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- 内容简介：
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太原理工大学毕业设计（论文）课 题 名 称：螺纹在线加工部件结构设计 日期：2015年6月10 日V摘要本次设计是对螺纹在线加工部件的设计。在这里主要包括: 主轴箱传动机构的设计、进给部件的设计、刀具卡紧部件系统的设计这次毕业设计对设计工作的基本技能的训练，提高了分析和解决工程技术问题的能力，并为进行一般机械的设计创造了一定条件。整机结构主要由电动机产生动力通过联轴器将需要的动力传递到丝杆上，丝杆带动丝杆螺母，从而带动整机进给运动，而主轴箱通过二级齿轮减速带动主轴旋转运动,改设计提高劳动生产率和生产自动化水平。更显示其优越性，有着广阔的发展前途。本论文研究内容：(1) 螺纹在线加工部件总体结构设计。(2) 螺纹在线加工部件工作性能分析。(3)电动机的选择。(4) 螺纹在线加工部件的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。 (6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。 关键词：螺纹在线加工部件，滚珠丝杠,进给传动,主轴箱AbstractThis design is the design of the thread on-line processing parts. Here mainly include: the ability to design and tool design of spindle box transmission mechanism, a feeding part of card tight component system the design of the graduation design on the design of the basic skills training, improve the analysis and solve engineering problems, and for general mechanical design created certain conditions.Whole structure mainly by the motor generate power through the coupling will need the power delivered to the screw rod and screw rod drives the screw rod nut, so as to drive the machine feed movement, and spindle box by secondary gear deceleration drive the spindle rotating motion,Improving labor productivity and production automation level. It has a broad prospect for its development.Research content of this thesis:(1) the overall structure design of the online machining parts of the screw threads.(2) working performance analysis of the screw online working part.(3) motor selection.(4) the transmission system, the execution parts and the frame design of the thread processing parts.(5) design and calculation of the design parts for calculation and verification.(6) drawing the assembly drawings and important parts of the assembly drawings and parts drawings of the design parts.Key words: online processing parts, ball screw, feed drive, spindle box目录摘要IIAbstractIII1绪论11.1 螺纹在线加工部件的要求11.2 课题的目的及意义11.3国内外概况综述31.4本课题研究的内容及方法41.4.1主要的研究内容41.4.2设计要求41.4.3关键的技术问题42螺纹在线加工部件总体结构设计52.1 螺纹在线加工部件的构成52.2 螺纹在线加工部件的工作原理52.3 钻孔的基本尺寸和切削用量72.4 减速机构设计103 进给结构及传动设计123.1 进给部位齿轮的传动计算123.2 高速级齿轮的设计计算123.3 低速级齿轮的设计计算153.4进给丝杠传动设计183.5 轴向进给滚珠丝杆副的选择193.5.1导程确定193.5.2确定丝杆的等效转速193.5.3估计工作台质量及负重193.5.4确定丝杆的等效负载203.5.5确定丝杆所受的最大动载荷203.5.6精度的选择213.5.7选择滚珠丝杆型号213.6 校核223.6.1临界压缩负荷验证223.6.2临界转速验证233.6.3丝杆拉压振动与扭转振动的固有频率233.7 电机的选择243.7.1电机轴的转动惯量243.7.2电机扭矩计算254 主轴箱的设计计算274.1进给结构及传动设计274.2低速级齿轮的设计计算314.3 轴的计算344.3.1 高速轴的计算344.3.2 中间轴的计算384.3.3 低速轴的计算425 键连接的选择和计算465.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核465.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核465.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核476 滚动轴承的选择和计算487 主轴的设计计算517.1 自动松拉刀系统527.2 自动松拉刀系统的关键零件53结论55参考文献56致谢581绪论1.1 螺纹在线加工部件的要求对于大型工业设备，在日常维护或技术改造过程中，难免需要在大型固定基础件上加工螺纹，大型固定基础件不易拆卸移动，为了不影响生产，采用通用机床上常规的加工方法以不适合。当螺纹直径较大（40mm）时，需采用专用加工设备。本课题拟设计满足上述要求的专用加工设备。1 以80mm螺纹为例，采用镗削方法，多次加工底孔和多次加工螺纹表面，分析计算切削用量，确定所需要的运动关系和初始参数（轴向切削力和径向切削力）；2、要求采用数控方式实现各运动的控制和关联，满足不同螺纹规格的加工需要，通过切换能实现螺纹退刀槽的加工；3专用镗削头经齿轮传动系统驱动主轴实现回转运动，机床主轴精度按普通精度机床要求；4主轴组件采用可伸缩式套筒结构，主轴端结构可安装钻头，镗杆，切槽刀具。1.2 课题的目的及意义近年来，随着汽车、机械、航天等工业领域的不断发展，对齿轮提出了更高的要求：传动速度大、承载能力强、使用寿命长、运行噪音小、制造成本低，相应地对齿轮的设计、加工、检测等方面也提高了要求。在这种背景下，现代设计方法、先进制造技术、计算机技术及相关技术的交叉融合，使齿轮相关技术的研究进入了一个崭新的阶段。齿轮加工机床是一种技术含量高且结构复杂的机床系统，由于齿轮使用的量大面广，齿轮加工机床已成为汽车、摩托车、工程机械、船舶等行业的关键设备。特别是，随着汽车工业的高速发展，对齿轮的需求量日益增加，对齿轮加工的效率、质量及加工成本的要求愈来愈高使齿轮加工机床在汽车摩托车等行业中占有越来越重要的作用。机床是齿轮加工机床中的一种，占齿轮加工机床拥有量的40%它主要用来加工圆柱齿轮和蜗轮等。传统机床完全依靠机械内联传动实现滚刀与工件的同步运动和差动运动往需要经过多级齿轮传动，并且引入蜗杆蜗轮机构使得机械结构非常复杂调整维护非常困难也降低了加工精度。螺纹在线加工部件高加工精度、高生产率的特点，在制造业中的应用比例越来越大，有效地保证了产品质量和产量。随着风电、船舶、建材产业的迅速发展,国内对大型高档机床的需求旺盛,且要求效率高、精度高。国内机床技术与国外有很大差距。国内还没几家单位有能力加工直径为两米的大型螺纹在线加工部件,全世界也只有两家,分别在德国和美国。在这种情况下,有好几年,中国的大型螺纹在线加工部件都需进口这两家的产品。从国外进口,价格贵,交货期长,售后服务麻烦。所以研制加工直径两米以上的大型螺纹在线加工部件和有必要。对螺纹在线加工部件的设计主要是培养学生综合应用所学专业的基础理论、基本技能和专业知识的能力，培养学生建立正确的设计思想，掌握工程设计的一般程序、规范和方法。而工科类学生更应侧重于从生产的第一线获得生产实际知识和技能，获得工程技术经用性岗位的基本训练，通过毕业设计，可树立正确的生产观点、经济观点和全局观点，实现由学生向工程技术人员的过渡。使学生进一步巩固和加深对所学的知识，使之系统化、综合化。培养学生独立工作、独立思考和综合运用所学知识的能力，提高解决本专业范围内的一般工程技术问题的能力，从而扩大、深化所学的专业知识和技能。培养学生的设计计算、工程绘图、实验研究、数据处理、查阅文献、外文资料的阅读与翻译、计算机应用、文字表达等基本工作实践能力，使学生初步掌握科学研究的基本方法和思路。使学生学会初步掌握解决工程技术问题的正确指导思想、方法手段，树立做事严谨、严肃认真、一丝不苟、实事求是、刻苦钻研、勇于探索、具有创新意识和团结协作的工作作风。通过毕业设计资料的搜集、整理、数据的查询，方案的确定，撰写、电路的设计以及毕业答辩等活动，初步了解数控机床回参考点的方式的种类何工作原理，接受初步的数控机床的训练和熏陶，深化和综合基础课、专业课的分析问题和解决问题的能力以及培养协作精神，树立高度的工作责任感的能力，同时系统的对我们三年所学知识进行总结，全面的复习整理，查缺补漏，以达到熟练掌握专业知识的目的，并综合运用和深化所学专业理论识培养独立分析和解决一般工作实际问题的能力，树立高度的责任感，以便在日后工作中能得心应手。能更好的适应社会的需要，充分发挥自己的才华，贡献自己的一份力量。随着教育改革的逐步深入，为落实增强学生的创新精神，能力培养和素质教育三大新的教育目标打破以理论教学为主，实验教学和实践为辅的传统教育方法，提高学生的创新能力及灵活运用知识的能力，以便能最快的适应工作的需求。 1.3国内外概况综述我国生产机床的历史始于1953年，经过30年的努力，到80年代初已进入世机床主要生产国家行列。目前，国产机床以传统的机械传动式为主，品种、系列齐全。传统机床完全依靠机械内联传动实现滚刀与工件的同步运动和差动运动，往往需要经过多级齿轮传动，并且引入蜗杆蜗轮机构使得机械结构非常复杂调整维护非常困难也降低了加工精度。近几年，我国在机床设计技术方面研究的主要经历了从统机械式机床通过数控改造发展为2至3轴（直线运动轴）实用型数控高效机床，到全新六轴四联动数控高速机床的开发,最大主轴转速一般为1200 转/分，与发达国家同类产品相比我国仍然存在着不小的差距，究其原因主要还是因为基础研究差，整体设计能力不足，由此导致新技术应用慢和仿制比重较大，如零传动技术干切技术在齿轮加工机床中的应用一直处于落后状态。数控系统是数控机床的核心，德国西门子、利勃海尔和日本的马扎克、法拉克掌握着数控系统的最高水平，利勃海尔数控系统16个软件包的价格接近母机价格，软件和母机一起卖，不分开出售，软件利润非常高。目前国内机床企业使用的中高档机床的数控系统基本都是国外进口。同时国内研制加工效率高、精度高直径为两米的大型螺纹在线加工部件的单位的能力比较弱，而从国外进口,价格贵,交货期长,售后服务麻烦。数控系统和功能部件发展滞后已成为制约行业发展的瓶颈。国产中档数控系统国内市场占有率只有35%，而高档数控系统95%以上依靠进口。功能部件国内市场总体占有率约为30%，其中高档功能部件市场占有率更低。台湾地区品牌功能部件约占国内市场的50%，其余20%为欧盟、日本等品牌产品。据国家海关统计数据，2010年我国进口数控系统金额达18.1亿美元，机床附件(含功能部件和夹具)类产品达16.2亿美元。以高速、高精、复合、智能等为特征的高档螺纹在线加工部件关键技术虽然已经取得明显进步，一批共性、基础技术和新产品研发也有了新的进展，但与国际先进水平相比，还存在较大差距。有些关键技术，如：高速高精运动控制技术、动态综合补偿技术、多轴联动和复合加工技术、智能化技术、高精度直驱技术、可靠性技术等尚需进一步突破，有些重大技术离产业化还有一段路程。以企业为主体、以市场为导向、产学研用相结合的研发体系尚未真正建立，行业的自主创新发展缺乏高新技术支撑。我国机床工具行业产品质量整体水平已经有了很大提高，对提升产业的整体素质和核心竞争力起到了重要作用，也得到广大用户的认可。但在产品质量的稳定性和可靠性方面，例如：机床早期故障率较高，精度稳定性周期短，工程能力系数(CPK值)、平均无故障工作时间(MTBF)等指标与国际先进水平比较尚有一定差距。加强产品质量工作，解决深层次的质量问题依然不容忽视。1.4本课题研究的内容及方法1.4.1主要的研究内容为了实现上述目标，本文拟进行的研究内容如下:1 根据现场作业的环境要求和本身的结构特点，确定螺纹在线加工部件整体设计方案。2 确定的性能参数，对初步模型进行静力学分析，根据实际情况选择电机。3 从所要功能的实现出发，完成螺纹在线加工部件各零部件的结构设计；4 完成主要零部件强度与刚度校核。1.4.2设计要求1 根据所要实现的功能，提出螺纹在线加工部件的整体设计方案；2 完成螺纹在线加工部件结构的详细设计；3 通过相关设计计算，完成电机选型；4 完成螺纹在线加工部件结构的设计；绘制螺纹在线加工部件结构总装配图、主要零件图。1.4.3关键的技术问题1 方案选择2 整体设计3 电机选型设计4 强度校核 602螺纹在线加工部件总体结构设计2.1 螺纹在线加工部件的构成该机在整体结构的主要零部件有底座基础、纵向导轨、横向导轨、支柱、切削头、工作台、控制箱、等组成。其中底座基础上安装有地脚螺栓，纵向导轨支撑体通过地脚螺栓与基础体固定在一起。2.2 螺纹在线加工部件的工作原理本课题主要设计一套数控加工大型零部件上孔内螺纹加工的主轴箱，进给箱内部的机械结构设计框图如图所示，通过对主轴箱的具体结构设计，实现主运动和进给运动，从而实现对于螺纹的加工。这是一条内联系传动链，联系两个执行件，以形成复合成形运动的传动链，称为内联系传动链。它的作用是保证两个末端件之间的相对速度或相对位移保持严格的比例关系，以保证被加工表面的性质。如在卧式车床上车螺纹时，连接主轴和刀具之间的传动链，就属于内联系传动链。此时，必须保证主轴（工件）每转一转，车刀移动工件螺纹一个导程，才能得到要求的螺纹导程。对于主运动的设计是采用交流伺服电机通过减速机构把动力传到主轴上，主轴带动刀具回转在孔内加工出螺纹，而另一方面也采用交流伺服电机和减速机构将运动传到丝杠螺母副，丝杠的回转带动螺母移动，利用螺母座与主轴的套筒联结，由于主轴和套筒的刚性连接，从而使得主轴随着螺母的移动而移动，实现了进给运动。另外在主运动的减速机构上安装编码器用于实时监测主轴的转速，以便及时调整主轴转速，保证螺纹的加工质量。对于钻孔加工和螺纹加工类似，但却是一条外联系传动链，联系交流伺服电动机和主轴，使主轴得到给定的速度运动，并传递一定的动力，外联系传动链传动比的变化，只影响生产率或表面粗糙度，不影响加工表面的形状。因此，外联系传动链不要求两末端件之间有严格的传动关系。通过主轴的主运动和进给运动带动刀具同时回转运动和直线进给运动加工出所要求的孔。伺服电动机是指能够精确地控制转速与转角的一类电动机，它在机电一体化设备进给伺服系统中是执行元件。常用的伺服电动机分为四大类：直流伺服电动机；交流伺服电动机；步进电动机；直接驱动电动机。直接驱动电动机、交流伺服电动机和直流驱动电动机均采用位置闭环控制，一般用于要求精度高、速度快的伺服系统；步进电动机主要用于开环控制，一般用于精度、速度要求不高，成本较低的伺服系统中。相比于其他电动机，交流伺服电动机交流伺服电机特点：无电刷和换向器，因此工作可靠，对维护和保养要求低。定子绕组散热比较方便。惯量小，易于提高系统的快速性。适应于高速大力矩工作状态。同功率下有较小的体积和重量。减速机构采用直齿圆柱齿轮传动，齿轮传动的优点：1、使用的圆周速度和功率范围广；2、效率较高；3、传动比稳定；4、寿命长；5、工作可靠性高；6、可实现平行轴的之间传动。在机电一体化系统中，常常需要检测运动部件的位移和速度。检测角位移和速度常用的传感器是增量式旋转编码器，检测线位移和线速度常用的则是直线光栅。这两种位移检测装置本身就是旋转器，它们与控制系统的接口简单方便。增量式旋转编码器结构和工作原理：增量式旋转编码器是一种光学式位置检测元件，主要用以测量转角与转速，输出信号为电脉冲，其外形如图4-35所示。增量式旋转编码器最初的结构是一种光电盘，如图4-36所示。在一个圆盘的圆周上分成相等的透明与不透明部分（构成主栅），圆盘与工作轴1一起旋转。此外还有一个固定不动的圆形薄片（分度栅8）与圆盘（主栅7）平行放置，分度栅开有、三组狭缝。其中、狭缝用于辨向，彼此错开1/4栅距（主栅上相邻两线的间距为一个栅距）；狭缝用作零位。工作轴转动时，感光元件接收到的光通量会时大时小地连续变化（近似于正弦信号），经放大，整形电路变换后输出方波信号，如图4-37所示，其中、两路方波的相位差为。若定义相超前于相时工作轴为正转，则相超前于相时工作轴就为反转。相是零位脉冲（每转一个），通常用作测量基准。在实际应用中，从编码器输出的、相信号经辨向和倍频后，变成代表位移的测量脉冲被引入位置控制回路进行位置调节；或经频率-电压变换器转变成正比于频率的电压，作为速度反馈信号送给速度控制单元进行速度调节。2.3 钻孔的基本尺寸和切削用量根据加工螺纹的公称直径确定孔径的大小，查金属机械加工工艺人员手册(以下简称手册)可知，普通螺纹的基本尺寸如图所示（注：本课题主要研究螺距之间的螺纹）。本课题研究螺纹的公称直径在之间，中径公差等级为8级。查手册可知，直径大于的孔采用两个钻头分两次来钻出，先用直径为的钻头钻，然后再扩至所要求的孔径，选用的刀具是锥柄麻花钻（）,刀具材料是,选用第一系列的刀具直径，工件材料选用为结构钢=。查手册得，钻削加工的切削速度公式 （1） 式中：-进给量-刀具耐用度 -孔径由手册查得=，当刀具直径，；当刀具直径，将相关参数代入公式得，钻削时轴向力，扭矩及功率的计算公式查手册可知， (2) (3) (4)根据（2）式，计算，根据（3）式，计算，对于转速，有： (5)得，将相关参数代入式（4）中得，根据所计算的相关参数查相关资料，选择180SM3020型号大惯量交流伺服电动机，额定功率5.6,额定力矩30，额定转速2000，额定线电流28.6,转动惯量90，其安装尺寸如图所示，电机性能曲线如上图所示，当电动机轴转速在之间时，转矩在之间。2.4 减速机构设计根据选择的电动机的相关参数和切削加工时功率和转矩的要求，初选进给运动传动机构传动比，二级传动。 (2)加工螺纹的基本尺寸和切削用量 螺纹的公称直径查手册知，如下表所示选择加工三角形内螺纹的公称直径为之间，螺距在之间。加工刀具的材料为硬质合金YT15，加工形式是镗削螺纹，工件材料选用为结构钢。切削速度计算公式： （6） 其中，为刀具耐用度90，为行程次数，根据查到的数据可知为2；切削速度=18.51，=22.77.主轴转速公式： = （8） 同理主轴切削速度在之间，代入主轴转速公式得转速的范围在之间。电动机轴转速之间根据螺纹加工时主轴转速范围可知，主运动传动机构传动比符合要求。主轴做进给运动时，根据钻削扭矩值选择180SM3020型号大惯量交流伺服电动机，其传动机构传动比，二级传动。3 进给结构及传动设计3.1 进给部位齿轮的传动计算根据前面章节介绍，该部分总传动比为i=3其中高速级取i1=1.5，低速级取I2=2.3.2 高速级齿轮的设计计算 按设计计算公式1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88） 3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者硬度差为40 HBS。 4）初选小齿轮的齿数，选2 按齿面接触强度设计 由设计公式（注:脚标t表示试选或试 算值,下同.）（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数 2）计算小齿轮转矩3）由表10-7选取齿宽系数（非对称布置）4）由表10-6查取材料弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度6）由式10-13计算应力循环次数（j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数；为工作寿命）7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入较小值 由计算式得， mm2）计算圆周速度3）计算齿轮b 4)计算齿宽与齿高比模数齿轮高齿高比5）计算载荷系数K 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 由表10-2查得 由表10-4用插值法，7级精度,小齿轮相对轴承为非对称布置 查得 由 查图10-13得 故载荷系数 =1.5626）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数 3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5） （1）确定计算参数1)图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳 强度极限为1） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3)算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数由公式(10-12)得4)算载荷系数 =5)取齿形系数，应力校正系数 由表10-5查得 6)比较大小齿轮的大小大齿轮的数值大（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则m=2 4 几何尺寸计算计算得齿轮的参数为：齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m3齿数Z124Z236压力角n分度圆直径d172d2108齿顶圆直径齿根圆直径中心距90齿 宽3.3 低速级齿轮的设计计算 1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88） 3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火），硬度为 48-55HRC,大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS 4）初选小齿轮齿数，。取 2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（10-9a）（1）确定公式内各计算数值1）试选2）计算小齿轮转矩 3）由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查取材料弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算式得，mm2）计算圆周速度3）计算齿轮b 4)计算齿宽与齿高比模数齿轮高齿高比5）计算载荷系数K由10-2查得使用系数，；根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 因为是直齿轮 所以 ； 由表10-4用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时 .由查图10-13得 .故载荷系数 =1.4696）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 =70.39mm7） 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则 m=3 5.结构设计及齿轮零件草图见附件齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m3齿数Z130Z260压力角n分度圆直径d190d2180齿顶圆直径齿根圆直径中心距135齿 宽3.4进给丝杠传动设计表3-1滚珠丝杆副支承支承方式简图特点一端固定一端自由结构简单，丝杆的压杆的稳定性和临界转速都较低设计时尽量使丝杆受拉伸。这种安装方式的承载能力小，轴向刚度底，仅仅适用于短丝杆。一端固定一端游动需保证螺母与两端支承同轴，故结构较复杂，工艺较困难，丝杆的轴向刚度与两端相同，压杆稳定性和临界转速比同长度的较高，丝杆有膨胀余地，这种安装方式一般用在丝杆较长，转速较高的场合，在受力较大时还得增加角接触球轴承的数量，转速不高时多用更经济的推力球轴承代替角接触球轴承。两端固定只有轴承无间隙，丝杆的轴向刚度为一端固定的四倍。一般情况下，丝杆不会受压，不存在压杆稳定问题，固有频率比一端固定要高。可以预拉伸，预拉伸后可减少丝杆自重的下垂和热膨胀的问题，结构和工艺都比较困难，这种装置适用于对刚度和位移精度要求较高的场合。3.5 轴向进给滚珠丝杆副的选择滚珠丝杆副就是由丝杆、螺母和滚珠组成的一个机构。他的作用就是把旋转运动转和直线运动进行相互转换。丝杆和螺母之间用滚珠做滚动体，丝杠转动时带动滚珠滚动。3.5.1导程确定则丝杠的导程为取Ph=12mm (3.1)3.5.2确定丝杆的等效转速基本公式 最大进给速度是丝杆的转速 (3.2)最小进给速度是丝杆的转速 (3.3)丝杆的等效转速 式中取故 (3.4)3.5.3估计工作台质量及负重主轴箱重量 (3.5)工作台重量 (3.6)移动部件重量 (3.7)3.5.4确定丝杆的等效负载工作负载是指机床工作时，实际作用在滚珠丝杆上的轴向压力，他的数值用进给牵引力的实验公式计算。选定导轨为滑动导轨，取摩擦系数为0.03，K为颠覆力矩影响系数，一般取1.11.5，本课题中取1.3，则丝杆所受的力为 (3.8) (3.9)其等效载荷按下式计算（式中取，） (3.10)3.5.5确定丝杆所受的最大动载荷 (3.11)fw-负载性质系数，（查表：取fw=1.2）ft-温度系数（查表：取ft=1）fh-硬度系数（查表：取fh =1）fa-精度系数（查表：取fa =1）fk-可靠性系数（查表：取fk =1）Fm-等效负载nz-等效转速Th -工作寿命，取丝杆的工作寿命为15000h由上式计算得Car=17300N表3-2-1各类机械预期工作时间Lh表3-2-2精度系数fa表3-2-3可靠性系数fk表3-2-4负载性质系数fw3.5.6精度的选择滚珠丝杠副的精度对电气机床的定位精度会有影响，在滚珠丝杠精度参数中，导程误差对机床定位精度是最明显的。一般在初步设计时设定丝杠的任意300行程变动量应小于目标设定定位精度值的1/31/2,在最后精度验算中确定。，选用滚珠丝杠的精度等级X轴为13级（1级精度最高），径向进给为25级，考虑到本设计的定位精度要求及其经济性，选择X轴Y轴精度等级为3级，径向进给为4级。3.5.7选择滚珠丝杆型号计算得出Ca=Car=17.3KN (3.12)则Coa=(23)Fm=（34.651.9）KN (3.13)公称直径Ph=12mm则选择FFZD型内循环浮动返向器，双螺母垫片预紧滚珠丝杆副，丝杆的型号为FFZD40103。公称直径 d0=40mm 丝杆外径d1=39.5mm 钢球直径dw=7.144mm 丝杆底径d2=34.3mm 圈数=3圈 Ca=30KN Coa=66.3KN 刚度kc=973N/m3.6 校核滚珠丝杆副的拉压系统刚度影响系统的定位精度和轴向拉压震动固有频率，其扭转刚度影响扭转固有频率。承受轴向负荷的滚珠丝杆副的拉压系统刚度KO有丝杆本身的拉压刚度KS，丝杆副内滚道的接触刚度KC，轴承的接触刚度Ka，螺母座的刚度Kn，按不同支撑组合方式计算而定。3.6.1临界压缩负荷验证丝杆的支撑方式对丝杆的刚度影响很大，采用一端固定一端支撑的方式。临界压缩负荷按下列计算： (3.14)式中E-材料的弹性模量E钢=2.1X1011（N/m2）LO-最大受压长度（m）K1-安全系数，取K1=1.3Fmax-最大轴向工作负荷（N）f1-丝杆支撑方式系数：f1=15.1I=丝杆最小截面惯性距（m4） (3.15)式中do-是丝杆公称直径（mm）dw-滚珠直径（mm），丝杆螺纹不封闭长度Lu=工作台最大行程+螺母长度+两端余量Lu=300+148+20X2=488mm (3.16)支撑距离LO应该大于丝杆螺纹部分长度Lu，选取LO=620mm代入上式计算得出Fca=5.8X108N可见FcaFmax，临界压缩负荷满足要求。3.6.2临界转速验证滚珠丝杠副高速运转时，需验算其是否会发生共振的最高转速，要求丝杠的最高转速： (3.17)式中：A-丝杆最小截面：A=-丝杠内径，单位；P-材料密度p=7.85*103(Kg/m)-临界转速计算长度，单位为，本设计中该值为=148/2+300+(620-488)/2=440mm (3.18)-安全系数，可取=0.8fZ-丝杠支承系数，双推-简支方式时取18.9经过计算，得出= 6.3*104，该值大于丝杠临界转速，所以满足要求。3.6.3丝杆拉压振动与扭转振动的固有频率丝杠系统的轴向拉压系统刚度Ke的计算公式式中 A丝杠最小横截面， (3.19)螺母座刚度KH=1000N/m。当导轨运动到两极位置时，有最大和最小拉压刚度，其中，L植分别为750mm和100mm。经计算得： (3.20) (3.21)式中 Ke 滚珠丝杠副的拉压系统刚度(N/m)； KH螺母座的刚度(N/m)；KH=1000 N/mKc丝杠副内滚道的接触刚度(N/m)；KS丝杠本身的拉压刚度(N/m)；KB轴承的接触刚度(N/m)。经计算得丝杠的扭转振动的固有频率远大于1500r/min，能满足要求。3.7 电机的选择步进电机是一种能将数字输入脉冲转换成旋转或直线增量运动的电磁执行元件。每输入一个脉冲电机转轴步进一个距角增量。电机总的回转角与输入脉冲数成正比例，相应的转速取决于输入脉冲的频率。步进电机具有惯量低、定位精度高、无累计误差、控制简单等优点，所以广泛用于机电一体化产品中。选择步进电动机时首先要保证步进电机的输出功率大于负载所需的功率，再者还要考虑转动惯量、负载转矩和工作环境等因素。3.7.1电机轴的转动惯量a、回转运动件的转动惯量 (3.22)上式中：d直径,丝杆外径d=39.5mmL长度=1mP钢的密度=7800经计算得 (3.23)b、轴向进给直线运动件向丝杆折算的惯量 (3.24)上式中：M质量 轴向进给直线运动件M=160kgP丝杆螺距（m）P=0.001m经计算得 (3.25)c、联轴器的转动惯量查表得 (3.26)因此 (3.27)3.7.2电机扭矩计算a、折算至电机轴上的最大加速力矩 (3.28)上式中： (3.29)J=0.0028kg/m2 (3.30)ta加速时间 KS系统增量，取15s-1,则ta=0.2s经计算得 (3.31)b、折算至电机轴上的摩擦力矩 (3.32)上式中：F0导轨摩擦力，F0=Mf，而f=摩擦系数为0.02，F0=Mgf=32NP丝杆螺距（m）P=0.001m传动效率，=0.90I传动比，I=1经计算得c、折算至电机轴上的由丝杆预紧引起的附加摩擦力矩 (3.33)上式中P0滚珠丝杆预加载荷1500N0滚珠丝杆未预紧时的传动效率为0.9经计算的T0=0.05NM4 主轴箱的设计计算4.1进给结构及传动设计根据加工螺纹的公称直径确定孔径的大小，查金属机械加工工艺人员手册(以下简称手册)可知，普通螺纹的基本尺寸如图所示（注：本课题主要研究螺距之间的螺纹）。本课题研究螺纹的公称直径在之间，中径公差等级为8级。查手册可知，直径大于的孔采用两个钻头分两次来钻出，先用直径为的钻头钻，然后再扩至所要求的孔径，选用的刀具是锥柄麻花钻（）,刀具材料是,选用第一系列的刀具直径，工件材料选用为结构钢=。查手册得，钻削加工的切削速度公式 （1） 式中：-进给量-刀具耐用度 -孔径由手册查得=，当刀具直径，；当刀具直径，将相关参数代入公式得，钻削时轴向力，扭矩及功率的计算公式查手册可知， (2) (3) (4)根据（2）式，计算，根据（3）式，计算，对于转速，有： (5)得，将相关参数代入式（4）中得，根据所计算的相关参数查相关资料，选择180SM3020型号大惯量交流伺服电动机，额定功率5.6,额定力矩30，额定转速2000，额定线电流28.6,转动惯量90，其安装尺寸如图所示，进给部位齿轮的传动计算根据前面章节介绍，该部分总传动比为i=4其中高速级取i1=2，低速级取I2=2.高速级齿轮的设计计算 按设计计算公式1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88） 3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者硬度差为40 HBS。 4）初选小齿轮的齿数，选2 按齿面接触强度设计 由设计公式（注:脚标t表示试选或试 算值,下同.）（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数 2）计算小齿轮转矩3）由表10-7选取齿宽系数（非对称布置）4）由表10-6查取材料弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度6）由式10-13计算应力循环次数（j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数；为工作寿命）7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入较小值 由计算式得， mm2）计算圆周速度3）计算齿轮b 4)计算齿宽与齿高比模数齿轮高齿高比5）计算载荷系数K 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 由表10-2查得 由表10-4用插值法，7级精度,小齿轮相对轴承为非对称布置 查得 由 查图10-13得 故载荷系数 =1.5626）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数 3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5） （1）确定计算参数1)图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳 强度极限为2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3)算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数由公式(10-12)得4)算载荷系数 =5)取齿形系数，应力校正系数 由表10-5查得 6)比较大小齿轮的大小大齿轮的数值大（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则m=2 4 几何尺寸计算计算得齿轮的参数为：齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m3齿数Z124Z248压力角n分度圆直径d172d2144齿顶圆直径齿根圆直径中心距108齿 宽4.2低速级齿轮的设计计算 1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88） 3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火），硬度为 48-55HRC,大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS 4）初选小齿轮齿数，。取 2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（10-9a）（1）确定公式内各计算数值1）试选2）计算小齿轮转矩 3）由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查取材料弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算式得，mm2）计算圆周速度3）计算齿轮b 4)计算齿宽与齿高比模数齿轮高齿高比5）计算载荷系数K由10-2查得使用系数，；根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 因为是直齿轮 所以 ； 由表10-4用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时 .由查图10-13得 .故载荷系数 =1.4696）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 =70.39mm8） 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则 m=3 5.结构设计及齿轮零件草图见附件齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m3齿数Z130Z260压力角n分度圆直径d190d2180齿顶圆直径齿根圆直径中心距135齿 宽4.3 轴的计算4.3.1 高速轴的计算求作用在齿轮上的力 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取 (3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定（4）轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，(6)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故总支承反力）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图联轴器:由式，查表，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全9校核轴承和计算寿命 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命4.3.2 中间轴的计算1. 中间轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号7208的角接触球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取 由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。4.3.3 低速轴的计算 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号6210的深沟球轴承，参数基本：基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： （2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6209的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，取( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）计算弯矩）水平面弯矩 在C处，在B处，）垂直面弯矩 在C处（）合成弯矩图 在C处在B处，（4）计算转矩，并作转矩图 (CD段)5 键连接的选择和计算 本减速器全部使用圆头平键，其主要失效形式是工作表面的压溃，除非有严重的过载，一般不会出现键断裂，因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核。假定载荷在键的工作平面上均匀分布，则普通平键的强度条件根据公式（6-1）为： 式中：T-传递的转矩，单位N.mm; k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度， mm;l-键的工作长度， mm,圆头平键l=L-b，平头平键l=L,这里L为键的公称长度，mm;b为键的宽度，mm; d-轴的直径，mm; -键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见表6-2。键的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第103108页5.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核 对于I轴上的联轴器与轴的链接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以用平键链接，根据d=35mm查参考书【2】P106选用普通平键型； 键，轴的材料为钢，带轮轮毂的材料为铸铁，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度l=L-b=63-10=53mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。5.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核 轴II上有两个相同的键，且在两处轴径相同，那么只需要对轴径小处的键进行校核即可。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；和，只需对的键进行校核。键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度l=L-b=50-14=36mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。5.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核 高速轴上有两处要进行键的选择和校核。两处的直径分别为50mm、60mm，但是为了加工和安装方便，按直径小处选择键宽和键高。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；和，对两处的键都要进行校核。键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。L=100mm的键，其工作长度l=L-b=100-14=86mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。键的工作长度l=L-b=70-14=56mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。6 滚动轴承的选择和计算 由于本减速器承受载荷较轻，确有一定的轴向力，因此选择角接触球轴承。本着节约材料的目的，在特轻系列中选择7200C 系列。再根据轴径，查参考书【1】第P122页最终选择轴承类型。本减速器中所选三对轴承分别为,7208C,7212C.现在只对7208C轴承的使用寿命系数进行计算，其他轴承类似。轴承的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第307342页 查参考书【1】第P122页可知7208C的动载荷系数，静载荷系数为,按查考书【2】P318页取轴承预期寿命。图8.1轴承的受力情况 1.求两轴承所受到的径向载荷,. 由前面I轴的计算可知,，,，由此可得 2.求两轴承的计算轴向力, 对于7000C型轴承，按表13-7查得轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小确定，但现轴承轴向力未知，故先初选e=0.46,因此可估算， 按式（13-11）得 由表13-5仿例题13-1进行插值计算，得再计算 与同组其他数据相比较，两次计算结果的值相差较小，因此确定，3.计算轴承的当量动载荷和因为 由表13-5分别进行查表或插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承A ， 对轴承B ， 因轴承运转有轻微冲击载荷，按表13-6，取，则1. 验算轴承寿命因为，所以按轴承A的受力大小验算，n=576r/min所选轴承满足寿命要求 减速器的工作寿命为五年，其总工作时间为，取得较小，因此在一到两年就必须的更换一次轴承。7 主轴的设计计算主轴是机床中最常见的一种旋转类零件。主要由内圆面、外圆面、内外圆锥面、螺纹、花键和横向孔等组成。主轴是机床的执行件，它的主要功能是支撑传动件和传递转矩、在运作时，由它带动刀具直接参与表面成形运动；同时还保证刀具对机床其他部件有正确的相对位置。所以，主轴的性能对加工质量和机床的生产效率有重要影响。另外，主轴的传动方式是由皮带传动和齿轮传动两种方式结合的。各种车床主轴部件有所不同，但他们的基本用途是相同的，在结构和要求方面也是类似的。在工作性能上都必须与机床使用性能有相匹配的旋转精度、刚度、抗振性和耐磨性等。主轴的基本要求：1.承受摩擦与磨损机床主轴的不同部位承受着不同程度的磨损，尤其是轴颈部分，由于某些轴承与轴颈配合时，摩损较大，所以此部位应具有很高的硬度来增强耐磨性。2.工作中时承受载荷 在高速运转时，机床主轴要承受不同载荷的作用，如弯曲变形、冲压，扭转等。因此要求主轴必须有抵抗不同载荷的能力。主轴在载荷大转速高时还要承受着很高的交变应力。所以要求主轴具有较高的综合力学性能和疲劳强度。前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔，本主轴锥孔采用莫氏锥度6号。设计主轴内径的原则是为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求下，应取最大值。主轴孔径越大，主轴部件的相对重量就越轻。主轴的孔径大小主要受主轴刚度的制约。主轴的孔径与主轴直径之比，小于0.3时空心主轴的刚度几乎与实心主轴相等；等于0.5时空心主轴的刚度为实心主轴的90%；大于0.7时，空心主轴的刚度就急剧下降。一般可取其比值为0.5左右。主轴本身刚度K正比于抗弯断面惯性矩I （7）由式子可知取孔径的直径极限为：0.7。此时若孔径再大，刚度则急剧下降，根据推荐值，取0.6。根据前面钻削加工钻刀的直径设计主轴的锥孔孔径,钻刀直径最大为50，则主轴直径为105，主轴各部分尺寸如图表所示. 7.1 自动松拉刀系统1. 自动松拉刀系统的工作原理及结构形式 钻削电主轴的自动松拉刀机构可以分为两部分，即刀具夹紧部分和松刀部分。刀具夹紧部分主要由夹头、拉杆、碟形弹簧等组成，这一部分随转轴一起旋转；松刀部分主要是气缸部分。自动松拉刀系统的工作原理是：在夹头夹紧刀具的状态下，碟形弹簧压缩，弹簧向后施加力给拉杆，拉杆拉紧夹头，夹紧刀具；松刀时，主轴后部配置的松刀气缸充气，顶杆顶推拉杆后部，压缩碟形弹簧，拉杆推动夹头下移，弹簧夹头张开，松开刀具。2. 刀具夹紧结构夹紧结构 图2 所示的是碟形弹簧后置式夹紧结构形式。碟形弹簧安装在后螺母内，拉杆较长，拉杆对主轴的动平衡有一定的影响。这种结构的碟形弹簧损坏后可以方便地取出，进行更换。一般多使用在采用滚动轴承的钻削主轴上。7.2 自动松拉刀系统的关键零件（1）夹头 夹头是主轴夹紧刀具用的关键零件，通常采用的夹头有EX1010、EX820、1201 等型号。夹头本身的因素是引起掉刀的原因之一，夹头的有效长度和疲劳寿命是掉刀的直接因素。图8 是测量夹头有效长度的示意图，图中h 的值相差太大，当更换夹头不当时就会引起掉刀或松不开刀的现象发生。h值直接影响的是拉紧刀具的碟形弹簧的压缩量，钻、铣削电主轴的碟形弹簧压缩量都很小，碟形弹簧的工作压缩量根据主轴型号的不同在0.51.2mm 之间。经检测即使进口的弹簧夹头其图中的h 值相差也会到0.3mm 以上。假设使用的夹头与原配的夹头相差0.2mm，弹簧的拉紧力就要相差25% 左右，对于有些型号的主轴会相差更大。 （2）碟形弹簧 碟形弹簧是自动松拉刀系统的关键零件，向主轴生产厂家购买质量差的碟形弹簧会出现脆裂、弹性在较短时间内丧失等问题。新购来的碟形弹簧片需要进行以下处理：(1)为了能使碟弹簧在工作时伸缩自由，需要对其进行研边处理，两端研磨出约0.1mm 宽的平面。(2)需要进行强压处理，如图9所示，把碟形弹簧片依次反向装入预压心轴上，将台钻的钻夹头端部压在压套上端，向下加力，直到把碟形弹簧压平，这样压50100 次。强压处理后，单片弹簧的高度和原来相比要低0.05mm，或更大一些。经过处理的碟形弹簧片，装机后，拉刀力稳定性好，拉紧力下降不明显。3.松刀气缸 浮动缸是指气缸体在工作过程中有上下移动，图6 所示是一种浮动缸的结构形式。浮动缸的工作原理是：压缩空气从图6 箭头所示方向进入气缸，当气缸充气时，浮动缸体上移，拉住转轴的后部，在消除顶杆与拉杆间的间隙后，顶杆继续下移，接触拉杆后端，顶杆顶住拉杆的后部，松刀力只作用在碟形弹簧上，转轴和轴承均不受力。这样转轴的支撑不承受松刀的拉力，达到给支撑卸载的目的。当转轴运转时，气缸和顶杆均与转轴脱开，不影响转轴的运转。这种浮动缸结构在钻削主轴上用的较为广泛。结论本课题结合目前国螺纹在线加工部件的研究现状和发展方向，具体阐述了一种螺纹在线加工部件开发过程。本文主要完成的工作如下：1、螺纹在线加工部件结构方案的确定。分析了螺纹在线加工部件的特点，确定了螺纹在线加工部件基本结构，并确定其基本尺寸。2、确定了螺纹在线加工部件技术指标及参数。对该螺纹在线加工部件进行了计算。3、零件的刚度和寿命计算与校核。对各个已设计零件进行刚度和寿命计算，确保满足使用要求，使该螺纹在线加工部件有足够的可靠性。通过本次毕业设计，不仅把大学所学到的理论知识很好的运用到毕业设计中，而且培养了自己认真思考的能力，在处理问题时有了新的认识和方法，并加强了和同学之间进行探讨和解决问题的能力。通过对专业知识的接触和深入学习，以及对相关信息的获取，我深切地认识到，就目前的发展而言，我国的工业还比较落后，与发达国家相比还存在很大的差距。尽管我们不断地在努力，但想在很短的时间内改变这种现状是很难的，尤其是对于我们这样一个国情的大国。所以，我们应该拥有的是一种民族意识，不断的追求创新。本次毕业设计中，我做的是整体设计部分，通过本次毕业设计，不仅锻炼了自己查阅资料的能力，而且能够熟练运用国家标准、机械类手册和图册等工具进行设计计算分析。这次毕业设计还让我体会到团体的力量，提高自己的团队意识，遇到问题时和小组成员进行讨论和分析或是请教老师，直到得到满意的结果。展望:希望能将这套设计应用到具体实践当中,通过实践来验证理论的正确性。通过理论知识
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