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- 内容简介：
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河北建筑工程学院毕业设计计算书指导教师：孙有亮设计题目：自制20T拉床设计设计人：秦炜鹏设计项目计算与说明结果前言第一章 前言机床是工作母机，机床制造业对国民经济的发展起着重要作用。建国初期，在优先发展重工业的方针指导下，机床制造业迅速发展，按国民经济发展计划建立了一大批机床制造厂，专业分工明确，机床型号齐全，形成了完整的通用机床制造体系。向各行各业提供了大量的工作母机，有力地推动了国民经济的发展。改革开放以来，国民经济飞速发展，给机床制造业带来了新的发展机遇，同时也提出了更高的要求。然而由于长期在计划经济的条件下组织生产，不能很快适应市场经济的要求，使国内很多机床厂家陷入困境。借鉴国外的经验，明确我们的发展方向，迅速适应市场需求，是我国机床制造业面临的重要课题。专用机床一般用于大量生产，需要加工精度长期稳定，因此，对其质量的要求与通用机床有很大不同。拉床是用拉刀加工工件各种内外成型表面的机床。拉削时机床只有拉刀的直线运动，它是加工过程的主运动，进给运动则靠拉刀本身的结构来实现。按工作性质的不同，拉床可分为内拉床、外拉床、连续拉床、侧拉床等等。拉床一般都是液压传动，它只有主运动，结构简单。液压拉床的优点是运动平稳，无冲击振动，拉削速度可无级调节，拉力可通过压力来控制。拉床的生产效率高，加工质量好，精度一般为IT9-IT7，表面粗糙度Ra值为1.6-0.8um。但由于一把拉刀只能加工一种尺寸表面，且拉刀较昂贵，所以拉床主要用于大批量生产。拉床的类型可分为以下几种：内拉床：用于拉削内表面，如花键孔、方孔等。工件贴住端板或安放在平台上，传动设计项目计算与说明结果 总体设计传动方案布置简图耐磨性强度螺杆强度螺纹牙的强度螺杆稳定性计算螺杆刚度计算带传动设计带轮结构设计涡轮蜗杆设计计算凸缘计算夹具结构及性能设计分析 电气控制系统设计轴承的选择与计算床身轴承寿命计算装置的润滑轴的校核机架的分析与设计装置带着拉刀作直线运动，并由主溜板和辅助溜板接送拉刀。内拉床有卧式和立式之分。前者应用较普遍，可加工大型工件，占地面积较大；后者占地面积较小，但拉刀行程受到限制。外拉床：用于外表面拉削，主要有下列几种：立式外拉床，工件固定在工作台上，垂直设置的主溜板带着拉刀自上而下地拉削工件，占地面积较小。侧拉床，卧式布局,拉刀固定在侧立的溜板上,在传动装置带动下拉削工件，便于排屑，适用于拉削大平面、大余量的外表面，如气缸体的大平面和叶轮盘榫槽等。连续拉床，较多采用卧式布局，分为工件固定和拉刀固定两类。前者由链条带动一组拉刀进行连续拉削，适用于大型工件；后者由链条带动多个装有工件的随行夹具通过拉刀进行连续拉削，适用于中小型工件。此外，还有齿轮拉床、内螺纹拉床、全自动拉床、数控拉床和多刀多工位拉床等。专业化，高精度的拉床也预示着它的高价位，但是在很多时候，中小型的工厂内部需要使用拉床进行机加工，但是如果买进专业化的拉床，其所花的费用对于所得利润来说，成本太大，而且有时不需要那么高的精度要求，而使用这些拉床无疑是种浪费。这就需要工厂内部自己制造一些简单的，可以完成一般的加工的拉床。而自制拉床无疑是个好的选择，它的结构很简单，用材很少可以选择一些标准件来组装，仅有少部分没有标准件的地方自己工程内部加工制造也很容易。因而成本很低，对于中小型企业来说是最好不过的选择了。本设计课题任务的内容是自制20T拉床设计，它是一种主要用于拉削零件内孔、键槽的小型机械式拉床。结构主要由床身、动力机构、传动机构、附属装置等组成。本设计要求达到结构合理，生产成本低，效率高，满足工作性能，而且操作方便的目的。第二章 总体设计2.1设计任务本毕业设计课题任务的内容：自制20T拉床的设计。自制20T拉床设计是一种主要用于拉削零件内孔、键槽的小型机械式拉床。结构主要由床身、动力机构、传动机构、附属装置等组成。本设计要求达到结构合理，生产成本低，效率高，满足工作性能，而且操作方便的目的。2.2设计目的1培养学生综合应用所学理论知识和技能，分析和解决机械工程实际问题的能力，熟悉生产技术工作的一般程序和方法。2培养学生懂得工程技术工作所必须的全局观念、生产观念和经济观念，树立正确的设计思想和严肃认真的工作作风。3培养学生调查研究，查阅技术言文献、资料、手册，进行工程计算、图样绘制及编写技术文件的能力。2.3主要内容、研究方法、研究思路（1）设计任务：自制20T拉床的设计计算（2）技术要求：额定拉力20吨，（3）工作要求：额定拉力20T，结构主要由床身、动力机构、传动机构、附属装置等组成。本设计要求达到结构合理，生产成本低，效率高，满足工作性能，而且操作方便的目的（4）设计要求：设计说明书不少于2万字；工程绘图量不少于折合成图幅为A0号的图纸3张；用计算机进行设计、计算与绘图一般不少于2/3；查阅文献15篇以上，翻译与课题有关的外文资料，译文字数不少于3000字。研究方法： 设计任务书为基础，翻阅，查找工具书为辅，比较国内外在机械式拉床设计方面的优点及缺陷，在设计时借鉴和注意。研究思路：先从大局着手，兼顾细节。首先明确设计任务，由相关的任务书和工具书确定设计的传动方案并确定其结构形式；其次，查找主要技术参数，明确设计原则，由相关的公式进行轴及各类零件的强度，稳定性及寿命的校核计算；第三，进行机架的设计，包括床身，加紧装置形式的明确和对其强度，刚度，稳定性的校核计算。最后，全面分析设计结果是否符合设计要求，完善各个细节。2.4设计题目分析2.4.1额定拉削力为20T2.4.2.工作速度的设定根据同类产品的经验和总体工作方案，选择工作速度为1m/min，丝杠长度选为1800mm工作装置所需功率: 电动机输出功率: 取螺杆的导程：P=24mm,则螺杆转速为：n=电动机是机床工作的动力源。是不可或缺的一个组成部分。电动机的选择正确与否直接关系到机床能否正常工作的问题。功率选择大了则浪费能源，提高了成本；小了则不能工作。封闭式小型三相异步电动机自扇冷却、封闭式结构，能够防止灰尘、水滴大量进入电机内部。可以做一般的驱动源，即用于驱动对启动性能、调速性能及转差率无特殊要求的机器和设备；亦可以用于灰尘较多、水土飞溅的场所。根据同类产品的经验和计算要求，可以选择电动机为Y160L1-4，额定转速为1458r/min,额定功率为15KW则总传动比为:i=由同类产品参考得来电动机输出功率的减速增扭过程采用二级减速方案。机械传动刚性大,为了增加柔性,改善过载对原动机的冲击，拟第一级采用V带传动，传动比大约为1.2，传动效率为0.96；经过第一级减速后，第二级减速采用蜗轮蜗杆减速机，传动比为20，传动效率为0.8；最终拉动拉刀的是穿过机箱的丝杠螺母螺旋传动机构，螺旋传动机构用两条平衡支撑滑杠作为支撑，连接上装拉刀的装置。选择涡轮蜗杆传动可以改变传动方向，可以选择更大的传动比。选择丝杠螺母螺旋传动可以把轴向转动改变为横向进给运动。如此传动则可以完成拉床拉削工作需要。2.5总体布置简图总体布局采用三维立体空间布局，主要驱动轴布置在机床的中央，主要工作机构水平式布局安排，各工位工作在同一水平线上。原动机布置在机架上方，工人操作平台应控制在1.2米左右，便于工人操作。 具体的工作顺序为:电动机将动力传给带轮，带轮将动力传给蜗轮蜗杆，蜗杆再将动力传给螺母，从而带动丝杠做直线运动，最后完成拉削运动。 总体布置简图如下： 图2-1总体布置简图A向第三章 螺旋机构的设计与选择螺旋传动利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动要求主要用来把回转运动变为直线运动，同时传递动力。螺旋传动具有以下特点：在主动件上作用一较小力矩时，可使从动件得到很大的轴向力；螺杆旋一周，螺母只移动一个导程，可以得到大的减速比；传动均匀准确，可以得到较高的传动精度；传动易于实现反向自锁；传动平稳，结构简单。3.1耐磨性计算新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得螺杆选用材料：40Cr Tr 20064/2-8e螺母 2CuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜）滑动螺旋传动采用梯形螺纹3.1.1. 螺杆中径计算：图3-1F 轴向载荷A 螺纹的承压面积（指螺纹工作面表面投影 到垂直于轴向力的平面上的面积）d1 螺纹小径（单位为mm）d2 螺纹中径（单位为mm）d3 螺纹大径（单位为mm）h 螺纹工作高度（单位为mm）P 螺纹螺距（单位为mm）H 螺母高度（单位为mm）Z 螺纹工作圈数 = H/P滑动螺旋传动的失效形式多为螺纹牙磨损，因此，螺杆直径和螺母高度通常由耐磨性计算确定。传力较大时，应当检验螺杆危险截面的强度和螺牙的强度；要求自锁时，应校核螺纹副自锁条件。要求运动精确时，还要校核螺杆刚度，此时，螺杆直径往往由刚度确定。对于长径比很大的受压螺杆，应校核其稳定性。考虑到螺杆受力情况复杂并有刚度和稳定性问题，计算其螺纹部分的强度和刚度时截面积和惯性矩可按螺纹小径计算。新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得设计公式： （整体式螺母=1.2-12.5设计按经验参考取值1.5）对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P，则 查表5-12机械设计（西北工业大学）P取值10MPa查机械设计手册表22.1-14： 取d2=128mm公称直径d=140；螺距p=20；小径d1=D1=116mm3.1.2.螺母高度：新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得3.1.3.旋合圈数：新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得 合格 取 Z=103.1.4.螺纹的工作高度：新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得 3.1.3.工作强度： 式中， 螺纹螺距，为24mm。 螺纹工作高度(mm)，梯形螺纹h=0.5P=12mm。H 螺母高度。所以满足工作条件 3.2验算自锁 螺纹升角 ： 由于系单头螺纹 所以导程 ，由机械设计手册（机械工业出版社）查得3.3校核强度由于螺母的材料一般比螺杆材料软，所以磨损主要发生在螺母的螺纹牙表面。滑动螺旋的磨损与螺纹牙工作面上的压强，滑动速度，螺纹牙表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹牙工作面上的压强，其他因素的影响尚无完善的计算方法。所以，耐磨性计算主要是限制螺纹牙工作面的压强不超过许用值3.3.1.螺杆强度的校核压力（或拉力）F和扭矩T的作用。螺杆危险截面既有压应力，又有切应力。因此校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力ca.由机械设计（西北工业大学）查得或式中：F 螺杆所受的轴向压力，单位为N。A 螺杆螺纹的危险截面面积；A=d12/4，单位为mm2。W 螺杆螺纹段的抗扭截面系数，W=d13/16=Ad1/4，单位为mm3。T 螺杆所受的扭矩， 单位为Nmm 。 螺杆材料的许用应力，单位为MPa 表5-1机械设计（西北工业大学）查得 由式5-48 由表5-12取 查机械工程材料手册（曹正明） 40CrbsHBS980MPa785 MPa207表3-1查表5-13机械设计（西北工业大学）=s/4=196.25所以满足工作条件。3.3.2.螺纹牙的强度计算螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。如图3-1所示，如果将一圈螺纹沿螺母的螺纹大径D（单位为）处展开，则可看作宽度为D的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为F/z，并作用在以螺纹中径D2（单位为）为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为螺纹牙危险截面a-a的弯曲强度条件为 式中：b 螺纹牙根部的厚度，单位为，对于矩形螺纹，b=0.5P，对于梯形螺纹，b=0.65P，对于锯齿形螺纹，b=0.75P，P为螺距； 弯曲力臂，单位为（=（D-D2）/2； 螺母材料的许用切应力，单位为MPa；b 螺母材料的许用弯曲应力，单位为MPa 取z=12螺杆：； 螺杆抗弯强度：抗剪强度： 螺母：=30-40MPa； =40-70MPa螺母抗剪强度：螺母抗弯强度 所以满足工作条件。图3-2螺纹牙简图3.4螺杆的稳定性计算对于长径比大的受压螺杆，当轴向力F大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力F必须小于临界载荷Fcr。根据螺杆的柔度值S的大小选用不同的公式计算，此处，为螺杆的长度系数； 为螺杆的工作长度，单位；螺杆两端支承时取两支点的距离作为工作长度 ，螺杆一端以螺母支承时以螺母中部到另一端支点的距离作为工作度 ； 为螺杆危险截面的惯性半径，单位为； 若螺杆危险截面面积 ； 则。设计螺杆螺纹段的长度 为1800；查表5-14机械设计（西北工业大学）取=0.70。则 ；所以不必校核稳定性。3.5螺杆刚度计算：查机械设计手册得：轴向载荷产生的变形量：mm转矩产生的变形量：mm导程变形总量：mm式中：E=2.07 G=8.3总变形量可以忽略，刚度满足设计要求。第四章 带传动的设计计算带传动的主要失效形式即为打滑和疲劳破坏。因此，带传动的设计准则应为：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。查新遍机械设计师手册表4.1-2初拟选用普通V带传动。注：以下均为新编机械设计师手册表。已知：原动机Y160L1-4 传递功率为P=15KW转速n1=1500 r/min 传动比i为1.2 每天工作8h。4.1设计功率由表4.1-9查得工况系数Ka=1.0=151.0=15KW4.2 选定带型根据=15KW和n1=11458 r/min ，由图4.1-1选定B型普通V带。4.3 带传动传动比 带传动的传动比 i为1.24.4 带轮直径 小带轮基准直径 ： 参考表4.1-14；表4.1-15和图4.1-1取大带轮基准直径： 由表4.1-14取 弹性滑动率 ；通常=0.010.02。4.5减速机的实际转速 4.6带速 V VMIN=5 m/s（一般V 不得低于5 m/s）4.7轴间距设计计算初选a0=1000mm所需基准长度： 查表4.1-6选取基准长度2500。实际轴间距：安装时所需最小轴间距： mmbd 基准宽度，查表4.1-5取bd=14。安装时所需最大轴间距：（张紧或补偿伸长） 4.8 V带的根数小带轮包角：单根V带的额定功率：根据=140和n1=1458 r/min 由表4.1-12d查得B型带P1=2.83 KW。P1： 考虑传动比的影响，额定功率的增量P1由表4.1-12d查得P1=0.25KW。 式中 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数 考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度数 单根V带的基本额定功率 计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量（因P0是按=180即dd1=dd2的条件计算的，而当传动比越大时，从动轮直径就比主动轮大，带绕上从动轮的弯曲应力就比绕上主动轮时的小，故其传动能力即有所提高）查表4.1-10 查得=0.99查表4.1-11 查得=1.03 取Z=4根。4.9单根V带的预紧力考虑离心力的不利影响，单根V带所需的预紧力为用带入上式，并考虑包角对所需预紧力的影响，可将F0的计算式写为 其中各符号的意义和单位同前。 传动带的单位长度的质量，单位/m。查机械设计（西北工业大学）表8-4取=0.10 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的1.5倍。4.10 带轮的结构尺寸 设计带轮时，应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免由于铸造产生过大的内应力。V25m/s 时尚需进行动平衡。本设计中V=9.267m/s，无须进行动平衡。 带轮材料常采用灰铸铁、钢、铝合金、或工程塑料等。其中灰铸铁应用最广，当V25m/s时用HT150或HT200，本设计中采用HT200。 带轮由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成。轮辐部分有实心、辐板（或孔板）和椭圆形轮辐等三种形式。查表4.1-14得轮缘尺寸表4-1型号B基准宽度14基准线上槽深3.5基准线下槽深10.8槽间距 190.4槽边距 11.5最小轮缘厚度5.5带轮宽80小带轮外径147大带轮外径18轮槽角34偏差根据带轮的基准直径参照表4.1-17，决定小带轮、大带轮采用实心轮辐。根据电动机尺寸和后面的蜗杆尺寸确定小带轮内径为80，大带轮内径为82mm，键选用普通平键C型b=14,h=9,L=50。带轮轮槽工作表面粗糙度为Ra 3.2 m，轮缘和轴孔端面为Ra 6.3 - 12.5 m。轮槽棱边要倒圆或倒钝。A型带带轮轮槽间距的累计误差0.6，两槽的基准直径差0.4。（摘自GB/T 13575.1-92）第五章 蜗轮蜗杆的设计与计算5.1 蜗轮蜗杆的类型、特点减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。减速器的种类很多，但几乎大部分的减速器已有标准系列产品，使用时只需结合所需传动功率、转速、传动比、工作条件和机器的总体布置等具体要求，从产品目录或有关手册中选择即可。只有在选不到所满足工作条件的产品时，才自行设计制造。蜗杆传动属于空间啮合传动，用于传递两交错(既不平行又不相交)轴间的回转运动和动力。轴交角可为任意值，但在绝大多数情况下使用正交蜗杆副，即=90。它主要由蜗杆和蜗轮组成，蜗杆相当于一头或多头的等导程(或变导程)螺旋，蜗轮则为变态斜齿轮(或为直齿轮)。在蜗杆传动中，通常蜗杆为主动件，蜗轮为从动件。但有时为了增速如离心器中的蜗杆传动，蜗轮是主动件，而多头或人导程角的蜗杆则为从动件。根据蜗杆形状的不同，蜗杆传动可以分成三种类型：圆柱蜗杆传动，环面蜗杆传动和锥蜗杆传动。圆弧圆柱蜗杆减速器：CWU（蜗杆在下）、CWS（蜗杆在侧）、CWO（蜗杆在上）为单级圆弧圆柱蜗杆减速器，主要适用于冶金、矿山、起重、运输、化工建筑等各种机械设备的减速传动，蜗杆为圆环面包络圆柱蜗杆（ZC1蜗杆），C1齿形。标准减速器的工作条件；蜗杆转速不超过1500r/min；工作环境温度为-40 +40C；当工作环境温度低于0C时，起动前润滑油必须加热到0C以上，当工作环境温度高于40C时，必须采取冷却措施；蜗杆轴可正，反两向运转。5.2 蜗轮蜗杆的设计计算1.选择蜗杆传动类型采用渐开线普通圆柱蜗杆（ZI）2.选择材料蜗杆选用45钢，整体调质，蜗轮为ZCuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜）3.按齿面接触疲劳强度进行设计传动中心距： 其中，K载荷系数 蜗轮上的公称转矩。 材料的弹性影响系数，=160MPa 接触系数。 蜗轮齿面许用接触应力。 确定作用在蜗轮上的转矩查表确定蜗杆头数=2，传动比为i=20,蜗轮齿数为=40，啮合效率 确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 由书2.P250表11-5 选取使用系数由于转速低，冲击不大，可取动载系数则 =1.05 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/a=0.35，查书2.图11-18得=2.9 确定许用接触应力根据蜗轮材料为ZCuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜），蜗杆为45钢，可以从书2.表11-7中查得许用接触应力=128MPa，（因控制要求，适用滑动速度） 计算中心距 取a=200mm。 从表11-2中取模数m=8mm,蜗杆分度圆直径=80mm，这时/a=0.4，从图11-18可查得接触系数=2.8，因此以上计算结果可用。4. 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆 轴向齿距 直径系数 齿顶圆直径（为齿顶高系数=1） 齿根圆直径 为顶隙系数，=0.25。 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 蜗轮 蜗轮齿数 ，变位系数， 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆 =338mm 蜗轮齿根圆直径 =302mm蜗轮咽喉母圆半径 5.校核齿根弯曲疲劳强度 其中， 蜗轮齿根弯曲应力。 蜗轮齿形系数，查书2.图11-19得=2.22 螺旋角影响系数， 当量齿数 （根据 从图11-19可查得=2.22）螺旋角影响系数 =0.919许用弯曲应力 从表11-8中查得2CuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜）蜗轮的基本许用弯曲应力，寿命系数 N为应力循环次数。其中， j蜗轮每转一转，每个齿轮啮合次数，为1。 蜗轮转速为60r/min。 工作寿命，取为15000h。则 弯曲强度满足。第六章 螺母和蜗轮凸缘的强度计算在螺旋传动螺母的设计计算中，除了进行耐磨性计算与螺纹牙的强度计算外，还要进行螺母下段与螺母凸缘的强度计算。如图3-2所示的螺母结构形式，工作时，在螺母凸缘与底座的接触面上产生挤压应力，凸缘根部受到弯曲及剪切作用。螺母下段承受压力和螺纹牙上的摩擦力矩作用。设螺母下部分承受全部外载荷F，并将F增加20%-30%来代替螺纹牙上摩擦力矩的作用，则螺母下部分截面b-b内的最大压缩应力为式中为螺母材料的许用压缩应力为1.6b，查表5-13机械设计（西北工业大学）为80MPa图3-3螺母结构简图D1 螺母小径（单位为mm）D2 螺母中径（单位为mm）D3 螺母大径（单位为mm）D 蜗轮分度圆直径（单位为mm） 蜗轮外径（单位为mm）参照上述设计D1=116mm; D2= 128mm； D3=160mm; D4=338mm; D=320mm;=70mm；b=256mm.1） 螺母受压力学校核 所以满足工作条件2） 凸缘接触表面的挤压强度计算 所以满足工作条件3） 凸缘根部的弯曲强度计算 = 所以满足工作条件。第七章 夹紧夹具的结构及性能分析夹具的设计制造在机械制造生产准备工作中占有很重要的地位，它的设计与制造质量对保证产品质量有决定性的影响，其设计与制造的周期在整个生产准备中最长，实际决定着整个生产准备周期。一般来说，夹具的生产属于单件生产，减少设计周期是减少整个生产准备周期的关键。此外，夹具应具有自锁功能，装夹方便。通过调查分析注意到夹具设计有以下的特点：(1)夹具设计中尽量采用标准件和常用件设计人员在进行夹具设计时，尽量选用标准件或通用件进行设计，若每次设计人员都需要重新对这些零件进行造型，设计人员必然要做许多重复性的劳动。(2)夹具设计是一个高度倚赖经验的设计问题设计师在构思新工件的夹具设计方案时，往往根据个人的设计制造经验将新工件的结构特征、制造特征与己有工件的结构特征和制造特征相比较，根据这些特征的相似性找出与新工件最为相似的工件及它的装夹规划方案和夹具元件，经过调整来获得新夹具的设计，很少是从头做起的。传统夹具以专用夹具为代表主要有四种功能:定位、夹紧、导向和对刀。对夹具的基本要求就是将工件定位并牢固的夹持在一定位置，并在机床工作台上有一定的方位，其次，还要满足其他要求，如保证夹具的生产率(容易装卸工件，采用自动或半自动夹紧装置，切屑容易排除)，操作简单并安全(如对贵重工件采用防误功能的元件)，有效降低成本(考虑夹具材料和制造过程，优先选用标准件)。因此，夹具设计是一个复杂的过程，在传统夹具设计中，这些基本原理应用于具体夹具设计中主要取决于设计者的经验。从夹具设计人员的经验中收集和表达这些知识是开发计算机辅助夹具设计 (CAFD)系统的关键。典型的夹具设计过程包括以下五个步骤：审阅零件图和制造技术要求，选用定位基准决定定位夹紧方法，选定标准元件及机构和夹具结构设计。在设计和生产针对大批量工件加工的专用设备的过程中，夹具的设计已成为其中一个比较大的难点，它主要依靠设计人员运用设计经验完成，但设计过程和原理在某种意义上说又具有相似性。 拉床的夹具是整个设备中一个关键部分，它的主要作用是定位和夹紧待切试样，同其它机床夹具一样，拉床的夹具在发挥现有设备的潜力，保证加工质量等方面起着积极的作用。拉床夹具的设计受工作台、防护罩等诸多因素的限制，因而在进行夹具设计时要综合考虑，协调各种制约因素，满足其设计要求的同时，力求拉床夹具结构简单、装卡试样方便快捷。根据以上要求设计的快速夹紧夹具为力求夹具结构简单，参照同类产品的结构形式设计为如图43所示。 参照着同类产品的样子设计出此种夹具，此图左面是拉刀，右面和上面是夹具，因为拉床主要工作应力是拉力，所以只要装好刀具，插上上图中的插销即可正常工作，结构十分简单，操作也很方便。第八章 拉床的电气控制系统的设计8.1 控制系统总体方案的确定自制拉床的要求就是操作简便，结构简单，而且它不要求加工太高精度的工件，仅仅是粗加工，满足多数的普通加工要求即可，并且，参照同类产品的控制系统，本设计不涉及变速系统，只有点动和开停控制。并且有行程开关，以防止机床床身损坏。8.2行程开关 如图行程开关2和3是控制拉床工作或者是点动过程中的停止，而1和4是强制停止开关，用以防止2和3的失效时，丝杠等一直运动损坏床身。8.3主控制系统从操作简便来考虑，拉床的主要控制系统如下图所示：停止按钮SB1 工作按钮SB2 正向点动按钮SB3反向点动按钮SB4 SQ1SQ4为行程开关第九章 轴承的选择与计算9.1 轴承的选择参考书目：机械设计手册（第四版第二卷）机械零件设计手册机械设计（第七版）轴承是支撑轴的部分。根据轴承工作时的摩擦性质。轴承可分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承两类。滚动轴承是由专业工厂生产的标准件，滚动轴承的类型、尺寸和公差等级等已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。9.2滚动轴承的构造和材料 滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。通常内圈装在轴承座孔内不动，但亦有外圈转动、内圈不动或内、外圈按不同转速回转的使用情况。滚动体在内、外圈滚道内滚动。保持架将滚动体均匀隔开，以减少滚动体的摩擦和磨损。滚动体的形状有球形和滚子形。 滚动轴承的内、外圈和滚动体均采用强度高、耐磨性好的铬钢和铬锰硅钢制造，前者适宜于制造尺寸较小的轴承，后者适宜制造尺寸较大的轴承。常用的牌号有GCr9、GCr15和GCr15SiMn，经淬火后硬度可达58-66HRC。保持架多用低碳钢板冲压制成，为了减小与滚动体之间的摩擦和减轻滚动体的磨损，也可采用铜合金、铝材或塑料。9.3滚动轴承的类型按滚动轴承承受载荷的作用方向，常用轴承可分成三类，即径向接触轴承、向心角接触轴承和轴向接触轴承 1.径向接触轴承主要承受径向载荷。这类轴承有：（1）深沟球轴承轴承主要承受用于径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。高转速时可代替推力球轴承受纯轴向载荷。与外形尺寸相同的其他类型轴承相比，其摩擦因数小，允许极限转素高，价格低廉，故应用广泛。（2）调心球轴承轴体有两列球体，其外圈滚道为内球面，具有自动调心性能。主要用语承受径向载荷，也可承受很小的轴向载荷，但不宜用来承受纯轴向载荷。这类轴承适用于轴的刚度较小、二轴承孔同轴度较低以及多支点的场合。（3）调心滚子轴承与尺寸相同的调心球轴承相比，有较高的承载能力，可承受大的径向载荷也可承受不大的轴向载荷，但不宜用来承受纯轴向载荷，适用场合和 调心轴承相同。（4）圆柱滚子轴承 圆柱形滚子与保持架装在有挡边的内圈上，外圈无挡边，内、外圈沿轴可以分离，属于分离型轴承。轴承只能承受径向载荷，其承载能力比相同尺寸的球轴承约大1.7倍，这类轴承对轴线的偏斜很敏感，适用于轴的钢性较大、二轴承孔同轴度好的场合。（5）滚针轴承轴承通常有内、外圈和一组滚针组成，有时滚针也带保持架，这类轴承的径向尺寸小，能承受很大的径向载荷，对轴的偏斜非常敏感，摩擦力也较大。适用于低速、重载和径向尺寸受限制的场合。2.向心角接触轴承，轴承能同时承受径向载荷和较大的轴向载荷。这类轴承有：（1）角接触球轴承3.轴向接触轴承，轴承只能承受轴向载荷，（1）推力球轴承（2）推力圆柱滚子轴承。根据各种轴承的特点，最后选择推力球轴承。轴承上的两个套圈的内孔直径不同，直径较小的套圈紧配在轴颈上，称为轴圈；直径较大的套圈安放在机座上，离心力大，轴承对滚动体的约束力不够，故允许的转速很低9.4滚动轴承选型校核滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一,它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业厂家大量制造及供应各种常用规格的轴承。滚动轴承的选择计算，是根据轴承的工作条件，合理地选择轴承类型、尺寸、公差等级及游隙等，并验算轴承寿命（或承载能力）、静强度及极限转速。各种类型的轴承具有各自的特性，具有各自的场合。通常选择轴承类型时应考虑下列特点：（1）负荷情况 负荷是选择轴承最主要的依据，通常应根据负荷的大小、方向和性质选择轴承。 1）负荷方向 本设计中丝杠螺母与箱体之间为纯轴向力作用，拟选定推力轴承。 2）负荷性质 拉床工作加载过程中载荷冲击不大，拟选定球轴承以提高效率。 3）负荷大小 轴承所需基本额定静载荷的确定，按额定静负荷选择轴承的基本公式为 （8.2-16） 式中 基本额定静负荷，N 安全系数 ，见 表8.227.28 当量静负荷，N推力轴承的轴向当量静负荷按下列公式计算 =90的推力轴承 90的推力轴承 查8.2-27取=1.1 则（2）高速性能 本设计中轴转速为60r/min。（3）调心性能 当轴两端轴承孔同心性差（制造误或安装误差所致）或轴的刚度小，变形较大，以及多支点轴，均要求轴承调心性好。本设计中轴的刚度大，机箱的两孔同心误差不大（集箱长度不大）及工作过程对同轴度要求不高。不用选调心轴承。（4）允许的空间 本机械结构简单轴向空间大不用考虑选用窄系列的问题。（5）安装与拆卸方便 整体式轴承座或频繁装拆时应选用内、外圈可分离的轴承。综上所述，选择圆锥滚子轴承代号为30332。表5-1轴承代号30332尺寸（）d160D340T75B68C58rsmin4基本额定负荷（KN）最小负荷系数C835.42C0711.42rsmax5极限转速脂润滑1200油润滑900A40.9滚动轴承的公差等级选择：滚动轴承的公差等级分为6级，普通级、6级、6X级、5级、4级及2级。普通级最低，2级最高，普通级应用最广。考虑收口机的实际应用价值，技术要求及成本考虑选用普通级。滚动轴承的游隙选择：滚动轴承的游隙分为径向和轴向游隙。轴承游隙大小对承载能力有影响，实验分析表明工作游隙比零稍小的负值时轴承寿命最大。产品样本中所列的基本额定动负荷及基本额定静载负荷是工作游隙为零时的荷数值。转速很低或在回转中产生振荡的轴承，采用无游隙或预紧安装。为了防止刚球与滚道之间的滑动，在加载轴向载荷前应保持一定的轴向力，所以采用预紧安装。9.5 滚动轴承的寿命计算在一般条件下工作的轴承，只要类型选择满足工作条件，安装、维护的好，绝大多数均因疲劳点蚀而报废。因此，滚动轴承的尺寸（型号）主要取决于疲劳寿命。在轴承寿命计算中常用下列术语：寿命： 单个轴承，其中一个套圈（垫圈）或滚动体首次出现疲劳扩展之前，一套圈（或垫圈）相对另一套圈的转数。可靠度： 在同一条件下运转的一组近似于相同的轴承期望值达到或超过某一规定寿命的百分率（或概率）。基本额定寿命： 同一批轴承在相同条件下运转，其可靠度为90%的寿命，即总转数或给定转数下的工作小时数，记为L10或L10h基本额定动负荷： 同一批轴承，其基本额定寿命为一百万转时所承受的负荷C。对于向心轴承，这一负荷为径向负荷Cr；对于单列角接触轴承，这一负荷为使轴承套圈之间只产生纯径向位移的负荷的径向分量；对于推力轴承，这一负荷为作用于轴承中心的轴向负荷Ca。当量动负荷： 是指一大小和方向恒定的负荷。再这一负荷的作用下，轴承寿命与实际负荷作用下的寿命相等。平均当量动负荷：平均当量动负荷用于计算在变载荷作用下工作的轴承。将此负荷作用于轴承，所得寿命与在实际使用条件下轴承达到的寿命相同。滚动轴承基本额定寿命计算公式如下 式中： 失效概率10%（可靠度为90%）的基本额定寿命 106 r Cr 基本额定动负荷 N P 当量动负荷 寿命指数，对球轴承=3，滚子轴承=10/3对于给定转速n 时，轴承寿命可用小时表示，小时寿命计算公式为 h 式中L10 基本额定寿命 h L10应大于或等于轴承的预期使用寿命，常用机械设备轴承使用寿命见表8.2-20 n 轴承工作转速，r/min 在推力轴承中 当量动负荷本设计给定转速 n = 125 r/min h表8.2-20查得使用条件为每天8h工作的机械，但经常不是满负荷使用，如电机，一般齿轮装置、压碎机、起重机和一般机械中轴承使用寿命为1000025000小时。符合本设计的要求，所以满足工作条件。由于拉力较大，在螺母和床身之间需要有推力球轴承，选用8132型号。第十章 传动、减速装置的润滑减速器中的蜗轮、蜗杆等传动件以及轴承在工作时都需要良好的润滑。蜗杆的圆周速度为：v=wr=蜗轮的圆周速度为：v=wr=1）齿轮和蜗杆传动的润滑 除少数低速（v0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。 对于圆周速度v12m/s的齿轮传动可采用浸油润滑。即将齿轮浸入油中，当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩到上箱壁，有助散热。 为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮齿啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油的深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，速度高的还可浅些（约为0.7倍齿高左右），但不应少于10mm；锥齿轮则应将整个齿宽（至少是半个齿宽）浸入油中。对于多级传动，为使各级传动的大齿轮都能浸入油中，低速级大齿轮浸油深度可允许大一些，当其圆周速度v=0.812m/s时，可达1/6齿轮分度圆半径；当v0.50.8m/s时，可达1/61/3的分度圆半径。如果为使高速级的大齿轮浸油深度约为一齿高而导致低速级大齿轮的浸油深度超过上述范围时，可采用下列措施：低速级大齿轮浸油深度仍约为一个齿高，可将高速级齿轮采用带油轮蘸油润滑，带油轮常用塑料制成，宽度约为其啮合齿轮宽度的1/31/2，浸油深度约为0.7个齿高，但不小于10mm；也可以把油池按高低速级隔开以及减速器箱体剖分面与底座倾斜。 蜗杆圆周速度v10m/s的蜗杆减速器可以采用浸油润滑。当蜗杆下置时，油面高度约为浸入蜗杆螺纹的牙高，但一般不应超过支承蜗杆的滚动轴承的最低滚珠（柱）中心，以免增加功耗。但如果因满足后者而使蜗杆未能浸入油中（或者浸油深度不足）时，则可以在蜗杆轴的两侧分别装上溅油轮，使其浸入油中，旋转时可将油甩到蜗轮端面上，而后流入啮合区进行润滑。当蜗杆在上面时，蜗轮浸入油中，其浸入深度以一个齿高（或者超过齿高不多）为宜。 对蜗杆减速器，当蜗杆圆周转速v46m/s时，建议蜗杆置于下方（下置式）；当v6m/s时，建议蜗杆置于上方（上置式）。 浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm。我了有利于散热，每传递1kw功率的需油量约为0.350.7L（大值用于黏度较高、传递功率较小时）。 当涡轮的圆周速度v12m/s或者蜗杆的圆周速度v10m/s时，则不宜采用浸油润滑，因为粘在齿轮上的油会被离心力甩出而送不到啮合区，而且搅动太甚会使油温升高、油起泡和氧化等降低润滑性能。此时宜用喷油润滑，即利用油泵（压力约为0.050.3MPa）借助管子将润滑油从喷嘴直接喷到啮合面上，喷油孔的距离应沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高但工作条件相当繁重的重型减速器中和需要大量润滑油进行冷却的减速器中。由于喷油润滑需要专门的管路、滤油器、冷却及油量调节装置，因而费用较贵。齿轮减速器的润滑油粘度可按高速级齿轮的圆周速度v选取：v2.5m/s可选用中级压齿轮油N320；v2.5m/s或循环润滑油可选用中级压齿轮油N220。若工作环境温度低于0，使用润滑油必须先加热到0以上。 蜗杆减速器的润滑油粘度可按滑动速度Vs选择：Vs2m/s时可选用N680极压油；Vs2m/s时可选用N220极压油。蜗杆上置的，粘度应增大30%。综上所述，蜗轮蜗杆减速器采用蜗杆下置式，并且采用浸油润滑。2）轴承的润滑 减速器中的滚动轴承常用减速器内用于润滑齿轮（或蜗杆）的油来润滑，其常用的润滑方式有：飞溅润滑 减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s，即可采用飞溅润滑。当v3m/s时，飞溅的油可形成油雾并能直接溅入轴承室。有时由于圆周速度尚不够大或油的粘度较大，不易形成油雾，此时为使润滑可靠，常在箱座接合面上制出输油沟，让溅到箱盖内壁上的油汇集在油沟内，而后流入轴承室进行润滑，在箱盖内壁与其接合面相接触处制出倒棱，以便于油液流入油沟。在难以设置输油沟汇集油雾进入轴承室时，亦有采用引油道润滑或导油槽润滑。刮板润滑 当浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s时，油飞溅不起来；下置式蜗杆的圆周速度即使大于2m/s，但因蜗杆的位置太低、且与蜗轮的轴线成空间垂直交错，飞溅的油难以进入蜗轮轴轴承室，此时可采用刮板润滑。利用刮油板将油从蜗轮轮缘端面刮下后经输油沟流入蜗轮轴轴承。则刮油板把刮下的油直接送入轴承。刮板润滑装置中，刮油板与轮缘之间应保持一定的间隙（约0.5 mm）,因而轮缘端面的跳动和轴的轴向窜动也应加以限制。浸油润滑 下置式蜗杆的轴承常浸在油中润滑，如前所述，此时的油面一般不应高于轴承的最下面滚动体的中心。 减速器中当浸油齿轮的圆周速度太低时则难以使油飞溅形成油雾，或难以导入轴承，或难以使轴承浸油润滑时，可采用润滑脂润滑。润滑脂通常在装配时填入轴承室，其装填量一般不超过轴承室空间的1/31/2，以后每年添加12次。添置时可以拆去轴承盖，也可以采用旋盖式油杯或采用压力脂枪从压注油杯向轴承室注入润滑脂。采用脂润滑时，一般应在轴承室内侧设置封油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承室稀释润滑脂。综上所述，轴承采用飞溅润滑。第十一章 轴的校核（1） 校核蜗杆：蜗杆受到的扭矩较大，为：所以有必要校核其扭转强度。 式中： 轴的最小直径 轴的抗扭截面系数 ，单位 轴所受的扭矩 ，单位N 45钢为155Mpa，40Cr为185MPa。 所以满足要求。（2） 校核螺杆:螺杆所受扭矩为： 所以满足要求。第十二章 机架的分析与设计11.1机架的分类在机器中支撑或容纳零、部件的零件成为机架。如支撑贮藏罐的塔架、固定发动机的机架、容纳传动齿轮的减速器的壳体、机床的床身等统称为机架。 按制造方法，机架可分为铸造机架、焊接机架和螺栓连接。按机架材料可分为金属机架、非金属机架。非金属机架又可分为混凝土机架、素凝土机座平台、花岗岩机架或其他材料的机架。11.2 机架的设计准则 （1）工况要求任何机架的设计首先必须保证机器的特定工作要求。例如：保证机架上安装的零部件能顺利运转，机架的外形或内部结构不致有阻碍运动件通过的突起；设置执行某一工况所必须的平台；保证上下料的要求、人工操作的方便及安全等。（2）刚度要求在必需保证特定外型的条件下，对机架的主要要求是刚度。例如机床的零部件中，床身的刚度则决定了机床的生产率及加工产品的精度；在齿轮减速器中，箱壳的刚度决定了齿轮的啮合性及运转性能。（3）强度要求对于一般设备的机架，刚度达到要求，同时也能满足强度的要求。但对于重载设备的强度要求必须引起足够的重视。其准则是在机器运转中可能发生的最大载荷情况下，机架上任何点的应力都不得大于许用应力。此外，还要满足疲劳强度的要求。 对于某些机器的机架尚需满足振动或抗振的要求。例如振动机器的机架；受冲击的机架；考虑地震影响的高架等。强度是评定重载机架工作性能的基本准则。机架的强度应根据机器在运转过程中可能发生再大载荷或安全装置所能传递的最大载荷来校核其静强度，此外还要校核其疲劳强度。 机架的强度和刚度都需要从静态和动态两方面来考虑。动刚度是衡量机架抗振性能的指标，而提高机架抗振性能应从提高机架构件的静刚度、控制固有频率、家大阻尼等方面着手。提高静强度和固有频率的途径是：合理设计机架构件的截面形状和尺寸，合理选择壁厚及布肋、注意机架的整体刚度与局部刚度以及结合面刚度的匹配等。（4）稳定性要求 对于细长的或薄壁的受压结构及受弯-压结构存在失稳问题，某些板壳结构也存在失稳问题或局部失稳问题。失稳对结构产生很大的破坏，设计时必须校核。此外对于机床、仪器等精密机械还应考虑热变形。热变形将直接影响机架原有精度，从而使产品精度下降如立轴矩台平面磨床，立柱前壁的温度高于后壁，使立柱后倾，其结果磨出的工作零件表面与安装基面不平行：有导轨的机架，由于导轨面与底面存在温差，在垂直平面内将产生中凸或中凹热变形。因此，机架结构设计时应使热变形尽量小。（5）美观 目前对机器的要求不仅能否完成特定的任务，还要使外形美观。（6）其他 如散热的要求；防腐蚀及特定环境的要求；对于精密机械、仪表等热变形小的要求等。11.3 机架设计的一般要求在满足机架设计准则的前提下，必须根据机架的不同用途和所处环境，考虑下列各项要求，并有所偏重。 （1）机架的重量轻，材料选择合适，成本低。（2）结构合理便于制造。（3）结构应使机架上的零部件安装、调整和更换都方便。（4）结构合理，工艺性好，还应使机架本身的内应力小，由温度变化引起的变形应力小。（5）抗振性能好。（6）耐腐蚀，使机架结构在服务期限内尽量少修理。（7）有导轨的机架要求导轨面受力合理，耐磨性良好。11.4 机架设计步骤 （1）初步确定机架的形状和尺寸。根据设计准则和一般要求，初步确定机架的结构和尺寸，以保证内外部零件能正常运转。机架的结构形状和尺寸，取决于安装在它内部的与外部的零件和部件的形状与尺寸，配置情况、安装拆卸要求等。同时也取决于工艺、所承受的载荷、运动等情况。然后，综合上述情况，利用经验公式或有关资料提供的经验数据，同时结合设计人员的经验，并参考现有的机器，初步拟订出机架的结构的形状和尺寸 （2）根据机架的制造数量、结构形状和尺寸大小，初定制造工艺。例如非标准设备单件的机器、机座，可采用焊接代替铸造。 （3）分析载荷情况，载荷包括机架上的设备重量、设备运转的动载荷等。对于高架结构，还要考虑风载、雪载和地震载荷。 （4）确定结构的形式，例如采用桁架结构还是采用板结构等。再参考有关资料，确定结构的主要参数。 （5）画出结构简图 （6）参照类似设备的有关规范、规程，确定本机架结构所允许的挠度和应力。 （7）进行计算，确定尺寸。 （8）有必要时，进行详细计算并校核并做模拟试验，对设计进行修改，确定最终尺寸。11.5 机架结构的选择 根据前面的准则和要求，进行机架结构的选择仍是一个复杂的过程。对结构形式、构件截面和特点构造等均需要结合具体的情况进行仔细的分析。对结构方案要进行技术经济比较。由于各种设备有不同的规范和要求，制定统一的机架结构选择方法较困难。但是，可以利用结构力学的知识提出下列一般的规则。这些规则是为了节约材料在选择结构形式时应遵守的一般规律。 （1）结构的内力分布情况要于材料的性能相适应，以便发挥材料的优点。轴力较弯矩能更充分的利用材料。杆件受轴力作用时，截面上材料的应力分布是均匀的，所有材料都得到充分利用。但在弯矩作用下截面上的应力分布是不均匀的，所以材料的利用不够经济。 机械结构中许多构件所受的载荷都是垂直于杆轴的方向作用的。弯矩沿杆长变化很迅速。有垂直载荷处，弯矩曲线有曲率，且曲率与载荷密集度成正比。最大的弯矩常限于一小段内，在较长段内材料不能充分利用，这是弯曲构件不经济的另一个原因。 这个规则的一个明显的例子就是衍架的使用材料较梁更为经济，梁所以常用于小跨结构是因为构造的简单和制作的便利。在大跨的结构中，衍架是更经济的形式。 （2）结构的作用在于把载荷由施力点传到基础。载荷传递的路程愈短，结构使用的材料愈省。 （3）结构的连续性可以降低内力，节省材料。11.6 机架常用的材料材料的选用，主要是根据机架的使用要求，多数机架形状较复杂，故一般采用铸造，由于铸铁的铸造性能好、价格低廉、吸振性能好，所以应用最广泛。重型机架常采用铸钢，当要求重量轻时，可以用铸造或压铸铝合金等轻金属铸造。焊接机架具有制造周期短、重量轻和成本低等优点，故在机械制造业中，焊接机架日益增多。焊接机架主要有钢板
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