手册，进给系统的总传动效率一般取0.150.2。取s=0.17。（33）01.1680.97sPk粗略计算，可根据进给传动与主传动所需功率之比来估算进给驱动电动机功率，根据经验公式，对车床：P切=（0.03-0.04）P动（34）进给有效功率：20.4.01.56kW动电机所须功率：12.9.P6取进给电机的功率：1.PkW进m动力箱的质量；执行件与导轨之间的动摩擦系数；f执行件的运动速度。cv根据以上的计算，可以确定进给电机的功率为1.1kW。选择进给电机时，确定其转速为1440r/min。3.1.2机构设计根据机床设计的总体要求，专用机床无须设计过多的变速级，只需有初镗与精镗两种工作速度，这两种速度可以在主轴箱中进行变速。由此，进给系统的设计，只需有一种速度与主轴箱的两种速度进行配合就可以了。镗床的进给系统要求进给速度为1.2r/min，进给速度较低，在机床运动中属于低速运动。因此，在进给减速中要能保证其达到使用要求，减速机构要使用减速比特别大的减速装置才能达到使用要求。参照同类机床及减速装置的结构，减速装置需要很大的减速比。但是在现有条件下，考虑企业实际的生产能力和资金力量，采用较为普遍的组合减速装置，即：先经V带轮进行减速，然后用减速比稍大的蜗杆齿轮减速器进行减速，最后经一对齿数相同的外啮合齿轮传递功率到丝杠。其结构如图31所示。图31进给机构结构简图3.1.3传动比的分配电动机的转速为1440r/min，而进给机构所要达到的转速为1.2r/min。根据需求，整7个减速装置的传动比为1402.i总根据减速装置的机构设计，参阅机床设计手册和金属切削机床设计以及各类参考文献，可以分别确定各机构传动的减速比，如表31所示。表31减速装置减速比的分配机构名称减速比（i）V带传动6蜗轮蜗杆传动60蜗杆齿轮减速器齿轮传动10/3减速装置结构简图如图32所示。图32减速装置结构简图3.2减速装置的计算3.2.1V带传动V带传动是减速装置的第一级减速。V带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中应用广泛。另外，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，而且大多数V带已经标准化。它的上述特点使其获得了广泛的应用。在本节计算中，可以知道V带传动的主动轮的转速为1440r/min，减速比为i6，电动机的功率为1.1kW。81.确定计算功率caP（35）caAPK式中：工作情况系数AK电动机功率P查V带传动工作情况系数表可得1.2，且已知1.1kW，故带入公式得AKP1.21.1kW1.32kWcaP2.选择V带的带型根据，n可选择带型为Z型caP3.确定带轮的基准直径并验算带速1d1）初选小带轮的基准直径80mm2）验算带速，（3160dnv6）带入数据得：8014/6.03/6vmss因为5m/s30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径，2di（31d7）带入数据得：680mm=480mm2d根据带轮的优先选用值，圆整为500mm。4.确定V带的中心距a和基准长度dL1）初定中心距090.7()2()（31d20a1d28）经计算，初定中心距为600mm02)计算所需的基准长度dL（3210120()2()4dddaa9）带入数据得：20(508)26(8)18546dLm故选点的基准长度2240mm。d3）计算实际中心距a（3002dLa10）带入数据得：240185(6)630am中心距的变化范围为596697mm。5.验算小带轮上的包角1（30012157.38()da11）代入数据得：000157.38()14.8966.计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率rP0()rLK(312)10由80mm和1440r/min，可查得单根普通V带的基本额定功率1d1n0.85kW；根据1440r/min，i6和Z型带，可查得单根普通V带额定功率的增0P0.03Kw；又可查得包角修正系数0.89；V带的长度系数1.06，把上述KLK数据带入式（312），得：（0.850.03）0.891.06kW0.83kWrP（2）计算V带的根数Z（3carpP13）带入数据可得：1.32.5908Z取2根。7.计算单根V带的初拉力的最小值0min()F500（30in22.5)caKPqvZ14）查Z型带的单位长度质量0.06，代入数据得：q/kgm101N0min()F2(2.5089)1.320.63N应使带的实际初拉力。0min)8.计算压轴力p2Zsin（3min()pF0min()1215）代入数据得：2576sinN954.7Nmin()pF014.82113.2.2蜗杆传动蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构，两轴线交错的夹角可为任意值，常用的为90。蜗杆传动具有传动比大、结构紧凑、冲击载荷小、传动平稳、噪声低等优点。通过上一节的设计计算，可以得到如下数据：V带传动的传递功率的效率取0.9，则输入蜗杆的功率为11.10.9kW0.99kW。2P经过V带传动后，蜗杆的转速为。40/minnr根据减速装置的传动比的分配，可以得到蜗轮蜗杆的减速比为60。2i1.选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料考虑到蜗杆传动功率不打，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCu10nS，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁1PHT100制造。3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度，其传动中心距为：（3232()EHZaKT16）（1）确定作用在蜗轮上的转矩T26229.510/PTni按1，估取效率，则：z.76629.5101.5024/TNmNm12（2）确定载荷系数K（3AvK17）式中：使用系数；A载荷分布不均系数；K动载系数，v因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数1；查表选取使用系数K1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数1.03，则代入数值得：AKvK1.1511.051.21（3）确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故160。EZ12aMP（4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值为0.4，可查得1d2.75。Z（5）确定许用接触应力H（3HNK18）根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCu10，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度nS1P45HRC，故可查得蜗轮的基本许用应力268；HaM应力循环次数（3724060151.306hNjnL19）寿命系数7810.96.3HNK13代入以上数据可得：0.9672859HaaMP（6）计算中心距（3231.1.25()17.4659am20）取中心距a200mm，因i60，故可查得模数m5，蜗杆分度圆直径90mm，1d这时90/2000.45，可查得接触系数2.37。因为，因此以上计算1dZZ结果可用。4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆蜗杆轴向齿距m15.71mmaP蜗杆直径系数q18蜗杆齿顶圆直径100mm1ad蜗杆齿根圆直径77.5mmf蜗杆分度圆导程角31047蜗杆轴向齿厚7.85mmaS（2）蜗轮蜗轮齿数62，变位系数0；2Z2x验算传动比，这时传动比误差，是允许的。16zi6203.%蜗轮分度圆直径310mm2d蜗轮喉圆直径320mma蜗轮齿根圆直径297.5mm2f蜗轮咽喉母圆半径40mmgr5.校核齿根弯曲疲劳强度14（321.53FKTdm21）当量齿数（3233062.9cos.18vzZ22）根据0，62.09，可查得齿形系数2.182x2v2FaY螺旋角系数（3003.181.9734Y23）许用弯曲应力（3FFNK24）查得由ZCu10制造的蜗轮的基本许用弯曲应力nS1P56FaMP寿命系数6710.2.3FNK代入以上数据，可得：560.75242.113FaMP61.532.5102.939a弯曲强度是满足的。6.验算效率（0.950.96）（3tan()v25）已知310473.18,v；与相对滑动速度有关。arctnvfsv151.133（3sv160cosdn0924601cos3.8/ms26）查得0.044，245，则：vfv（0.950.96）0.720tan3.18(275)大于原估计值，所以不用重算。3.2.3齿轮传动齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达数十万千瓦。齿轮传动的主要特点有传动效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定等。齿轮传动的设计应在具体的工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨性、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。根据3.2.1和3.2.2两节所述，可以得出以下数据：输入功率为P0.693kW；从蜗杆输出的转速为4，故齿3/minr轮传动的主动轮为4，从动齿轮为1.2。/minr/minr根据减速装置的减速比的分配，可知齿轮的减速比为i=10/3。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数、（1）该齿轮组为一级减速传动，故选用直齿圆柱齿轮传动；（2）因该齿轮组工作时速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；（3）材料选择：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，二者材料硬度差为40HBS。（4）选用小齿轮齿数24，大齿轮齿数3.3324801z2z2.按齿面接触强度设计（321312.()tEtdHKTZid27）16（1）确定计算公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.3；tK2）计算小齿轮传递的转矩：（3556319.09.10.6931.5044PTNmNm28）3）选取齿宽系数0.6；d4）查得材料的弹性影响系数189MPa；EZ5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触lim1疲劳强度极限550MPa；lim26）计算应力循环次数724060151.306hNjnL762.3.89取接触疲劳寿命系数1.1，1.251HNK2HN7）计算接触疲劳许用应力（3limHS29）取失效概率为1%，安全系数s1，则可得：lim1.60HNaaKMPS2li2587.5（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值1tdH（321312.()tEtdKTZi30）17代入数据得：6231.1503.189.2.()168.0tdm2）计算圆周速度v（316tdnv31）代入数据得：18.4/0.35/60vmss3）计算齿宽（31dtb32）代入数据得：0.618.01.3bm4）计算齿宽与齿高之比h模数168.7.042ttdz齿高.5.15.83thmm16807.3b5）计算载荷系数（3AvHK33）根据v0.058m/s，7级精度，可查得动载系数，直齿轮，查得1.02v1HFK使用系数，小齿轮7级精度，相对支承悬臂布置时。由，1AK.378H0.67bh，查得：，故：.38H1.29F.01.378.406K186）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（331ttKd34）代入数据得：311.40668.73.dm7）计算模数m17.24z3按齿根弯曲强度计算（3132()FSdHYKTmz35）（1）确定公式内各计算数值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度150FEaMP2380FEaMP2）取弯曲疲劳寿命系数，1.8FNK2.8FN3）计算弯曲疲劳许用应力（3FES36）取弯曲疲劳安全系数s1.4，则得：10.8530.574FNEaaKMPS22286.4）计算载荷系数K（3AvFK37）代入数据得：19K11.0211.291.3165）查取齿形系数查得：，12.65FaY2.Fa6）查取应力校正系数得：，1.8Sa21.7Sa7）计算大、小齿轮的,并加以比较FY12.6580.13793FaS2.645FaSY（2）计算把以上数值代入式（335），得：63221.510.45.84mm对比计算结果，由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的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数4.8并就近圆整为标准值m5。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径124510dzmm28（2）计算中心距12260a（3）计算齿轮宽度10.67dbm取72mm，75mm。2B120第四章进给机构的设计4.1丝杠的设计4.1.1普通丝杠螺母机构构造机床上应用的滑动丝杠常采用齿形角30的梯形螺纹和矩形螺纹两种。梯形螺纹由于加工方便，故应用较多。但梯形螺纹丝杠的径向振摆会使直线进给运动产生附加的轴向移动，故有的精密机床丝杠采用齿形角为15或10的梯形螺纹。丝杠直径常用的范围是20mm到60mm，一般丝杠直径d和长度L之比为1/201/50。丝杠仅受轴向作用力时，轴向支承用推力球轴承，径向支承可用滑动轴承，当也承受径向力作用时，常采用60角接触的推力向心球轴承来承受。对于轴向刚度要求不高的丝杠，推力轴承应尽可能放在同一个支座上，使丝杠受热后能向另一端自由膨胀。推力轴承的位置应尽可能使丝杠在大部分工作情况下受拉力作用，对于长丝杠，这些尤为重要。4.1.2丝杠螺母的计算由于机床上滑动丝杠螺母的主要失效形式是磨损，因此应以耐磨性的计算来决定丝杠的中径；或者由结构决定中径后，进行耐磨性的核算。对于细长且受压的丝杠，还应该核算其压杆稳定性。一般不需要进行强度的的核算，只有载荷很大时，才需进行强度的核算。1.耐磨性的计算螺纹工作面上单位压力的大小，直接影响丝杠磨损的程度，应限制工作面上的单p位压力，以确保丝杆的耐磨性，由耐磨性决定丝杠中径，其计算公式为：2d（420.8()Pdmp1）式中：P丝杠所受的最大轴向力；螺母长径比，L为螺母的长度。一般取1.24。2d21许用单位压力。p取=2，查机床设计手册，由丝杠螺母耐磨性计算图可得P=48000N；设计丝杠时，为更加安全，取P=49000N；一般精度的机床常用8级精度丝杠，其许用单位压力=5，把以上数据代入paMP丝杠中径计算公式，可得：2490.856dm取丝杠中径为=56mm，则L=112mm。2d耐磨性核算公式为（42）264Pppd代入数值得2906455apMPp因=56mm符合丝杠耐磨性的要求，故可取。2d取丝杠螺母导程为t=8mm，则可确定丝杠、螺母副的基本尺寸。其基本尺寸如表41所示。2.稳定性计算当丝杠的长径比较大切承受轴向压力时，丝杠有发生纵向弯曲（侧向鼓出）的危险。因此，需进行稳定性的核算。丝杠具有良好稳定性时的最大允许轴向压缩载荷，可用aP材料力学公式来计算：（43）2safEIPLK式中：丝杠支承系数sfE材料弹性模量，钢为32.10aMI丝杠内径的断面惯性矩L支承距离K安全系数。一般取3，但丝杠水平放置时取4。22查机床设计手册得=4，I=，L=3000mm，sf436.801m代入以上数据可得23424.0578aPN由机床设计手册中查得=8800Nap即符合稳定性要求，故以上数据即可采用。表41梯形螺纹丝杠、螺母副的基本尺寸和有关参数03名称参数尺寸螺距t（mm）8丝杠外径（mm）d60丝杠内径（mm）151螺母外径（mm）61螺母内径（mm）d52丝杠、螺母中径（mm）256丝杠断面积A（）cm20.43螺纹升角02361丝杠断面极惯性矩（）nI4c66.417丝杠断面惯性矩（）m36.8064.2导轨的设计4.2.1导轨的结构机床导轨的质量在一定程度上决定了机床的加工精度、工作能力和使用寿命。因此，导轨必须满足导向精度、刚度、耐磨性，平稳性等基本要求。导轨在结构上常采用两种结构形式：滑动导轨和滚动导轨。23滑动导轨是基本导轨，其它类型的导轨都是以它为基础而发展起来的。普通滑动导轨的滑动面之间呈混合摩擦。它与液体摩擦和滚动摩擦导轨相比，虽有摩擦系数大，磨损快，使用寿命短，低速易产生爬行现象等缺点，但由于其结构简单，工艺性好，便于保证精度、刚度，故广泛应用于对低速均匀性及定位精度要求不高的机床中。在两导轨面之间放置滚珠、滚珠或滚针等滚动物体，使导轨面之间的摩擦具有滚动摩擦性质，这种导轨称为滚动导轨。与普通滑动导轨相比，滚动导轨具有运动灵敏度高，滚动导轨的摩擦系数小，定位精度高牵引力小，移动轻便等许多优点。但是，滚动导轨的抗振性较差，对防护要求也较高，由于导轨间无油膜存在，滚动体与导轨是点接触或线接触，接触应力比较大，故一般滚动体和导轨须用淬火钢制成。另外，滚动体直径的不一致或导轨面不平，都会使运动部件倾斜或高度发生变化，影响导向精度。因此对滚动体的精度和导轨平面度要求高。与普通滑动导轨相比，滚动导轨的结构复杂，制造困难，成本较高。综上所述，滚动导轨的优点要远远高于滑动导轨。但是，从企业的实际需求来说，制造滚动导轨的技术需要相当的成熟，而且要投入很大的精力和资金，也会使企业的效益有所减缓。这不符合现阶段企业的发展。故在设计时，采用结构较为简单，工艺上容易制造的滑动导轨作为所设计机床的导轨。滑动导轨的导轨面形状有多种，在本专用机床上采用矩形导轨。矩形导轨制造简单，刚度高，承载能力大，具有水平和垂直两个方向的导轨面。而且两个导轨面的误差不会相互影响，便于安装调整。但侧面磨损后不能自动补偿，需要有间隙调整装置。因此，导向性差。它适合于载荷较大而导向性要求差一些的机床上。如图41所示：图41矩形导轨4.2.2导轨尺寸的确定导轨的基本尺寸如表42所示。244.2.3导轨的验算导轨的计算主要是分析导轨面上的受力和比压，探讨合适的导轨结构，以减小导轨的比压，力求磨损均匀，并使导轨结构上保证磨损后对加工精度影响尽可能的小以及磨损后能调整间隙。表42导轨基本尺寸名称尺寸导轨长度4110mm导轨厚度50mm导轨面形状矩形导轨面宽度180mm机身高度411mm滑板长度1010mm滑板厚度92mm滑板材料HT250导轨跨距480mm导轨材料Q235导轨支承面的面积，应与载荷相适应。如果载荷很大，支承面面积过小，导轨面单位面积上所受的平均比压就很大，导轨表面将因油膜被破坏而加速磨损。为此，在设计时须保证导轨面上的平均比压p不超过一定的许用值p：p（4PF4）式中：P作用于导轨面上的正压力；F承载面积与导轨间的接触面积；p铸铁对铸铁导轨的许用平均比压值，取p=0.91.1aMP作用于导轨面上的正压力包括主轴箱的重量，工作台或溜板的重量和垂直于导轨面的切削力，取P=30000N；根据设计的基本尺寸，可以得出F=1010180mm，代入数据得：225p300.1718aapMP计算结果显示出导轨的设计符合验算的条件，故尺寸可取。第五章支承件的设计机床的支承件是机床的基础件，一般都比较大，故也称为“大件”。支承件的作用是支承零、部件，并保持被支承零、部件间的相互位置关系及承受各种力和力矩。一台机床是支承件往往不只一个，它们有的相互固定联接，有的在导轨上运动。在切削加工时，刀具和工件间的作用力都要通过支承件逐个传递，故支承件会变形。而机床所受的动态力（如变化的切削力、旋转件的不平衡等）会使支承件和整个机床振动。严重的变形和振动会破坏被支承零、部件的相互关系。因此，支承件也是机床十分重要的构件。根据支承件的功用，可以分析得出对支承件的基本要求：1.足够的静刚度支承件在静载荷作用下抵抗变形的能力称为支承件的静刚度。要求支承件在额定载荷作用下，变形不超过允许值。同时，支承件还应具有大的刚度质量比，这在很大程度上反映了设计的合理性。2.较好的动特性机床应具有抵抗强迫振动和自激振动的能力，而且不应产生薄壁振动。3.良好的热特性机床工作时，切削过程、电动机、液压系统、机械摩擦等的发热，以及坏竟温度的变化都会使支承件产生不均匀的变形，以致破坏被支承零、部件的相互位置关系，降低机床的工作精度。4.小的内应力支承件在焊接或铸造和粗加工过程中，材料内部都会形成内应力。如不消除，在使用过程中，内应力会重新分布和逐步消失，引起支承件的变形。因此，在设计时要从结构的选材上保证支承件的内应力最小，并在铸造或焊接和粗加工后进行时效处理。5.其他26在设计支承件时，应考虑便于冷却液、润滑液的回收、排屑方便、吊运安全。液压、电器布置合理以及便于加工和装配等。支承件的重量往往占机床总重量的80%以上，它的性能对整机的性能影响很大。因此，要精心设计，使其在满足基本要求的同时尽量节省金属。在本设计中，由于该机床是一台专用镗床，其机构形式采用主机与工作台分离的落地机床形式；在机床导轨上只承受主轴组件的重力和切削力，重量不大，故导轨的设计不需要承受较大的载荷。在