动车用减震器筒体切管机设计

II摘要组合机床是一种高效率专用机床，有特定的使用条件，不是在任何情况下都可以收到良好的经济效益，在确定设计机床前，应该进行具体的经济技术分析。加工同一个机械产品的零件，通常会有很多种工艺方案，不同的方案会有不同的经济效果，影响技术经济的因素有很多，有时技术指标先进的方案，经济指标不一定优越，因此，需要对技术、经济指标作综合评价，综合多数的意见，选出优化方案进行经济效果评价，如果满意即可决定。本课题设计的是筒体切割加工组合机床。其来源于惠发特精密机械有限公司。在设计中通过研究被加工零件的特点，对相关数据进行计算，对相关部件进行选择，从而确定机床的总体布局。并绘制出被加工零件工序图，加工示意图，机床联系尺寸图和生产率计算卡。在此基础上拟定了主轴箱的传动路线，设计了轴的结构，进行了皮带轮及轴等相关零件的强度，刚度校核，并绘制出主轴箱总装图和相关零件图。工件采用三爪卡盘定位，一次装夹完成不仅保证了孔的加工精度，而且还提高了加工效率，降低了工人的劳动强度。关键词筒体切割加工；组合机床；主轴箱。IVABSTRACTPORTFOLIOISAHIGHLYEFICIENTMACHINEFORMACHINETOOLS,THEREARESPECIFICCONDITIONSOFUSE,ISNOTUNDERANYCIRCUMSTANCESTORECEIVEGOODECONOMICRETURNS,INDETERMININGTHEDESIGNOFMACHINETOOLS,SHOULDCARYOUTSPECIFICECONOMICANDTECHNICALANALYSISPROCESINGPRODUCTSWITHAMECHANICALPARTS,USUALLYHAVEAVARIETYOFPROGRAMMES,VARIOUSOPTIONSHAVEDIFERENTECONOMICEFECTS,THEIMPACTOFTECHNOLOGICALANDECONOMICFACTORSAREMANY,SOMETIMESTECHNICALINDICATORSADVANCEDPROGRAMMES,ECONOMICINDICATORSDONOTNECESSARILYSUPERIOR,THEREFORE,NEEDTOONTHETECHNICAL,ECONOMICINDICATORSFORCOMPREHENSIVEEVALUATION,COMPREHENSIVEVIEWSOFTHEMAJORITY,ELECTEDOPTIMIZATIONOFECONOMICEVALUATION,IFYOUSATISFIEDWITHTHEDECISIONTHISTOPICISDESIGNEDTOFACECYLINDERPIPECUTTERMACHINECOMBINATIONSITSBENEFITSFROMTHESPECIALPRECISIONMACHINERYCO,LTDINTHEDESIGNTHESTUDYWASPARTOFTHEPROCESINGCHARACTERISTICSOFTHERELEVANTDATA,THERELEVANTCOMPONENTSOFCHOICETODETERMINETHEOVERALLLAYOUTOFMACHINETOOLSANDTHEMAPPINGOFPROCESESTOBEPROCESEDPARTSMAP,DIAGRAMPROCESING,MACHINESIZEMAPANDTHEASSOCIATEDPRODUCTIVITYCALCULATIONCARDONTHISBASISTHEDEVELOPMENTOFTHESPINDLEBOXOFTRANSMISIONLINES,THEDESIGNOFTHESHAFTSTRUCTURE,APULLEYANDSHAFT,ANDOTHERRELEVANTPARTSOFTHESTRENGTHANDSTIFNESVERIFICATION,ANDSPINDLEBOXASSEMBLYTOMAPOUTPLANSANDRELATEDSPAREPARTSPLANSTOOLGUIDETOACHIEVEABALSCREWFEEDWORKPIECEPOSITIONINGUSINGTHREEJAWCHUCKBLOCKS,AFIXTURENOTONLYGUARANTEETHECOMPLETIONOFTHEHOLEPROCESINGPRECISION,BUTALSOIMPROVETHEPROCESINGEFICIENCYANDREDUCETHELABORINTENSITYOFTHEWORKERSKEYWORDSCYLINDERPIPECUTTERCOMBINATIONMACHINEHEADSTOCK。V目录摘要IIABSTRACTIV目录V1绪论111惠发特精密机械有限公司简介112本次设计任务简介113本次设计任务相关要求12总体设计221几种切管方式的比较222总体的布局323切削力的确定和电机的选择324调节机构的确定425冷却系统的选用43主轴箱设计631主轴箱的原理依据和要求6311使用要求6312工艺要求与润滑632主轴的结构7321主轴的构造7322主轴的材料和热处理7323主轴的技术要求8324主动轴的设计8325按弯矩合成力校核轴的强度9326轴承的选用12327轴承寿命计算与润滑1333传动系统设计14331计算并选择电机14332V带传动的设计计算15333齿轮传动的设计计算与润滑18334从动轴几何尺寸计算22335进给系统的设计28336导轨形式的确定28337其它零部件294床身的设计3141材料和路线选择3142主轴箱箱体的结构和材料31421各部位及附属零件的名称和作用31VI422机体结构325调节系统的设计3651长度的调节3652径向的调节376改进方案的设计3861控制电器与执行电器的选择3862线路的设计387结论与展望40致谢41参考文献421绪论11惠发特精密机械有限公司简介无锡惠发特精密机械有限公司,位于风景秀丽的太湖之滨,无锡市郊著名的吴文化公园西侧,距无锡市十三公里,水陆交通十分便利该公司生产工艺先进,设备齐全,技术力量雄厚,专门从事各种系列和型号液压机的生产其各项性能指标均已达到国外同类产品的水平,产品已通过ISO90012000质量体系认证,为各种内燃机、电机电器、汽车、摩托车、粉末冶金、轴承等的良好组配创造了条件同时还生产专用组合机床、数控专用组合机床及三棍轮、二棍轮精密校直机。该公司设计和生产的产品已为国内外几十家生产厂家配套该公司除对现有产品精益求精外,还可根据用户需要专业设计,制造特殊的产品12本次设计任务简介本次毕业设计题目为“动车用减震器筒体切管机设计”，本设计的专题为切管机设计。课题来源于无锡市惠发特精密机械有限公司。本课题系机动车减震器筒体加工的专用机床设计，对于摩托车及其他一些机动车的减震器加工均有一定的参考价值，在减震器行业的技术更新中起到了相当的作用。13本次设计任务相关要求此次毕业设计任务要求机床功能得到进一步的完善，能够提高零件的加工精度和加工效率，能够降低加工成本。该零件属动车减震器用，其材料为铸铝，要求单班制大批量生产，班产2000件。此次毕业设计从2012年11月开始，至2013年5月结束。2总体设计21几种切管方式的比较（1）滚切法将管子置于滚切刀与两个支承轮之间，使刀片、支承轮与管子做相对的圆周运动与径向走刀运动，管子受剪切挤压直至被切断。图21滚切法装置示意图（2）特行刀剪切切断法采用特行刀剪切切断法，刀具在气缸带动下做径向进给运动，刀尖先插入管壁成一小孔，然后顺着刀具的两圆弧切削刃将管子切断。此方法为有屑切断法，管子的断口微有变形，是一种较新的切断方法。切断过程中管子不旋转，可使用盘料。（3）圆环刀渐近切断法是使用圆环刀切管时在切断过程中的各个瞬间位置。图22圆环刀渐近切断法示意图根据加工零件的特点选用滚切法。22总体的布局由于无缝管的定尺有6米，且在一定长度和外径范围内调节。故总体的布局如图所示图23总体布局图23切削力的确定和电机的选择（1）切管机输出转速出N110R/MIN，切削力1F；FCZCYXPFKVFACFFCFCFCC819121查金属加工工艺及工装设计得NF44421（2）步进电机的运动是由输入的电脉冲信号控制的，每当电机绕组接收一个脉冲，转子就转过一个相应的角度。其角位移量与输入脉冲的个数严格成正比，在时间上与输入脉冲同步。因而，只要控制输入脉冲的数量、频率和电机绕组的相序，即可得到所需转动的速度和方向。步进电机有反应式、永磁式和混合式三种类型。步进电机有其独特的优点，归纳起来主要有步矩值不受各种干扰因素的影响；误差不长期积累；控制性能好用作自动控制装置中执行元件的微特电机。又称执行电动机。其功能是将电信号换成转轴的角位移或角速度。表21步进电机和伺服电机的区别步进电机系统伺服电机系统力矩范围中小力矩（一般在20NM以下）小、中、大，全范围速度范围低（一般在2000RPM以下，大力矩电机小于1000RPM）高（可达5000RPM）,直流伺服电机更可达12万转/分续表21控制方式主要是位置控制多样化智能化的控制方式，位置/转速/转矩方式步进电机系统伺服电机系统平滑性低速时有振动（但用细分型驱动器则可明显改善）好，运行平滑精度一般较低，细分型驱动时较高高矩频特性高速时，力矩下降快力矩特性好，特性较硬过载特性过载时会失步可310倍过载（短时）反馈方式大多数为开环控制，也可接编码器，防止失步闭环方式，编码器反馈编码器类型光电型旋转编码器（增量型/绝对值型）旋转变压器型旋转变压器型一般快温升运行温度高一般维护性基本可以免维护较好价格低较高所以考虑到这次设计的要求，为了在不影响工作精度条件下，我选择了步进电机。24调节机构的确定无缝钢管直径有从MM1050JJ，长度从150MM400MM之间变动。直径的变化可以用三爪卡盘来控制；长度的大小可以用挡板控制。图24活动挡板简图25冷却系统的选用切削液的使用方法1浇注法切削加工时，切削液以浇注法使用最多。这种方法使用方便，设备简单，但流速慢、压力低。难于直接渗透入最高温度区。（2）高压冷却法高压冷却法是利用最高切削液直接作用于切削区周围进行冷却润滑并冲走切削，效果比浇注法好的多。深孔加工的切削液常用高压冷却法。（3）喷雾冷却法喷雾冷却法是以MPA6030的压缩空气，通过喷雾装置是切削液雾化，高速喷射到切削区。高速气流带着雾化成小液滴的切削液，渗透到切削区，在高温下迅速汽化，吸收大量热，从而获得良好的冷却效果。根据零件的加工特点选择浇注法。3主轴箱设计31主轴箱的原理依据和要求主轴箱是机床的主要部件之一，按专用要求进行设计由通用零件组成其主要作用是根据被加工零件的加工要求，安排主轴位置，并将动力和运动由电机或动力部件传给工作主轴，使之得到要求的转速和转向。机床主轴箱不仅要能保证较高的生产率和一定的加工质量，操作方便省力，同时主轴箱的制造和装配工作也都要容易，检修方便，成本低等。也就是说，主轴箱必须满足使用和工艺两个方面要求。311使用要求（1）运动特性机床主轴箱必须满足在拟定机床转动系统时所决定的运动特性，并且转速误差不超过允许值（2）刚度和强度耐磨和抗震；为保证主轴箱的零件能够正常的运转和达到加工质量方面的要求。各类零件应具有足够的强度，必要的刚度和抗震性能。同时为延长机床的使用期限。也要具有良好的耐磨性能或在磨损后能够调整补偿，这时除了选择适当的传动机件和材料外，也应该注意变速箱的整体构造，以便可使受力合理分布，减少受力变形以提高刚度，以及注意选择便于补偿磨损的构造。（3）高效率随着现代机床的功率日益加大，提高主轴箱的传动效率，以减少损失的意义将格外重大，这除了可以在设计变速箱时注意采用高效率的传动机件，提高零件加工和装配质量外，缩短传动路线尤其是高速的传动路线和减少空转零件也是提高效率的有效方法。（4）运动平稳和无噪音主轴箱的零件运转平稳可以提高工件的加工质量，这可以由采用运转比较平稳的零件，如传动带等传动方式和提高零件的加工和装配质量得到。（5）便于操作和安全（6）便于观察、调整和检修（7）防尘、防漏312工艺要求与润滑（1）构造简单结构的简单带来很多优点，可以提高加工的精度和光度，便于使用和维护以及节省材料和降低成本，为此少用结构复杂的机件和减少零件的数量（2）容易加工主轴箱的各种零件，尤其是比较复杂的箱体应使其容易加工，例如竟可能使轴孔同心，以便于从一侧加工，但是在成批生产而利用专用机床时，箱体外表的突出部分最好位于一个平面上以便于同时加工孔内有槽或螺纹都不便于加工，应尽可能的避免（3）采用标注通用零件应尽量减少专用件而采用标准件或通用件。同时配合直径，螺纹种类，齿轮模数也应限制到最少的种类。（4）便于装配应尽可能的减少装配的劳动量（5）主轴箱采用飞溅润滑用35号或40号润滑油。图31主轴箱总装图32主轴的结构321主轴的构造主轴的构造和形状主要决定主轴上所安装的刀具、所装零件的尺寸、传动件、轴承等零件的种类、位置、数量和安装方法等。设计时还需要考虑主轴加工的工艺性及装配的工艺性；主轴基本为空心阶梯轴，尾部的径向尺寸要最小，前端的径向尺寸最大，中间的径向尺寸逐渐减小。322主轴的材料和热处理轴的材料应根据载荷特点、耐磨性要求、热处理方法和热处理后变形情况选择。普通机床定心轴颈或定心锥面等部位进行局部高频淬硬。以提高其耐磨性。只有载荷大和有冲击时，或精密机床需要见效热处理后的变形时，或有其它特殊要求时，才考虑选用合金钢。当支承为滑动轴承，则轴颈也许淬硬，以提高耐磨性。机床主轴的常用材料和热处理要求见下表36表31主轴常用的材料和热处理要求3钢材热处理用途45调质2228HRC高频淬硬为5055HRC一般为机床的主轴和传动轴45CR淬硬4050HRC载荷要求大或表面较硬的主轴20CR渗碳、淬硬5662HRC中等载荷、转速很高、冲击较大的主轴38CRMOA1A氮化处理8501000HV精密和高精密机床主轴65MN淬硬5258HRC高精度机床主轴对于高速、高效、高精度机床的主要部件，热变形及振动等一直是国内外研究的重点课题，特别是对高精度、超高精密加工机床的主轴。据资料介绍，目前出现一种叫玻璃陶瓷材料，又称微晶玻璃的新材料，其线膨胀系数几乎接近于零，是制作高精度机床主轴的理想材料。323主轴的技术要求主轴的技术要求，应根据机床精度标准有关项目制定。首先制定出满足主轴旋转精度所必需的技术要求，如主轴前后轴承轴颈的同轴度，锥孔相对于前后轴颈中心连线的径向圆跳动，定心轴颈及其定位轴肩相对于前后轴颈中心连线的径向圆跳动和端面圆跳动等。再考虑其它性能所需的要求，如表面粗糙度，表面硬度等。主轴的技术要求要满足设计要求、工艺要求、检测方法的要求，应尽量做到设计、工艺、检测的基准相统一。主轴各部位的尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和表面硬度等具体数值应根据机床的类型、规格、精度等级及主轴轴承的类型来确定。324主动轴的设计初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计P370表153，115A0，于是得MM233NPD300030MIN齿带齿带IINPAAHH31当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的消弱。对于直径10MMD的轴，有一个键槽时，轴径增大57；有两个键槽时，应增大1015。然后将轴径圆整为标准直径。则MM934051233DMIN选取直径MM35D1输入轴的最小端是安装在联轴器处的直径，使所选择的轴径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选择联轴器型号联轴器计算转矩TKTACA查表141，因转矩变化小，故取31AKMNTKTACA631812453132按照转矩CAT要小于联轴器的公称转矩。查表174选用LT7型弹性套柱销联轴器，轴孔L112MM，L184MM，轴径35MMDMIN图32主轴简图拟定轴上零件装配方案A段取其长度为48MMB段台阶取该段长度为48MMC段台阶安装深沟球轴承,B19取L48MMD段为齿轮宽度，L52MME段轴承与箱体内壁之间5M，齿轮端面与箱体内壁之间间隔15M，取L26MMF段台阶由于轴承配合，因此取轴承宽度为L19MM轴承支承跨度距L19265248192107M325按弯矩合成力校核轴的强度（1）绘出轴的受力简图计算直齿轮的圆周力径向力和轴向力图33轴受力简图MM107LABMM522/5226LBCMM5552107LAC圆周力MNDT152086525424022FT33径向力MNFT375920TANFR34由于为直齿轮，轴向力MN0FA图34水平面受力图（2）水平面支承052152086107MBAHCBTAHRLFLR35AHR1014NNRFRFRRAHTBHTBHAH15107210141520860F36水平面弯矩MNLRMACAHCH5705101437（3）垂直面图35力矩平衡式0523759107MVBAVCBRARLFLR38NRAV369NRFRAVBV339036937590YR39垂直面弯矩NLRMNLRMBCBVCVACAVCV20296523390202955369“310（4）计算C处左右两侧的合成弯矩MNMMMVCHCC965934720295557702222311MNMMMVCHCC29593482029655770222“2“312可见C处右侧的合成弯矩较大，合成弯矩见图（5）计算危险截面的当量弯矩由弯矩图可见C处是危险截面（其上的内力最大）按照式计算该处的当量弯矩（取扭矩校正系数A06）MNTMMCE67686542406029593482222A313（6）计算C处的需要轴径D参照表151取许用弯曲应力MPA551SMMDE09235106768610331S314它小于该处实际直径50MM故轴的弯矩组合强度足够。图36水平弯矩图图37垂直弯矩图图38合成弯矩图图39当量弯矩图326轴承的选用（1）调心球轴承主要承受径向载荷，也可同时承受小量的双向的轴向载荷，外圈滚道为球面，具有自动调心性能，内外圈轴线相对偏斜允许23，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支承。（1）圆锥滚子轴承能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷，极限转速较低。内外圈可分离，故轴承游隙可在安装时调整，通常成对使用，对称安装使用于转速不太高、轴的刚性较好的场合（2）单向推力球轴承单向推力球轴承只能承受单向的轴向载荷。两个圈的孔不一样大内孔较小的是紧圈，与轴的配合；内孔较大的是松圈，与机座固定在一起。极限转速较低，适用于轴向力大而转速较低的场合。没有径向限位能力，不能单独组成支承，一般要与向心轴承组成组合支承使用。（3）双向推力球轴承双向推力轴承可承受双向轴向载荷，中间圈为紧圈，与轴配合，另两圈为松圈。高速时，离心力大，球与保持架磨损，发热严重，寿命较低。没有径向限位能力，不能单独组成支承，一般要与向心轴承组成组合支承使用。常用于轴向载荷大、转速不高处。（4）深沟球轴承主要承受径向载荷，也可同时承受少量的双响的轴向载荷，工作是内外圈轴线允许偏斜816摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛，但是承受冲击载荷能里较差。适用于高速场合，在高速时，可用来代替推力球轴承。（5）角接触球轴承能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷，公称接触角有15、25、40三种。越大，轴向承载能力也越大。通常成对使用，对称安装。极限转速较高。适用于转速较高、同时承受径向和轴向载荷的场合。由于本次为进给切削加工，受径向力，所以选用深沟球轴承。327轴承寿命计算与润滑6209轴承的主要性能参数（GB/T2761994）为CR315KWCOR205KW，预期寿命10年（1）求两个轴承受到的径向载荷21RRFF和NRFAVR10793691014R2222AH1315NRFBVR11413390151072R2222BH2316（2）计算轴承所受当量动载荷P1和P211111ARPFYFXFP31722222ARPFYFXFP因为采用直齿轮传动，所以Y0因轴承工作时有中等冲击，由上表载荷系数FP15故11111ARPFYFXFPN51618107951NFYFXFPARP51711415122222（3）计算轴承寿命在参考文献中表32轴承工作温度轴承工作温度120125150175200225250300温度系数FT10009509008508007507006有上表查得FT1，对于球轴承E3，HLH2920365810故LH106/60NFTC/PE318（106/60110）（131500/17115）3944620HHL所以轴承符合要求（4）轴承润滑选择二硫化钼锂基脂有良好的耐水性和耐热性。33传动系统设计通常用的机械传动有螺旋传动、齿轮传动、带传动及各种其它非线性传动等。其中主要的功能是提供和传递足够的功率和转矩，实质上是一种转矩和功率的转换器。使得执行元件和负载之间在转矩与功率方面得到最佳配合。机械传动部件的传动类型、传动方式、传动刚性和传动的可靠性对机电一体化系统的精度、稳定性和快速响应性有重大的影响，所以应设计及选择传动间隙较小、精度高、重量轻、运行平稳、传递转矩较大的传动部件。331计算并选择电机已知切管机输出转速出N110R/MIN对应的切削力NF44421，直径MD10（1）选择电动机功率FVP319SMDNV/5760100060/110100143100060/出P320NF44421KWP62传动装置总效率2轴齿带HHHH321由机械设计课程设计P13表31知皮带传动效率960带H齿轮啮合效率级）（齿轮精度为齿7980H滚动轴承效率90轴H则传动总效率92209909809602HKWPW8229220/62/PRH322（2）确定电动机转速根据以上所求得功率，参照电动机功率对照表如下表33电动机机座号与功率及转速对照表机座号电动机同步转速R/MIN300015001000750功率/W功率/W功率/W功率/W80M107505580M21107590S221107590LL221511续表33100L132215100L23315112M442213227555322132M17543132M275553160M111117555160M215117555160L185151175180M22185180L221511注机座号栏中S、M、L后面的数字1、2分别代表同一机座号和极数下不同的功率选择电机型号及其相应技术参数如下电机型号Y100L24电机极数为4额定功率3KW同步转速1500R/MIN332V带传动的设计计算1分配传动比根据机械设计课程设计P14表32取03I带，13110/1430I总，则3343/13I齿2V带设计已知数据传动功率P带轮转速工作条件外轮廓尺寸要求V带设计内容包括确定V带型号标准长度根数中心距带轮直径材料结构张紧力以及其对带轮轴的压力1）确定V带型号表34V带工作系数KA工作机原动机（一天工作时数，H）I类II类1010161610101616载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风和鼓风机（75KW）；离心式压缩机；轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物）；通风机（75KW）；发电机；旋转式水泵111213121314续表34变动较大螺旋式运输机；斗式提升机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机；121314141516变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机131415151618注I类直流电动机、Y系列三相异步电动机、汽轮机、水轮机；II类交流同步电动机、交流异步滑环电动机、内燃机、蒸汽机。单班KA取11计算功率PCKAP11333KW323V带型号由机械设计P155图811知普通V带选型图2）确定带轮基准直径D1、D表35带轮基准直径D1、D型号YZABCDE最小基准直径205075125200335500表36带轮的基准直径系列型号YZABCDE基准直径系列D20，224，25，28，315，355，40，45，50，56，63，71，75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，170，180，200，212，224，236，250，265，280，300，315，355，375，400，425，450，500，D190MM小带轮直径D2（N1/N2）D1324390270MM按上表D2280M3253）验算带速VVPD1N1/6000326314901430/601000674M/S要求带速在525之间，V674M/S带速符合要求4）确定V带长度LD和中心距A若没有给定中心距，可按07（D1D2）A02D1D2327初取中心距A0500M，由下式初算带的基准长度LL2A0（D1D2）/2（D2D1）2/4A03282500（90280）/2（28090）2/4500120305MM由机械设计P146表82圆整基准长度LD1250MM中心距AA0（LDL）/2329500（1250120305）/2523475MM5）验算小带轮包角1180（D2D1）573/A330180（28090）573/5234751591206）确定V带跟数Z单根V带试验条件下许用功率P0查表84AP0107KW传递功率增量P0查表84BP017KW包角系数K查表85K095长度系数KL查表82KL091ZPC/（P0P0）KKL33133/107017095091354取整Z47）计算初拉力F0500PC（25K）/KZVQV2332表37尺寸V与Q质量联系表尺寸型号YZABCDE带宽BPM53851114192732顶宽B（M）6101317223238高度H（M）46810513519235锲角40每米长质量QKG/M00200601001703062090Q01KGF0500PC（25K）/KZVQV250033（25095）/09546740167421085N8）计算压轴力Q2ZF0SIN1/233241085SIN159/28535N9）带轮结构设计图310V带轮结构图333齿轮传动的设计计算与润滑1）按图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）切管机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）3）由机械设计表101选择小齿轮选用40CR（调质），硬度为280HBS；大齿轮选用45号钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数,26Z1大齿轮齿数，5811226334Z2，取113Z2（一）按齿面接触强度设计由设计计算公式（109A）进行试算，即2311T1322DHEDZUUKTSF334（1）确定公式内的各计算数值1试选载荷系数31KT2）计算小齿轮的传递的转矩MNNP2549550T1113353）由表107选取齿宽系数1DF4）由表106查得材料的弹性影响系数218189ZMPAE3365）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001LIMHMPAS大齿轮的接触疲劳强度极限601LIMHMPAS6）由式1019取接触疲劳寿命系数95090021HNHNKK；7计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式1012得MPASKHN54060901LIM11HSS337MPASKHN552509502LIM22HSS3382计算1）试计算小齿轮的分度圆直径TD1，代入HS中的较小的值2311T1322DHEDZUUKTSFM28252552818934134125431322233392）圆周速度V计算SMNDVT/311006067476282521431006011P3403）齿宽B计算BFDTD152282MM3414）齿宽与齿高之比HB的计算模数011226/28252111ZDMT342齿高52401122522521MH343HB11575）载荷系数的计算根据SMV/31，7级精度，由图108查得动载荷系数01KV；直齿轮，1KHAAFK；由表102查得使用系数1KA；由表104用插入法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，421KHB；由HB1157，421KHB查图1013得41KFB故载荷系数AKKVKAHK421KHB3446）按实际的载荷系数校正分度圆直径，由式1010A得MKKDTT84533142128252D33113457）模数M的计算MMZ072268453DM11346（二）按齿根弯曲强度设计由式105得到弯曲强度的设计计算公式为32112MFSAFADYYZKTSF347（1）确定公式内的各计算数值1由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500FE1MPAS大齿轮的弯曲疲劳强度极限380FE2MPAS2由图1018取弯曲疲劳强度寿命系数,850KFN1880K2FN；3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式1012得MPASKFEFN573034150850111HSS348MPASKFEFN862384138080222HSS3494）计算载荷系数KAKKVKAHK41KFB3505）查取齿形系数由表105查得62YFA1；172YFA26）查取应力校正系数由表105查得5951YSA1；81YSA27）计算大、小齿轮的FSAFAYYS并加以比较013660573035951621FSAFAYYS3510203508623881722FSAFAYYS352大齿轮的数值大设计计算661020350261254412M32对比计算得到的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M应该大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，而齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而且齿面的接触疲劳强度多决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数166并就近圆整为标准值M20M，按接触强度算得的分度圆直径1D52282M，算出小齿轮齿数2622825211MDZ353大齿轮齿数58112263342Z，取1132Z354这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（三）几何尺寸计算分度圆直径1DM1Z22652MM2DM2Z2113226MM355中心距MDDA1392652212121356齿轮宽度2BDY115252MM3571B2B（510）5762MM取1B57MM齿顶圆直径1AD1D21AH1Z2AHM2621256MM2AD2D22AH2Z2AHM113212230MM358齿全高H（C025）H2AHCM21025245MM359齿厚MMPS1432214322P360齿根高FHAHCM1025225MM361齿顶高AHAHM2MM362齿根圆直径FD1FD1D2FH5222547MM2FD2D2FH226225221MM363（四）齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下轴孔直径DF50MM轮毂直径1D16D165080MM364轮毂长度L2B52MM轮缘厚度0D34M68MM取0D8MM轮缘内径2D2AD2H20D20224528215MM365取2D220MM腹板厚度C032B0352156MM取C16MM366腹板中心孔直径MM1508022050DD50120）（）（D367腹板孔直径0D0252D1D0252208035MM368取0D35MM齿轮倒角R05M0521MM369齿轮工作图如图所示图311齿轮结构图（五）齿轮选择全损耗系统用油LAN68润滑油润滑。334从动轴几何尺寸计算初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计P370表153，115A0，于是得MM9217NPD300030MIN带带INPAAH同31当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的消弱。对于直径10MMD的轴，有一个键槽时，轴径增大57；有两个键槽时，应增大1015。然后将轴径圆整为标准直径。则MM82180519217DMIN选取直径MM19D1输入轴的最小端是安装在联轴器处的直径，使所选择的轴径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选择联轴器型号联轴器计算转矩TKTACA查表141，因转矩变化小，故取31AKMNTKTACA4824831831同32按照转矩CAT应该小于联轴器的公称转矩的条件。查表174选用LT3型弹性套柱销联轴器，轴孔L52MM，L138M，轴径22MMDMIN图312从动轴简图拟定轴上零件装配方案A段联轴器配合，故取其长度为33MMB段台阶考虑轴承透盖的轴向尺寸和透盖左端面与联轴器右端面有一定的间隔，取该段长度为62MMC段台阶安装深沟球轴承,B16取L32MMD段为齿轮宽度，L57MME段轴承与箱体内壁之间5MM，齿轮端面与箱体内壁之间间隔15M，取L25MMF段台阶由于轴承配合，因此取轴承宽度为L16MM轴承支承跨度距L1625572762162155MM（一）按弯矩合成力校核轴的强度（1）绘出轴的受力简图计算直齿轮的圆周力径向力和轴向力图313受力简图MM155LABMM5532/5725LBCMM5101553155LAC圆周力MNDT372016262785022FT同33径向力MNFT973320TANFR同34由于为直齿轮，轴向力MN0FA图314水平受力图（2）水平面支承055337201615MBAHCBTAHRLFLR同35AHR696NNRFRFRRAHTBHTBHAH3713206963720160F同36水平面弯矩MNLRMACAHCH70645101696同37（3）垂直面图315垂直受力图力矩平衡式055397315MVBAVCBRARLFLR同38NRAV253NRFRAVBV94802539730YR同39垂直面弯矩NLRMNLRMBCBVCVACAVCV257285539480256805101253“同310（4）计算C处左右两侧的合成弯矩MNMMMVCHCC7516725680706442222同311MNMMMVCHCC751832572870644222“2“同312可见C处右侧的合成弯矩较大，合成弯矩见图（5）计算危险截面的当量弯矩由弯矩图可见C处是危险截面（其上的内力最大）按照式计算该处的当量弯矩（取扭矩校正系数A06）MNTMMCE764162278560751832222A同313（6）计算C处的需要轴径D参照表151取许用弯曲应力MPA551SMMDE04245107641610331S同314它小于该处实际直径50MM故轴的弯矩组合强度足够。图316水平弯矩图图317垂直弯矩图图318合成弯矩图图319当量弯矩图（二）轴承寿命计算6207轴承的主要性能参数（GB/T2761994）为CR255KWCOR152KW，预期寿命10年（1）求两个轴承受到的径向载荷21RRFF和NRFAVR56740253696R2222AH1同315NRFBVR2214059480371320R2222BH2同316（2）计算轴承所受当量动载荷P1和P211111ARPFYFXFP同31722222ARPFYFXFP因为采用直齿轮传动，所以Y0表38载荷系数FV载荷性质FV举例无冲击或轻微冲击1012电机、汽轮机、通风机、水泵等中等冲击或中等惯性力1218车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、卷扬机、机床等强大冲击1830破碎机、扎钢机、钻探机、振动筛等因轴承工作时有中等冲击，由上表载荷系数FP15故11111ARPFYFXFPN841105674051NFYFXFPARP832107214055122222（3）计算轴承寿命有上表查得FT1，对于球轴承E3，HLH2920365810故LH106/60NFTC/PE同318（106/6047666）（125500/210783）361909HHL所以轴承符合要求335进给系统的设计丝杠螺母机构又称螺旋传动机构。其主要的功能是将直线运动变为旋转运动或者将旋转的运动变为直线运动。丝杠螺母机构分为滑动摩擦和滚动摩擦两种。滑动丝杠螺母的机构结构比较简单、加工和维护方便、具有自锁功能。但摩擦阻力较大，传动效率低。滚动丝杠螺母机构虽然结构复杂、制造成本高，但其最大优点是摩擦阻力较小，因此在机电一体化系统中得到广泛应用图320进给结构简图336导轨形式的确定机电一体化系统对导轨的基本要求是导向精度高、刚性好、运动轻便平稳、耐磨性好、温度变化小以及结构工艺性好等。按接触面的摩擦性质可分为（1）滑动导轨副滑动导轨机构简单，阻尼系数大，刚度大；但易产生低速爬行现象，易磨损。滑动导轨是金属对金属型式，目前在数控机床上很少采用。摩擦系数较大，而且变化范围也大，对于精度高的工件加工心有余而力不足。承载能力中等。接触刚度高。滑动导轨一般仅用于普通精度的机床。数控机床已不采用。（2）滚动导轨副直线滚动导轨由导轨和滑块两部分组成。导轨通常为两根，装在支撑件上，每根导轨上有2个滑块，固定在移动件导轨体上。直线滚动导轨副的工作原理就是滑块中装有四组滚珠，在导轨条的滑块的断点，就经合成树脂制造的端面挡板和滑块中的回珠孔回到另一端，经另一端端面挡板再进入循环。四组滚珠各有自己的回株孔，分别处于滑块的四角。四组滚珠和滚道相当于四个直线运动角接触滚珠轴承。接触角为45度时，四个方向具有相同的承载能力。（3）液体静压导轨无磨损，无静摩擦，无低速爬行现象，阻尼系数大；但设计、制造、使用较复杂。此次设计中选用滚动导轨副。337其它零部件（1）轴承座轴承座顾名思义就是轴承的支撑座。轴承座的作用是稳定轴承及其所连接的回转轴，确保轴和轴承内圈平稳回转避免因承载回转引起的轴承扭动或跳动,螺孔是上轴承盖的。（2）螺母螺母的工作原理是采用螺母和螺栓之间的摩擦力进行自锁的。但是在动载荷中这种自锁的可靠性就会降低。在一些重要的场合我们就会采取一些防松措施，保证螺母锁紧的可靠性。其中用锁紧螺母就是其中的一种防松措施。锁紧螺母也有两种，一种是用两个一样的螺母拧在同一支螺栓上，在两个螺母之间附加一个拧紧力矩，使得螺栓连接可靠。另一种是专用的防松螺母，需要和一种可以防松垫片一起使用。专用的防松螺母不是六角螺母，而是一中圆螺母，在螺母的圆周上开有6个缺口，这六个缺口既是拧紧工具的着力点，又是防松垫片卡口的卡入处。第二种防松方式比第一种更可靠，但是结构相对复杂。这次设计我们选用第2种方案（3）活灵座主轴箱上电机只带动主轴旋转，和进给运动无关联，所以我们用到了活灵座，起连接丝杆与进给的桥梁。活灵座固定丝杆的螺母，一头固定在滑台上，丝杆轴向固定，旋转时带动螺母和活灵座再带动滑台，实现进给运动。（4）拖板简单的说拖板就是支撑工件，工作台和传递进给中介的作用。由于滚珠丝杆的进给，带动了活灵座的运动，活灵座通过与滑台间螺母带动一起运动。（5）盖板、压板的作用1固定丝杆座2保持滚珠丝杆与地面的平行度3实现上部密封作用，防止杂质进入滚珠丝杆与轴承间影响精度。（6）调整垫作用1）机械设备减振安装。机械部件间减振连接。2）高品质的减振产品3）良好的衰减和隔离振动4）良好的改善车间环境噪音5）可随时根据工艺；生产需求，调整机床位置，减少二次安装费用。4床身的设计41材料和路线选择焊接件用于尺寸较大、形状复杂的零件，多用型钢或锻件焊接而成，其制造简单、周期短、成本低，但抗振性差，容易变形，尺寸误差大铸件多用于形状复杂、尺寸较大的零件。其吸振性能好，但力学性能低。铸造方法有砂型铸造、离心铸造等，有手工造型和机器造型。箱体机身这类零件的结构特点是结构比较复杂，且不均匀形状不规则，其工作条件是以轴压为主。因此要求有较好的刚度和减振性，有的要求密封性或耐磨等，所以选择铸件。因必须满足无缝钢管定尺6米所以导轨要足够的长；托架的中心要与三爪卡盘的中心要保持同轴所以导轨要保证一定的平行度；主要工艺路线铸造毛坯时效处理油漆划线粗精加工基准面粗精加工个平面粗半精加工各主要孔精加工各主要孔粗精加工各次要孔加工各螺孔、紧固孔、油孔等去毛刺清洗检验。图41床身简图42主轴箱体的结构和材料主轴箱箱体用作安装和保持有关传动件之间的相对位置，以确保正常运转，同时也要保证箱体的密封以防止润滑油外流和灰尘、污物侵入，因此主轴箱的箱体在构造上要适应安装传动件的要求，也要有足够的刚度，这样也就是箱体的形状较为复杂，通常都有铸件铸成，为使机床的构造和工艺都较为简单，变速箱的多半制成单独的箱体。421各部位及附属零件的名称和作用箱体采用铸造（HT200）制成。采用部分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分机体采用H7/IS6。1）机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承应刚度。2）考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12M/S故采用渗油润滑，同时为了避免油搅的沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离升为40M，为保证机盖与机座连接处密封，联结凸缘应有足够宽度，联表面应精创，其表面粗糙度63。3机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R3机体外形简单，拔模方便。（1）窥视孔和窥视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置。并有足够的空间，以便能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，便于机械加工出支撑板的表面并用垫片加强密封，盖板用铁制成，用M6紧固（2）放油螺塞底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。（4）通气器运转时，由于磨擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热气体自由逸出，达到机体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。（5）启盖螺钉机盖与机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶，联接后接合较紧，不易分开。为了便于取下机盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些。（7）调整垫片调速垫片由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。（8）吊钩在机盖上装有吊钩，是用以搬运或拆卸机盖。422机体结构机体是用以支持和固定轴系零件，是保证传动零件的的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件，其重要约占总重量的50。因此，机体结构对工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大影响，设计时必须全面考虑。机体材料多用铸铁（HT200）制造，采用剖分式机体。剖分面取传动件轴线所在平面的一个水平剖分面。铸造的主要结构尺寸，按经验