普通钻床的多轴改造的设计

1、本设计是关于普通钻床改造为多轴钻床的设计。普通钻床为单轴机床，但安装上 多轴箱就会成为多轴的钻床，改造成多轴钻床后，能大大地缩短加工时间，提高牛产 效率。因此本设计的重点是多轴箱的设计，设计内容包括齿轮分布与选用、轴的设计、 多轴箱的选用、导向装置设计等。多轴钻床是一种能满足多轴同时加工要求的钻床。诸如导向、功率、进给、转速 与加工范围等。巴黎展览会中展出的多轴钻床多具液压进给。其整个工作循环如快进、 工进与清洗铁屑等都是自动进行。值得注意的是，多数具有单独的变速机构，这样可 以适应某一组孔中不同孔径的加工需求。多轴加工牛产效率高；投资少；加工零件的适应性强；灵活性好；加工精度高， 产品质量稳

2、定；减少工人劳动强度；生产准备周期短；产品改型时设备损失少。而且 随着数控技术的发展，多轴加工的范围一定会愈来愈广，加工效率也会不断提高。关键词：多轴钻床；生产效率，多轴箱；导向装置；齿轮传动箱abstractthe design is about reconstructing the ordinary drill to a multiple drill. the ordinary drill is a single drill. it will improve its productive efficiency, shorten its processing time if assemble

3、d a multiple spindle case on. that so calls a multiple drill. hereby, the keystone of this design paper is how to design a multiple spindle heads. the design subjects include the selection and distribution of gear wheel, the design of spindle, and the guiding equipment and selection of the multiple

4、spindle heads, etc.the multiaxial drilling machine is a lind of can meet the requrements of the shaft and processing drilling machine.such as guidance,power,and speed and processing in range,etc.paris exhibitiong display in the multiaxial drilling machine attractive to hydraulic into.the whole work

5、cycle such as quick in,work into and cleaning oxide and are automatically.lt is worth nothing that,many with single speed changing institutions,so can adapt to a group of different diameter hole processing demand.many axis machine high production efficiency;less investment;the processing components

6、adaptability is strong;flexibility is good;processing precisionis high,the product quality is stable;reduce the labor intensity;production preparation period is short;the retrofit products when equipment loss less.and with the development of numerical control technology,the axis machining scope will

7、 be more and more wide,processing efficiency unceasingly will also improvekey words: multiple drill； productive efficiency； multiple spindle heads； orientation device； gear transmission box摘要iiiiiabstract刖口第1章多轴加工了解11.1多轴加工应用 11.1.1多轴加工趋势 11.2多轴加工的设备 11. 2. 1多轴头 21. 2. 2多轴箱 21.2.3多轴钻床 21.2.4自动更换主轴箱机

8、床 31.3多轴加工的趋势第2章普通钻床改为多轴钻床2. 1生产任务42.2普通立式钻的选型42.2. 1计算所需电机功率 42.2.2立式钻床的确定 5第3章多轴齿轮传动箱的设计 73. 1设计前的准备73.2动力系统的设计与计算8第4章多轴箱的结构设计与零部件图的绘制 164. 1箱盖箱体和中间板的结构 164.2多轴箱轴的设计164. 3轴坐标计算35第5章导向装置的设计和接杆工具365. 1导柱导套导向设置365. 1. 1导柱导套布置形式365. 1.2导柱导套紧固方法 365. 1.3导柱导套尺寸 365. 2导向装置组成375. 3接杆工具37结论 38参考文献39致谢 40多轴

9、钻床是伴随着经济的飞速发展和工业现代化的需要而产生的。它被应用于许 多方面，比如汽车零部件的加工、农用机械的零部件的加工以及其它大批量生产加工 生产多孔零件的地方。多轴钻床在加工业屮有着很大的优势。它的使用使加工速度提 高，因为当一个工件在同一个方向上有数个孔时，用普通钻床加工时就要加工一个孔 后又挪动工件加工另一个孔，这样就需要专人搬动工件，对于小型工件可以采用这种 方法，但当工件很大时再采用这种方法就很落后，生产率很低，成本很高。所以我们 在批量生产多孔工件时就需要一种专用的机床来加工，所以就产生了由单臂钻床衍生 而來的多轴钻床。多轴钻床与普通钻床的不同是多轴钻床的主轴箱屮的轴是像太阳系一

10、样，绕屮间 轴均布排列的主轴被屮间轴带动转动，主轴带动刀具转动，完成钻削工作。这样多孔 工件被一次加工成形，从而大大减小了劳动强度，大大缩短了加工时间，提高了劳动 生产率，降低了产品的生产成本。多轴钻床的型式是多种多样的。根据多轴钻的结构可把多轴钻分为内啮合多轴钻 和外啮合多轴钻。内啮合多轴钻是指齿轮传动为内啮合式，外啮合多轴钻式指齿轮传 动为外啮合式。根据钻头形式可分为卧式和立式两种。在本设计屮，我们采用外啮合 齿轮传动。多轴钻在加工多孔零件时，具有良好的加工精度，能够达到很好的加工质 量，但在设计机床时也有两个重要的问题需要重点讨论即工件的定位和夹紧。在多轴 钻床加工时工件与刀具z间占有相

11、对正确的位置是非常重要的，因此夹具的设计是一 个非常重要的任务，我们要依靠合理的夹具设计來保证我们的加工精度合乎要求。另 外多轴钻床的刀具导向也是一个重要问题，就是刀具在钻孔时会变形，从而加工的孔 会倾斜，出现废品。所以我们在设计屮釆用钻套來进行导向，并且钻套在刀具热变形 时起到固定刀具的作用，使刀具的变形不会对加工的工件有很大的影响。这样我们就 解决了多轴钻的定位和刀具导向问题。总之，多轴钻床在我们的工业生产屮有着重要的意义。它大大的提高了我们的 劳动生产率，提高了多孔工件加工的精度，减少了工人的劳动强度，也推动了我国生 产行业的迅速发展。我们应该加强对多轴钻床领域的开发。第1章多轴加工了解

12、1.1多轴加工应用据有关统计，通常在工厂中普通机床的平均切削时间极少超过所有工作时间的 15%0其他时间有看图、装卸工件、调换刀具、操作机床、测量 以及清除铁屑等等。 使用数控机床虽然能提高85%,但费用大。有些情况下，即使生产率高，但加工相同 的零件，其成本可能比普通机床低。所以必须更多更好地缩短加工时间。不同的加工 方法特点各不同，就钻削加工而来说，多轴加工是一种可以少量投资来提高生产率的 有效措施。1.1.1多轴加工优势不可调式多轴头虽然在牛产线中早有应用，但局限性大，适合大批量牛产。即使 采用可调式多轴头扩大了使用范围，也不能远不能满足批量小、孔型复杂的要求。尤 其随着工业的发展，大型

13、复杂的多轴加工更是引人注目。例如原子能发电站中大型冷 凝器水冷壁管板有15000个巾20孑l,若以摇臂钻床加工，单单钻孔与聽沉头孔就要 842.5小时，另外还要划线工时151. 1小时。但若以数控八轴落地钻床加工，钻辛忽孔 只要171.6小时，划线也简单，只要19小时。因此，利用数控控制的二个坐标轴， 使刀具正确地对准加工位置，结合多轴加工不但可以扩大加工范围，而且在提高精度 的基础上还能大大地提高工效，迅速地制造出原来不易加工的零件。有人分析大型高 速柴油机30种箱形与杆形零件的2000多个钻孔操作中，有40%可以在自动更换主轴 箱机床中用二轴、三轴或四轴多轴头加工，平均可减少20%的加工时

14、间。1975年法国 巴黎机床展览会也反映了多轴加工的使用愈来愈多这一趋势。1.2多轴加工的设备多轴加工是在一次进给中同时加工许多孔或同时在许多相同或不同工件上各加工 一个孔。这不仅缩短切削时间，提高精度，减少装夹或定位时间，并且在数控机床中 不必计算坐标，减少字块数而简化编程。它可以采用以下一些设备进行加工：立钻或 摇臂钻上装多轴头、多轴钻床、多轴组合机床心及自动更换主轴箱机床。甚至可以通 过二个能自动调节轴距的主轴或多轴箱，结合数控工作台纵横二个方向的运动，加工 各种圆形或椭圆形孔组的一个或几个工序。现在就这方面的现状作一简介。1.2.1多轴头齿轮传动与万向联轴节传动是主要传动方式的二种。齿

15、轮效率较高，结构简单， 万向联轴节传动易于调整轴距。从结构来说有不可调式与可调式二种。不可调式轴距 不可改变，多用于齿轮传动，仅合适于大批量生产。为了扩大其适应性，就发展了可 调式多轴头，轴距在一定范围内可调整。列如：（1）万向轴式:具有对准装置的主轴。 主轴装在可调支架中，而可调支架能在壳体的t形槽中移动，并能在对准的位置以螺 栓固定。另外述有具有公差的圆柱形主轴套。主轴套i古i定在与式件孔型相同的模板中。 具有对准装置的主轴适用于批量小且孔组是规则分布的工件（如孔组分布在不同直径 的圆周上）。具有公差的圆柱形主轴套适用于批量较大式中小批量的轮番生产中，刚性 较好，孔距精度高，缺点就是不同孔

16、型需耍不同的模板。在立钻式摇臂钻床上可以装上多轴头，按钻床本身所具有的各种功能进行工作。 这种方法，由于钻孔效率、加工范围及精度的关系，适应范围有限。1.2.2多轴箱根据成组加工原理使用多轴箱或多轴头的组合机床依据成组加工原理使用比较适 用于大中批量生产。在加工屮未了获得优异的效果，必需考虑以下数点：（1）工件装 夹要简单，冷却液足够冲走铁屑。（2）夹具刚性要好，在加工过程屮不形变，分度定 位要正确。（3）刀具要优质，时刻看刀具是否变钝，钻头要机磨。（5）尺寸很差时能 及时发现。1.2.3多轴钻床能够满足多轴加工要求的钻床。如功率、导向、转速、进给、和加工范围等。整 个工作循环比如快进、工进与

17、清除铁屑等都耍自动进行。要引起注意的是，大多数具 有单独的变速机构，这样就可以适应某一组孔中不同孔径的加工需耍。1.2.4自动更换主轴箱机床为了中小批量生产合理化适应市场的需要，近儿年发展了自动更换主轴箱组合机 床。1、自动更换主轴机床回转式主轴箱库是自动更换主轴机床顶部模式，具有多个不可调主轴箱。纵横配 线盘事先编好工作程序，使的主轴箱进入加工工位，定位紧并与动力联接，然后装有 工件的工作台转动到主轴箱下面，向上移动进行加工。当变更加工对象时，只要调换 悬挂的主轴箱，就能适应不同孔型与不同工序的需要。2、多轴转塔机床转塔上装置多个不可调或万向联轴节主轴箱，转塔能自动转位，并对夹紧在冋转 工作

18、台的工件作进给运动。通过工作台冋转，可以加工工件的多个面。因为转塔不宜 过大，故它的工位数一般不超过46个。且主轴箱也不宜过大。当加工对象的工序较 多、尺寸较大时，就不如自动更换主轴箱机床合适，但它的结构简单。2、自动更换主轴箱组合机床它由自动线或组合机床中的标准部件组成。不可调多轴箱与动力箱按置在水平底 座上，主轴箱库转动时整个装置紧固在进给系统的溜板上。主轴箱库转动与进给动作 都按标准子程序工作。换主轴箱时间为儿秒钟。工件夹紧于液压分度回转工作台，以 便加工工件的各个面。好果回转工作台配以卸料装置，就能合流水生产自动化。在可 变生产系统中釆用这种装置，并配以相应的控制器可以获得完整的加工系

19、统。4、数控八轴落地钻床大型冷凝器的水冷壁管板的孔多达15000个，它与支撑板联接在一起加工。孔径 为20毫米，孔深180毫米。采用具有内冷却管道的麻花钻，5-7巴压力的冷却液可 盲接进入切削区，有利于排屑。钻尖磨成90。供自动 定心。它比普通麻花钻耐用， 且进给量大。为了缩短加工时间，以8轴数控落地加工。1. 3多轴加工趋势多轴加工生产效率高，投资少，生产准备周期短，产品改型吋设备损失少。而且 随着我国数控技术的发展，多轴加工的范围一定会愈来愈广，加工效率也会不断提高。第2章 普通钻床改为多轴钻床2. 1生产任务在普通铸铁连接件上有同一个面上进行多个孔加工。普通立式钻床上进行的孔加 工，一般

20、是一个孔一个孔的钻削，生产效率低，用组合机床加工，生产效率虽然高， 但是设备投资大。因此把普通立式单轴钻床改造为立式多轴钻床更显价值，多轴钻床改造后，可以 同时完成多个孔的钻、扩、狡、等工序。设计程序介绍如下：2. 2普通立式钻床的选型2. 2. 1计算所需电机功率零件图如图2所示：4-07 邂ed4lcus0140图2.1零件图图2.1为工件零件图，材料:铸铁i1t200；料厚：5mm；硬度:hbs170-240hbs；年产4：约100万件；4-0 6.7尺寸精度it13.(1) 确定四个孔同时加工的轴向力,公式:r = cf t/0-zf-yf v -nf kf式中：cf=365. 9,

21、0=10-3, zp二0.661,=1.217, nf=0. 361, kf=l. 1,由文献1(表15-37)查得v=0. 35m/s(2.1)(2.2)贝if = 365.9x10-3 x0.66lxl.217x0.35xo.361xl.l = 4.097v所需电机功率：p= f v = 4.09x0.35 = akw 2. 2.2立式钻床的确定根据上面计算所需电机的功率，选用z525立式钻床，其主要技术参数如表2.1所 示：技术规格2型号z52知最大钻孔直径(mm) 325心主轴端fi至工作台距离(mm) 30-700主轴端面至底面距离(mm) 3750-110主轴中心至导轨距离(mm2

22、252主轴行距(mm) 3175a主轴孔莫氏解锥度33号主轴最大扭转力矩245.25a主轴进给力(n28829p主轴转速(工/jo129,1362主轴箱行程(mm)3202进给量(irun/r)0.1-0.8工作台行程(iol)3325a工作台工作面积(mm： 2500x375p主电动机功率(r世)32张表2.1z525立式钻床主要技术参数2. 3本章小结1、能实现立、卧铳两种加工功能。2、立式主轴套筒具有手动和微动两种进给。3、工作台分三种机动进给方式：a型为三向；c型为单向；d型为两向。第3章多轴齿轮传动箱的设计3.1设计前的准备1、确定工件上被加工孔为4个10的孔。毛坯种类定为灰铸铁的铸

23、件，原因由于石 墨的润滑及割裂作用，使用灰铸铁易切削加工，屑片易断，刀具磨损较少，所以可选 用硬质合金锥柄麻花钻(gb10946-89)2、切削用量的确定由文献1(表27)查得切削速度匕=21/77/min ,进给量f = oalmrn/r测打削妙、击1ooov 1000x21 _no .心八则切削转速巴= 998厂/mm(3)tvd 3.14x6.7根据z525机床说明书，取斤,=960r/min故实际切削速度为：匕=理 =3 14x07x96° = 20.2加/min(3.2)c 100010003、确定加工时的单件工时图3.1为钻头工作进给长度，图3.1钻头进给长度一般厶切入为

24、5-10mm,取10mm,由文献5查得厶切出1g 7行8卜丁 + 8“0.2呦加工一个孔所需时间：g =仏入+厶加+“出=25.2=05min(3.3)nwf960x0.17单件时工时：匚=4® =4x05 = 0.6min(3.4)3. 2动系统的设计与计算1、选定齿轮的传动方式：为外啮合。2、齿轮分布方案确定：根据分析零件图，多轴箱齿轮分布初定有以下图3.2,图3.3两种形式根据通常采用的经济而乂有效的传动是：用一根传动轴带动多根主轴。因此，采用了 图3.3所示的齿轮分布方案。3、明确主动轴、工作轴和惰轮轴的旋转方向，并计算或选定其轴径大小。因为所选定的z535立式钻床主轴是左旋

25、，所以工作轴也为左旋，而惰轮轴则为右旋。根据表2确定工作轴直径机械制造.8/97： 43加工孔径3<12p12®16-20p工作轴直径315p20p25a表3.1加工孔径与工作轴直径对应表（nun）因为加工孔径为10mm,所以工作轴直径选15mm.主动轴和惰轮轴的直径在以后的轴设计中确定。4、排出齿轮传动的层次，设计各个齿轮。 本设计的齿轮传动为单层次的齿轮外啮合传动，传动分布图如图4所示。 在设计各个齿轮前首先明确已知条件：电机输入功率片=28kw，齿轮i转速/?, =1360/7min ,齿轮iii转速n3 =960r/min ,假设齿轮i、ii、iii的传动比均为i=0.

26、 84,即齿轮比u=l. 2,工作寿命15年（每年工作300天），两班制。 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用肓齿轮圆柱齿轮传动；多轴箱为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）;©材料选择由文献1（表10-1）查得选择齿轮1材料为40"（调质），硬度为280hbs,齿轮ii材料为45 （调质），硬度为240hbs,齿轮iii材料为45 （常化），硬度210hbs;）选齿轮 i 齿数 z =24,齿轮 ii 齿数 z? = j w = 24x1.2 = 28.8, mxz2 =29.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算,血2.32也凹（玄g八切

27、丿(3.5)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.3;2）计算齿轮i传递的转矩=95.5x10守/q = 95.5x 105 x2.8/1360 = 1.966x 104 mm3）由文献4（表107）查得选取齿宽系数“二0.54）由文献4（表10-6）查得材料的弹性影响系数z£ =189.8mptz,/25）由文献（表1013）查得计算应力循环次数：n=60n、jlh =60xl360xlx（2x8x300xl5）= 5.875xl09n2 =5.875x109/1.2 = 4.896x1096）由文献（表10-19）查得接触疲劳寿命系数k的=0.90, khn2 = 0.95

28、 ;计算1）试算小齿轮分度圆直径d“，代入qh中较小的值： 恥2.32彳匝西石7 = 2.32x j莎莎y d 比 1入丿v11.2 （522.5丿=53.649(3-6)(3.7)(3.8)(3.9)2）计算圆周速度v:60x100034x53.649xl36060x1000=3.81m/5(3.10)3）计算齿b(3.11)(3.12)(3.13)(3.14)b =d - dh = 0.5x53-649 = 26.82m/?4) 计算齿宽与齿高之比b/2模数：mt = du / z = 53.649/24 = 2.235mm齿高:h = 2.25mr =2.25x2.235 = 5.029

29、/?/? = 53.649/5.029 = 5.35) 计算载荷系数根据v=3. 81m/s, 7级精度,由文献4(表108)查得动载系数kv=l,14,直齿轮,假设kaft/b<l00n/mmf由文献4(表 10-3)查得 kha = kfa=l.2由文献4(表102)查得使用系数心=1;由文献(表10-4)查得7级精度齿轮i相对支承非对称布置时,(37)k 砂=12 + 08x(1 + 0.6(d/)cd/ +0.23x106将数据代入后得：心=1.12 + 0.18x(1+ 06xr)xl2 +0.23x10-3 x53.649 = 1.182 ;由 b/? = 5.3,k0 =1

30、.182,由文献4（表10-13）查得k=1.15;(3.18)故载荷系数 k = kakvkhakh/ =1x1.11x1.2x1.182 = 1.5746）按实际的载荷系数校止所算得的分度圆直径，由文献（式10-10a）查得(3.19)d、=dl k/kt =53. 649xvl574/l3=57. 18mm 7）计算模数m m二dl/zl二57. 18/24=2. 4mm,圆整为 m二25mm.按齿根弯曲强度设计 由文献4（式10-5）得弯曲强度的设计公式为m2?2k7"皿、gl丿确定公式内的各计算数值1）由文献4（图10-20）查得齿轮i的弯曲疲劳极限=500mpa;齿轮ii

31、的弯曲疲劳强度极限crfe2=380mpa;2）由文献（图1018）查得弯曲疲劳寿命系数kfn、=085,kfn2 =0.88 ;3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s二1.4,由文献4（式10-12）查得匕=呼=罕严现57哄(3.20)q 心比內口 二 0$8x38°二238. 86mpas1.44）计算载荷系数(3.21)« =心心k畑k“ =lxl.llxl2xl5 = 1.5325）查取齿形系数由文献4（表105）查得£ = 2.65匕2 = 2.536）查取应力校正系数由文献4（表10-5）查得.=1.5&蔦2 "62 7）计算齿

32、轮1、ii的沁l并加以比较612,65x1.58303.57=0.01379(3.22)齿轮ii的数值大。（e）设计计算2xl.532xl.966xl040.5x242x0.0i716=1.5 mm(3.23)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ni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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强 度算得的模数15。在零件图中可知，主动轴与惰轮轴的中心距为51mm,即齿轮i、 ii完全啮合的中心距，得：(3.24)z +1 2z(3.25)1.5x(z|1

33、<2 1 )=512731,z2=37惰轮轴与工作轴的中心距为61.5mm,即齿轮ii与齿轮iii完全啮合吋中心距，即 川(乙+召)二61.5237 + 71. 5(21±±1)=61.52z3=45儿何尺寸计算计算分度圆直径：di=zi<m=31xl. 5=46. 5mmd2=z2<m=37xl. 5=55. 5mmd3=z3<m=45xl. 5=67. 5mm计算屮心中距ani=51mm, aiim二61. 5mm(3.26)©计算齿轮齿宽b = d d、 0.5x67.5 = 33.75mm取 b3 = 35mm, b2 = 30mm

34、, b3 = 25mm验算ft=mi= 2x1.966x1°" =819 2n(3.27)£48.0空一 1x819.2 二35 66n/mm<100n/mni 合格b 253. 3本章小结本章确定了多轴齿轮传动箱的动力系统的设计和计算，确定了齿轮分布方案。明 确主动轴、工作轴和惰轮轴的旋转方向，并计算或选定其轴径大小。第4章 多轴箱的结构设计与零部件的绘制多轴箱的传动方式为外啮合，齿轮传动的排列层次为一层。4. 1箱盖、箱体和中间板结构(1) 箱体选用240mmx200mm长方形箱体，箱盖与之匹配。箱体材料为ht20-40,箱盖为 ht15-33.(2)

35、屮间板的作用：箱内部分是轴承的支承座，伸出箱外的部分是导向装置屮的滑套支 承座，为便于设计人员选用，已将中间板规范为23mm和28mm两种厚度的标准，现选 用23mm厚的中间板,材料为ht15-33。4. 2多轴箱轴的设计(1)主动轴的设计 轴材料的选择由文献4(表15-3)查得轴材料选用45钢，调质处理。(4 1) 轴径的确定 根据公式da03 - (15-2)v n式中叫95500%2订由文献4(表15-3)a。取 110dml 10x2l 二 13. 9mm,取 d=25mmv1360 轴结构设计因为轴承同时受有径向载荷及轴向载荷，故前、后端均选用单列向心球轴承,由文献5（表m4）查得选

36、用7204c轴承。轴上各段肓径，长度如图4所示。©键的确定因为齿轮宽为35mm,所以选用8x7x22平键，由文献4（表61）查得（3）确定轴上圆角和倒角尺寸由文献4（表152）查得取轴端倒角2x45°,各轴肩的圆角半径为r二1. onnii.按弯扭合成校核轴的强度作出轴的计算简图轴上扭转力矩为p2 r(4.2)(4.3)m二9549x = =9549x 上2=19. 7 n 加加 n1360周向力为2m=2x19=1970nd 20x1 ()7径向力为p =0. 48 py=0. 48x1970=945. 6nt图my图mn图图4.3主动轴的载荷分析图根据轴的计算简图，分别

37、作出轴的扭矩图、垂直图的弯矩my图和水平平面内的弯矩mz图，如图4.3所示。从图中可知，截面e为危险截面，在截面e上，扭矩t和合成 弯矩m分别为t二 19. 7 n -m ;(4.4)m二jm； +m；二 j17? +35.4?二39. 3n"轴材料选用45钢，7v=355mpa,许用应力刃二冬商巴久为许用应力安全系数，取3ss.广 15,贝ijcr=237mpa1按第三强度理论进行强度校核公式丄严,(4.5)由文献(表15-4)查得沁轴的抗弯截面系数，w嗒-呼肛呼一进尹訴33.2t05.e427.4(4.6)如2+厂二_1_xj（39.3x103）2 +（19.7x103）2w14

38、27.4 v'丿 '7=30. 8mpa< <7 即轴的强度足够。 精确校核轴的疲劳强度其他截在上面的分析中己判定e截面为危险截面，所以现在校校e面左右两侧即可, 面均无需校核。截而e左侧而校核：抗弯截面系数 w 为:w二0. id'二0. lx303=2700mm3抗扭截面系数粘为：wt=0. 2d3=0. 2x303=5400mm377 5 75弯矩m及弯曲应力为沖39沁吕如96. 8 n如m_ 35496.82700=13- impa(4.7)扭矩h及扭转应力弓为：t3=19700 n mm197005400=3. 6mpa轴的材料为 45 钢，调质处

39、理，<7 =640mpa, j=275mpa, j二 155mpa。 过盈配合处的听值，由文献4（附表38）查得 用插入法求出，并取二0.8kk于是得二二2. 85, =0. 8x2. 85=2. 28 jj轴按磨削加工，由文献14（附表34）查得得表面质量系数为0”二0广0. 92故得综合系数为士卞十2. 85+需亠2. 94(4.8)k 1i匚-石 +页-1-2. 28+丽一 1-2. 37讣算安全系数:s+屮皿2752.94x13.1 + 0.1x0二 7. 1(4.9)1552.37x + 0.05x 2 2=35.6(4 10)截面e右侧面校核: 抗弯截面系数 w 为:w=0.

40、 ld3=0. lx203=800mm3抗扭截面系数粘为:wt=0. 2d'=0. 2x203=l600mm377 5_75弯矩收弯曲应力为炸3930"士 =35496和如_m _ 35496,8vv 800二44. 4mpa(4. 11)扭矩t3及扭转应力右为:t3=19700 tv - mm截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及j由文献4（附表32）查得因一=0. 05, = =1. 25,经插值后可查得*aa= 2.33, a = 1.66 d 20d 20由文献（附图31）可得轴提材料的皱性系数为：q严0.75 ,qr=0.81由文献4（表34）查得(4. 12)故

41、有效应力集中系数按式为：5=1 + 岛（岛l） = l + 0.75x（2.33 l） = 2k产 1 + 么（代 一1）二 1 + 0.81x（1.66 1） = 1.53由文献4（附图32）得尺寸系数=1由文献4（附图33）得扭转尺寸系数6=0.97轴按磨削加工，由文献（附图34）得表面质量系数为代二禹二0.92轴未经表面强化处理，即0“=1,，得综合系数值为：k 弋土需-e67 计算安全系数:2752.09x44.4 + 0.1x0二2. 96(4. 13)二 14. 7155、,12.312.31.67x+ 0.05x2 2一 s#ca /js； + s；2.96x14.772.962

42、 +14.72=2. 9>s=1. 5(4. 14)所以该轴在截面右侧面是安全的，乂因为轴无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称 性，所以可省略去静强度校核。 轴承的校对核实机床通常传动轴的滚动轴承失效形式，主要是疲劳破坏，故应进行疲劳寿命计算。滚动轴承疲劳寿命计算公式：由文献4 （10-5）-_ io6 fcv式中：乙-额定寿命） 斤-转速（厂/min）c-额定动载荷）p-动载荷£ = 3因为所受的轴向力太小，所以忽略不计,fa二0 由文献6（表3.8-50）得所受径向力 fr=945. 6/2=472. 8np=0. 41fr+0. 87pa二0 41x472. 8=193.

43、 8由文献6（表13-3）查得=641098/? > l/f =30000h106p4500y'60x1360u93.8,轴承安全惰轴的设计 轴材料的选择由文献4（表15-3）查得轴材料选用45钢，调质处理。 轴径的确定由文献4 （15-2）查得根据公式da03 -v n2.8x99%110 1360x0.8414.8,取 d=20mm 轴的结构设计:/j1ln36x2x18.)ld00* 18.28 厂2.aaj6 塔75图4.4惰轮轴选择滚动轴承因为轴承同时受有径向载荷及轴向载荷，选用单列向心球轴承,由文献5（表114）查得选用7002c轴承。轴上各段直径，长度如图4.4所示

44、。©键的确定 由文献4（表61）查得因为齿轮宽为30mm,所以选用6x6x18平键轴上圆角和倒角尺寸由文献4（表15-2）查得取轴端倒角2x45°,各轴肩的圆角半径为r=l. 0mm.扭合成校核轴的强度作出轴的计算简图pz轴上扭转力矩为(4. 15)po q y oo%m 二9549x - =9549x=23.27v-mn1360x0.84周向力为(4. 16)p尸晋翕存2320n径向力为 pz=0. 48 py二0. 48x2320=1113. 6n 校核轴的疲劳强度 在上面的分析中已判定e截面为危险截面，所以现在校校e面左右两侧即可，其他截面均无需校核。截面e左侧面校核

45、: 抗弯截面系数 w 为:w=0. ld3=0. 1x253=1562. 5mm3抗扭截面系数 为:wt=0. 2d3=0. 2x253=3 1 2. 5mm3弯矩m及弯曲应力为炸328驱二22707.72如227077' w 1562.5扭矩t3及扭转应力tt为:t3=23200 n mmr23200 » “3 -%=312.5 =74'2mpa轴的材料为 45 钢，调质处理，ab =640mpa, cr_1=275mpa, r_,=155mpa0 过盈配合处的”值，由文献4（附表38）查得用插入法求岀，并取忆=0.8 ,kk于是得二二2. 69, 二二0. 8x2

46、. 69=2. 15j5轴按磨削加工，由文献4（附表34）查得表面质量系数为休二几.二0. 92故得综合系数为:0.92-1=2.8ki1k+ -1=2. 15+-1=2. 246 pr0.92计算安全系数:心6+咒仇2752.8x14.5 + 0.1x0=6.8二15574.274.22.24 x + 0.05 x 22恋希=緒倉步魯屮故安全 截面e右侧面校核: 抗弯截面系数 w 为:w=0. ld3=0. 1x15337. 5mm3抗扭截面系数怡为:wt=0. 2d'=0. 2x0二675血39-1?弯矩m及弯曲应力为：a32800x切707.7n如m22707.7 “=337.5

47、 标 3檢扭矩几及扭转应力右为：t3=23200n-mm二23200 -34. 4mpa%.675截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a”及j 由文献4（附表32）查得因工二史二0. 07, = =1. 33,经插值后可查得:霭=2.12, a = 1.60 d 15cl 15a可得轴提材料的皱性系数为：q严0.75 ,qr=0.81由文献4（附34）查得故有效应力集中系数按式为：5二1 + %（岛- l） = l + 0.75x（22-1）二1.84k产 1 + 务（色1）=1+0.81x（1.60 1）=1.49由文献4（附图32）得尺寸系数岛=1由文献4（附图33）得扭转尺寸系数6=1

48、.0轴按磨削加工，由文献4（附图34）得表面质量系数为0广0产0.92轴未经表面强化处理，即0产,得综合系数值为：十詈0.92+0.92-1=1.58-1=1-93计算安金系数:心巧+咒62751.93x67.3 + 0.1x0二 2. 12=5. 5315534434 41.58x +0.05x-22sg二二 2.12x5.5彗二.99>s二 1. 5js；+s； 丁222 +5.532故该轴在截面右侧面是安全的，又因为轴无人的瞬吋过载及严重的应力循环不对称性, 故可略去静强度校核。轴承的校核因为所受的轴向力太小，所以忽略不计,fa=0所受径向力 fr=1113. 6/2=556. 8

49、np二0. 41fr+0. 87pa=0. 41x556. 8=228. 3n7002c向心球轴承校核10660x1360x0.84r6600、228.3 丿=348604/z > lh =30000h （表 13-3）轴承安全(3)工作轴的设计 轴材料的选择由文献4(表15-3)查得轴材料选用45钢，调质处理。 轴径的确定在传动系统的设计与计算中已的工作轴的直径定为d二15mm。 轴的结构设计：图4.7工作轴选择滚动轴承 因为轴承同时受有径向载荷及轴向载荷，故前、后端均选用单列向心球轴承，又因工 作轴用于钻削，在后端加单向推力球轴承。由表1-14'3,单列向心球轴承选用102

50、轴承，后端单向推力球轴承选用8102轴承。各段直径，长度如图4.7所示。©键的确定由文献4（表61）查得因为齿轮宽为2511u11,所以选用5x5x20平键 轴上圆角和倒角尺寸 由文献4（表15-2）查得取轴端倒角2x45°,各轴肩的圆角半径为r二0. 8mm.©扭合成校核轴的强度m=9549x-=9549xn2z9%x99%韧仆沖960周向力为_ 2x27315x10"3二3640n径向力为p =0. 48 p =0. 48x3640=1754. 5nt二27. 3w加;m二 jm； +m；二v23.72 +49.22 二54. 6n m按第三强度理论

51、进行强度校核公式丄jw+h ,w由文献4（表15-4）查得w为轴的抗弯截面系数宀欝-呼3.14x15?_32<=331.2-56.3=274.97 a/2 +t2 =!xj（54.6xlo3）2 +（27.3xl03）2w274.9 v'）'7=222mpci<cr=237mpa即轴的强度足够。校核轴的疲劳强度在上面的分析中已判定e截面为危险截面，所以现在校校e面左右两侧即可，其他截 而均无需校核。截面e右侧面校核：抗弯截面系数 w 为:w=0. ld3=0. 1x173=491. 3mm3抗扭截面系数賂为:wt=0. 2d3=0. 2x17 =982. 6. 5m

52、m32 5 _ 1 ?弯矩收弯曲应力为:m知6驱有亍切125初如m24125.6 “ 5”=4"3讹1欣扭矩t：<及扭转应力兮为：t3=27300 n - mma = 27300=2lvvr 982.6轴的材料为 45 钢，调质处理，% 二640mp“，.二275mpa, j二155mpa。 过盈配合处的听值，由文献4（附表38）查得 用插入法求出，并取忆 =0.8"/ ,kk于是得丄二2. 93, 二二0.8x2. 93二2. 35 jj轴按磨削加工，由文献4（附图34）查得表面质量系数为休二0二0. 92xii故得综合系数为：k, = t-1=2.93+_-1=3

53、.02kiik广二 + -1=2. 35+!-1=2. 44 6伙°92计算安全系数:s+屮皿2753.02x49.1 + 0.1x0=1.85s - j -二4 48r k t + 屮厂27.827.8* 丁 m 2.24 x+ 0.05x2 2故安全截面e左侧面校核：抗弯截面系数 w 为:w=0. ld3=0. 1x153=337. 5mm3抗扭截面系数旺为:wt=0. 2d3=0. 2xl53=675mm3弯矩m及弯曲应力为:m二54600 n mmm54600 5 5“=337异61。8mpa扭矩ts及扭转应力兮为：t3=27300/v.;nmt3 _ 27300675=40. 4mpei由文献（附图34）用插入法求得轴上键槽处的有效应力集中系数：产1.54 由文献4（附图32）得尺寸系数= 0.88由文献4（附图33）得扭转尺寸£厂=1轴按磨削加工，由文献4（附图34）查得得表面质量系数为休二屁.二0. 92轴未经表面强化处理，即得综合系数值为：1092-1=0. 092+ 丄-1