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Z3050摇臂钻床的设计
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2223 Z3050摇臂钻床的设计,2223,Z3050摇臂钻床的设计,Z3050,摇臂,钻床,设计
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UNIVERSITY本本 科科 毕毕 业业 论论 文设文设 计计题目： Z3050 摇臂钻床的设计 学学 院：院： 工学院工学院 姓姓 名：名： XXXXXX 学学 号：号： XXXXXX 专专 业：业： 机械设计制造及自动化机械设计制造及自动化 年年 级：级： 20082008 级级 指导教师：指导教师： XXXXXX 职职 称：助教称：助教 二二一二一二2目录目录一一 绪论绪论.5 51.1 概述 .51.2 钻床发展 .5二二 钻床的设计钻床的设计.9 92.1 运动参数的确定 .92.1.1 决定传动级数 .92.1.2 选择转速数列 .112.2 传动系统的设计 .132.2.1 主运动系的设计.132.2.2 传动系统的扩大顺序的安排 .132.2.3 齿轮齿数的确定 .142.2.4 转速图的确定 .152.2.5 绘制传动系统图 .202.3 动力设计 .202.3.1 确定各轴转速 .202.4 齿轮的设计及其校核 .212.4.1 各传动组齿轮模数的确定 .212.4.2 各传动组齿轮的校核 .312.5 轴的设计及其校核 .322.5.1 确定各轴的最小直径 .332.5.2 轴的设计与校核 .402.5.3 主轴的设计与校核 .442.6 轴承的选择与校核 .442.6.1 轴承的选择 .452.6.2 轴承的校核 .452.7 键的选择与校核 .452.7.1 键的选择 .462.7.2 键的校核 .462.8 致谢 .47三三 参考文献参考文献.4848 3摘要摘要钻床是一种孔加工设备，可以用来钻孔、扩孔，铰孔。攻丝及修刮端面等多种形式的加工。在各类钻床中，摇臂钻床操作方便、灵活，适用范围广，具有典型性，特别适用于单件或批量生产带有多孔大型零件的孔加工，是一般机械加工车间常见的机床。本设计通过对动力参数和运动参数的计算，转速范围的确定，以拟定传动系统图和转速图。重点是要考虑结构、尺寸、体积、等综合因素，设计出正确的结构分析式，绘制出正确的传动系统图，从而完成机床整体布局的设计，然后通过齿轮设计、键及轴承的选择、轴的设计以及其他一些附件设计，最后校核轴设计和键轴承选择的正确性与合理性，完成钻床主轴箱体传动系统的设计。 关键词：关键词：主轴的转速范围；齿轮模数设计；轴的设计；结构尺寸；机床功率；轴承设计4AbstractDrilling is a hole processing equipment, can be used for drilling, reaming, reaming holes. Tapping and face a variety of forms such as scraping the processing. In all kinds of drilling radial drill, convenient operation, flexible, and wide application scope, typical, especially suitable for single or batch production with large parts of the pore porosity is general machinery processing workshop of common tools.This design based on dynamic parameters and the movement parameters, speed limits, in transmission system and speed. Focus is to consider structure, size, volume, comprehensive factors, designed the correct structure analysis, draw out the correct transmission system, so as to complete the whole layout design of the machine, and then through the gears, bearings and design of the design, selection and other accessories, and finally checking shaft bearings choice of design and key correctness and rationality, complete drilling spindle box transmission system design.Keywords: spindle speed range, Gear module design, Axis designs, Structure size, Machine power, Bearing design5绪论绪论1.11.1 概述概述摇臂钻床主轴箱可在摇臂上移动，并随摇臂绕立柱回转的钻床。摇臂还可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度的工件。较小的工件可安装在工作台上，较大的工件可直接放在机床底座或地面上。摇臂钻床广泛应用于单件和中小批生产中，加工体积和重量较大的工件的孔。摇臂钻床的主要变型有滑座式和万向式两种。滑座式摇臂钻床是将基型摇臂钻床的底座改成滑座而成，滑座可沿床身导轨移动，以扩大加工范围，适用于锅炉、桥梁、机车车辆和造船等行业。万向摇臂钻床的摇臂除可作垂直和回转运动外,并可作水平移动,主轴箱可在摇臂上作倾斜调整，以适应工件各部位的加工。此外，还有车式、壁式和数字控制摇臂钻床等。 1.21.2 钻床发展钻床发展随着国民经济的迅速发展，要求有更多、更新、更好的机床及时的满足各部门日益增长的需要。1956 年以来我国在机床事业上已进入自行设计的阶段。特别是 1958 年大跃进以来，自行设计的机床无论在品种和数量上都大大增加。随着祖国社会主义建设事业的继续发展，机床设计任务必将更加繁重，更好的理解党的方针政策，树立正确的设计思想，掌握多、快、好、省的设计方法从而更好的为社会主义建设服务，是每个从事机床设计工作者所应具备的条件。机床的设计是一个比较繁杂的过程，只要我们按照总路线的精神，在设计始终6走大群众路线，大搞三结合，一级综合国内外的先进技术和经验，就能够多、快、好、省的设计出质量较高的机床来。在生产中能达到上述要求的摇臂钻床是有的，我们可以在某些方面（如提高生产率、改善人工的劳动条件等）加以改进，从而能够多、快、好、省的满足身缠上的要求。为此，我们需要从下面几个方面广泛的收集资料：1、国内外同类机床的有关资料；2、机床用户、操作者的意见和希望，以及机床工作的特殊条件；3、机床的需要量；4、有关机床的国家标准；5、有关的书刊和杂志等资料。 因此设计者必须掌握的有关原始资料大致包括如下几点：1.、被加工零件的生产规模；2、零件加工的工艺过程；3、所加工零件的技术要求，零件的材料，加工余量，刀具的材料等；4、加工孔径范围的大小。综合现有摇臂钻床的总体布置形式，为了能够达到使用方便；满足生产的要求，而采用如图 1 所示形式，即采用具有内外立柱的形式；外立柱绕固定的内立柱旋转，而摇臂则沿外立柱作垂直移动。在少数摇臂钻上，还可以看到只有一个立柱的，摇臂旋转是在摇臂与立柱松开时进行的，就不可避免的发生摇臂下垂的现象，以使旋转时需要较大的力。摇臂的垂直移动是通过丝杠的旋转来带动的。主轴箱则在摇臂上作左右的纵向移动；它自成为一个独立的部件，可用于各种不同型式的机床中。某些国家的部件摇臂钻主轴箱的动源放在摇臂的延长部分（如图 2） 。这种型式的摇臂钻看起来好像合理，因为在机床停止工作的时候点击的重量可以平衡主轴箱的重量，改善由于悬臂和主轴箱的重量所引起的下垂。但由于机床在技工时钻轴受到向上的切削反力，可以抵消机床部件自重所引起的下垂，这样反而有助于提高加工精度，因此没有必要由电动机在另端7起平衡作用。机床工作台呈箱形能旋转及倾斜，以便于加工成一定角度平面上的孔。摇臂钻上的夹紧装置十分重要，应该使机床在调整的过程中，摇臂能轻便的旋转，主轴箱沿摇臂导轨能省力的移动，而在机床工作时又能保证各部分可靠的夹紧。在新式的机床中，常尽量使夹紧的过程化与自动化。摇臂钻中现有的夹紧方式的组合可见表 2。由于液压夹紧具有稳固可靠和操作简单的优点，这对立柱的夹紧更为重要，因此我们采用了液压的夹紧装置。属于表 2 中的第 6 种方式。在设计摇臂钻床时，对于主运动和进给运动的操纵机构应该非常重要，因为它直接影响到操作者的劳动条件，机床的生产率和机构的复杂程度等。必须综合的考虑这些因素再来决定。如苏联的 257 型摇臂钻上采用了也懂的预选操纵机构。这在提高生产率和改善劳动条件上是有利的，但构造相当复杂。而在苏联 2A55 和 2A66 型摇臂钻床上采用了机械的预选机构，它可以在工作中预选变速；节省变速的辅助工时，所以在此采用机械预选机构在操纵主运动和进给运动。机床上的一些主要尺寸影响到机床的工艺可能性，生产率，经济性等方面。摇臂钻上的主要尺寸为：1、主轴中心线到立柱母线的最大距离；2、主轴端至底座的最大距离；3、摇臂垂直升降距离；84、内立柱直径；5、主轴行程；6、莫氏锥度号码；7、主轴直径。在上述的部分尺寸中有标准的规定。在标准中规定有最大钻孔直径 35 毫米摇臂钻的主轴中心线到立柱母线的最大距离为 800,1200,1500 毫米。最大钻孔直径 35 毫米的摇臂钻，苏联会涉及有 253 型和 2B53 型，前者主轴中心线到立柱母线的最大距离为 1000 毫米，不符合苏联国家标准，已停止生产，后者主轴中心线到立柱母线的最大距离为 1500 毫米，由于其摇臂是和加工最大孔径等于 50 毫米的 255 型通用，所以对 35 毫米来说未免过大，因此在设计中可以考虑采用 1200 毫米的，和其他国家相比也较为合适。按上述的理由从实际生产的需要出发，最后决定主轴中心线到立柱母线的最大距离为 1200 毫米。类似的可以确定如下的尺寸： 主轴端至底座的最大距离1500 毫米 主轴最大行程300 毫米 主轴莫氏锥度4 号 摇臂垂直移动的距离700 毫米 内立柱直径300 毫米 主轴直径35/70 毫米 9钻床的设计2.12.1 运动参数的确定运动参数的确定2.1.1 决定传动级数决定传动级数机床总的布置形式，主要尺寸等决定以后，我们再按已知的原始资料决定其运动特性，包括主运动和进给运动的参数，如变速范围 Rn，公比，转速级数 z，主运动和进给运动的极限值 n,n,S,S等。maxminmaxmin主轴的极限转速 n和 n必须考虑到机床上所用刀具材料、工件材料、maxmin最大和最小的加工孔径，加工工艺等。虽然，转速范围较大的对万能机床来说是有利的，但是，也会使机构复杂化。所以要适当的根据生产的实际需要来选择。同时，告诉切削，硬质合金刀具的广泛使用，在设计新机床时必须给予充分的考虑，以便得到比现有机床获得更高的生产率。钻床钻孔直径的范围在d46 之间选择比较合适，故加工直径maxdmin为 35 毫米的摇臂钻床在钢料上的加工孔径规定为 d=6mm d=35mm。minmax由于铸铁比刚的强度极限较低，故在铸铁上的加工孔径为 d=10mm d=50mm。minmax不同情况下的切削用量，列入下列诸表（37） 。10从上列的表中科找出主轴的极限转速为： n=2000maxminr n=25minminr因此而得到变速范围 R = n/ n=2000/25=80nmaxmin下面我们再来决定公比。公比的大小直接影响转速级数 z，在一定的变速范围 R 下愈大；则级数 z 愈少；机构愈简单，但速度损失也愈大，影响到n生产率。愈小，则级数 z 就愈多，对选择合理的切削速度有利，可以提高生产率，但机构又变的复杂了。因此在选择公比时，根据机床的万能性要求，11来解决其矛盾。就是使机床的速度损失不过大，也不致因公比过小而引起机床结构的过分复杂，采用=1.26，同时也符合在机床设计中对于我们所设计的摇臂钻床是为加工35 孔用的，在系列尺寸（25、35、50、70、100）中是属于较轻型的，结构尺寸不宜过大，故在本书第二章中所推荐的万能机床公比=1.26 和=1.41 之中选择采用=1.26有了变速范围 R 、公比，就可以按下式求出转速级数 z：n z=1+=1+19.9log Rlogn26. 1log80log转速图中间的 12 级转速采用公比为 1.26 的数列，3 级低速和 3 级高速转速采用公比为 1.58 的数列，按正常情况下，遵守级比规律，变速系统的结构式应为： 16=12224282变速系统的变速范围 R =80，而正常的结构式 16=n8452191926. 1这时变速范围 R =32。二者变速范围相差84122222n842151526. 1倍，其中指数 4 是基本组级比指数增加值，也是转速数列中的转速空缺的格4数。则齿数 z=19.9-4=15.9，则参考同类机床 z=16 是合理的。2.1.2 选择转速数列选择转速数列从转速数列表中查出标准数值： 25；40；63；80；100；125；160；200； 250；300；400；500；600；800；1250；2000。同样，根据高速钢刀具切削用量手册和高速切削用量手册查得，在各种加工情况下，各种不同直径的刀具的进给量如下表（表 811） 。12由上列各表，可找出进给量的极限值是 0.082.8；考虑大于 1.2rmm的进给量，仅在个别的情况系用到，为使机构不太复杂，采用进给量的极rmm限值 0.061.2，同时参照同类机床进给范围也大致在 0.061.2之rmmrmm13间。按推荐的=1.21.7，选公比=1.58。ss则进给级数： 5 . 71987. 03 . 1158. 1log06. 02 . 1log1loglog1sssRz取=8。sz2.22.2 传动系统的设计传动系统的设计2.2.1 主运动系的设计主运动系的设计选择传动结构方案z=16，则有如下结构方案： 2222162.2.2 传动系统的扩大顺序的安排传动系统的扩大顺序的安排现拟定方案为如下： 8452222216表达传动链的组成、传动顺序、扩大顺序及各轴的变速范围的结构式，也可用对应的结构网的形式表示 ，如图：14 传动组的变速范围的极限值齿轮传动副最小传动比，最大传动比，决定了一个传动组41minu2maxu的最大变速范围。8minmaxmaxuur 2.2.3 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定2.2.3.12.2.3.1 对于电机和对于电机和轴齿轮传动组轴齿轮传动组查参考文献2表 2-1 有：15 81，82，83，84,86,88,90，91,92,93,95,9756. 11izS 故95 是适用的，故zS 5032i2.2.3.12.2.3.1 对于对于轴和轴和轴齿轮传动组轴齿轮传动组 a a 70,72,74,76,78,8013. 11aizS 故85 是适用的，故zS 4338i2.2.3.22.2.3.2 对于对于轴和轴和轴齿轮传动组轴齿轮传动组 b b 70,72,73,75,77,7858. 111bizS 62,64,66,68，70112bizS 故73 是共同适用的，故 zS 42281bi35352bi2.2.3.32.2.3.3 对于对于轴和轴和轴齿轮传动组轴齿轮传动组 c c 40,47,49,51,53,5579. 011cizS 61,62,65,68,71,724 . 212cizS 故70 是共同适用的，故 zS 30381ci48202ci2.2.3.42.2.3.4 对于对于轴和轴和轴齿轮传动组轴齿轮传动组 d d 100,101,102,104,10677. 011dizS 60,63,66,69,72,75,78212dizS 故109 是共同适用的，故 zS 35451di53272di2.2.3.52.2.3.5 对于对于轴和轴和轴齿轮传动组轴齿轮传动组 e e 80,81,83,84,86,8868. 011eizS 80,82,85,86,87,89,90412eizS 故90 是共同适用的，故 zS 40611ei80212ei2.2.4 转速图的确定转速图的确定2.2.4.12.2.4.1 选择电动机选择电动机16这里包括主运动和进给运动电机功率的决定。在决定功率时必须考虑到机床上最严重的工作情况，因此就要在不同刀具，不同零件，不同加工方式的条件下比较得出在各种负荷（较轻、一般、最重）下所需的电机功率，再根据最常用的情况，既考虑能够在负荷最重的情况下进行加工，也要考虑充分的发挥电机的效率，比较经济合理的决定电机的功率。在刚才上钻孔已知钻孔的最大直径 D=35mm； 刀具材料高速钢 工件材料碳钢265mmkgB根据上述条件由手册中查到进给量的选择范围在 0.270.54之内。rmm35 毫米的摇臂钻床最大进给力 P=1250kg。到此我们就可决定进给量如下： kg75. 07 . 0pCPBDS从而 75. 07 . 0BpDCpSrmm由手册中查得 rmm32. 065353 . 31250S7 . 075. 0选 S=0.30。rmm求mmkg14300653 . 03562. 1SDCM7 . 08 . 027 . 0B8 . 02M振而切削速度 minSTDCV9 . 0B5 . 02 . 04 . 0Vm式中 决定材料机械性能的系数；245CV T=35 分钻头的寿命。 min2 .21653 . 035352459 . 05 . 04 . 02 . 0mV17钻头每分钟的转数 min1933514. 32 .2110001000rDvn选 n=200minr钻头所耗功率按下式求出： 。kWn9 . 236. 1716200MN振主钻头的进给功率按下式计算： kWnspM012. 036. 110007560进给由此可见，N与 N相比相差非常悬殊，所以不考虑 N之值，定进给主进给。kW9 . 2NN主有效同理可求出在钢材上扩孔及在铸铁上钻孔所需的有效功率列入表 13：有效功率确定以后就可以根据机场的效率求出电动机的功率了。 Kba21总式中 机床的总效率总 齿轮传动效率1 a传动齿轮对数 滚动轴承效率2 b由电机到滚动轴承数 K考虑耗费在进给上功率系数 由表中查出 =0.99; a=5;118 =0.995; b=17;2 K=0.96。84. 096. 0995. 099. 0175总由于变速箱须在高速情况下工作，因此还会出现一些其他损失，故采用机床的效率为：。8 . 0用高速钢在钢和铸铁上钻扩孔时的最大功率为： kWN75. 38 . 03N有效最大则选用电机 kWN3min1420rn 所以采用电机型号为 Y100L2-4 ， 的电动机 kWN3min1420rn 。2.2.4.22.2.4.2 确定传动轴数确定传动轴数参考 z3040 并结合分析其传动轴数为 6。2.2.4.32.2.4.3 确定各级转速并绘制转速图确定各级转速并绘制转速图各级转速为：25 40 63 80 100 125 160 200 250 300 400 500 600 800 1250 2000 这 6 根轴按传动顺序依次设为、192540638010012516020025030040050060080012502000电 142032:5038:4335:3528:4238:3022:4845:3527:5361:4021:80202.2.5 绘制传动系统图绘制传动系统图 传动系统图2.32.3 动力设计动力设计2.3.1 确定各轴转速确定各轴转速2.3.1.12.3.1.1 确定主轴的计算转速确定主轴的计算转速min2513minrnnzj2.3.1.22.3.1.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速21I 轴的计算转速：min9303843284220482753218025rII 轴的计算转速：min795284220482753218025rIII 轴的计算转速：min51520482753218025rIV 轴的计算转速：min1952753218025rV 轴的计算转速：min95218025rVI 轴的计算转速：min25r2.42.4 齿轮的设计及其校核齿轮的设计及其校核2.4.1 各传动组齿轮模数的确定各传动组齿轮模数的确定出论模数的计算是根据接触应力计算齿轮表面层的疲劳强度，或根据弯曲应力计算齿轮的疲劳强度。根据参考文献可知，普通钻床齿轮的精度等级为 7 级精度，材料为 45 钢，8正火、调正和整体淬硬。对于直齿圆柱齿轮的模数可根据如下二式计算而选取区中较大者。 mmnizmm3221S321NKKK1)K(i16300接触接触 mmnYzNKKKKmwJms2751321弯曲式中： N计算齿轮传递的额定功率；kWNNd 计算齿轮（小齿轮）的计算转速；Jnminr 尺宽系数，常取 610；mmbmm22 计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1z 大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合，i112zzi“-用于内啮合； 寿命系数，；sKqNnTSKKKKK 工作期限系数，；TKmoTCnTK60 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准循环次数oC 齿轮的最低转速；nminr T预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h； 转速变化系数；nK 功率利用系数NK 材料强化系数。幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边qK界强化，起着阻止疲劳隙缝扩展的作用 （寿命系数）的极值，SKmaxSKminSK 当时，则取=，当时，取=；SK maxSKSKmaxSKSKminSKSKminSK2.4.1.12.4.1.1 a a 传动组分别计算齿轮的模数传动组分别计算齿轮的模数=1.13 3843imin930rnj查参考文献表得：8 05 . 11K 4 . 12K 13K62. 41018000930606037moTCnTK2368. 164. 058. 098. 062. 4qNnTSKKKKK=8 m z=38 =600MPa J kW85. 2399. 096. 0dNN则 mm89. 193060013. 138885. 268. 114 . 15 . 1113. 116300322）（m取 m =2mm故轴 I 上齿轮直径： mmda76382故轴 II 上齿轮直径： mmdb8643212.4.1.22.4.1.2 b b 传动组分别计算齿轮的模数传动组分别计算齿轮的模数 5 . 12842imin795rnj查参考文献表得：8 5 . 11K 4 . 12K 13K42. 41018000795606037moTCnTK29. 164. 058. 079. 042. 4qNnTSKKKKK=8 m z=28 24 =600MPa J kW73. 2399. 0959. 096. 0dNN则 mm46. 27956005 . 128873. 229. 114 . 15 . 115 . 116300322）（m故传动组 b 的传动模数取 2.5mm故轴 II 上齿轮直径为： mmdb705 . 22811mmdb5 .875 . 23512故轴 III 上齿轮直径为： mmdc1055 . 24211mmdc5 .875 . 235122.4.1.32.4.1.3 c c 传动组分别计算齿轮的模数传动组分别计算齿轮的模数=2.4 2048imin515rnj查参考文献表得：8 5 . 11K 4 . 12K 13K78. 31018000515606037moTCnTK04. 160. 058. 079. 078. 3qNnTSKKKKK=8 m z=20 =600MPa J kW59. 2399. 0959. 096. 095. 0dNN则 mm67. 25156004 . 220859. 204. 114 . 15 . 114 . 216300322）（m故传动组 c 的传动模数取 2.5mm25故轴 III 上齿轮直径为： mmdc955 . 23821mmdc505 . 22022故轴 IV 上齿轮直径为： mmdd755 . 23011mmdd1205 . 248122.4.1.42.4.1.4 d d 传动组分别计算齿轮的模数传动组分别计算齿轮的模数 =1.96 2753imin195rnj查参考文献表得：8 5 . 11K 4 . 12K 13K78. 21018000195606037moTCnTK76. 060. 058. 079. 078. 2qNnTSKKKKK=8 m z=27 =600MPa J kW51. 2399. 0959. 096. 095. 097. 0dNN则 mm97. 219560096. 127851. 276. 014 . 15 . 1196. 116300322）（m故传动组 d 的传动模数取 3mm故轴 IV 上齿轮直径为： mmdd8132721mmdd13534522故轴 V 上齿轮直径为： mmde15935311mmde105335122.4.1.52.4.1.5 e e 传动组分别计算齿轮的模数传动组分别计算齿轮的模数26 8 . 32180imin95rnj查参考文献表得：8 5 . 11K 4 . 12K 13K21. 2101800095606037moTCnTK59. 060. 058. 077. 021. 2qNnTSKKKKK=8 m z=21 =600MPa J kW46. 2399. 0959. 096. 095. 097. 098. 0dNN则 mm54. 295600421824659. 014 . 15 . 11416300322）（m故传动轴的传动模数取 2.5mm故故轴 V 上齿轮直径为： mmde5 .525 . 22121mmde5 .1525 . 26122故故轴 V 上齿轮直径为： mmdf2005 . 28011mmdfe1005 . 240122.4.2 各传动组齿轮的校核各传动组齿轮的校核 根据齿根弯曲强度校核齿轮有： 式1FasaFF32d12kTY Ym Z （2.15）27 其中-齿宽系数 d -应力校正系数saY -齿形系数FaY 为使用系数， 为动载系数， AvFFkk k kkAkvk齿轮间载荷系数， 为齿向载荷分布系数FkFk2.4.2.12.4.2.1 校核校核 a a 传动组传动组该组只需校核齿数为 38 的齿轮即可，确定各项参数kwp85. 2mmNnpT4661097. 293085. 21055. 91055. 9查参文献表 10-5 有： 940. 2FaY67. 1SaY2 . 1d表 10-2 有：25. 1AKsmdnV64. 31000609157614. 3100060根据图 10-8 有：机床精度为 7 级精度。故13. 1VK根据表 10-3 2 . 1Fk1628mbm5 . 42)25. 012()2(*mchh 根据图 10-13 有 56. 35 . 416hb07. 1Fk即 ： 81. 107. 12 . 113. 125. 1k MPaF1 .313822 . 167. 140. 21097. 281. 12234 SkNlim3 . 1s 91098. 11800029306060hnjLN查图 10-18 有：85. 0Nk28查图 10-20 有： lim780FE 即MPa5103 . 178085. 0故 31.1MPa510MPa 故 满足要求。2.4.2.22.4.2.2 校核校核 b b 传动组传动组该组只需校核齿数为 28 的齿轮即可，确定各项参数kwp73. 2mmNnpT4661026. 379573. 21055. 91055. 9查参文献表 10-5 有： 955. 2FaY61. 1SaY2 . 1d表 10-2 有：25. 1AKsmdnV93. 21000607957014. 3100060根据图 10-8 有：机床精度为 7 级精度。故13. 1VK根据表 10-3 2 . 1Fk205 . 28mbm625. 55 . 2)25. 012()2(*mchh 根据图 10-13 有 356. 3625. 520hb062. 1Fk即 ： 8 . 1062. 12 . 113. 125. 1k MPaF33285 . 22 . 161. 155. 21026. 381. 12234 SkNlim3 . 1s 910728. 11800027956060hnjLN查图 10-18 有：85. 0Nk查图 10-20 有： lim780FE 即MPa5103 . 178085. 029故 33MPa510MPa 故 满足要求。2.4.2.32.4.2.3 校核校核 c c 传动组传动组该组只需校核齿数为 20 的齿轮即可，确定各项参数kwp59. 2mmNnpT4661095. 451559. 21055. 91055. 9查参文献表 10-5 有： 980. 2FaY55. 1SaY2 . 1d表 10-2 有：25. 1AKsmdnV308. 11000605155014. 3100060根据图 10-8 有：机床精度为 7 级精度。故13. 1VK根据表 10-3 2 . 1Fk205 . 28mbm625. 55 . 2)25. 012()2(*mchh 根据图 10-13 有 356. 3625. 550hb07. 1Fk即 ： 8 . 1062. 12 . 113. 125. 1k MPaF7 .103205 . 22 . 155. 180. 21095. 481. 12234 SkNlim3 . 1s 91008. 11800025156060hnjLN查图 10-18 有：85. 0Nk查图 10-20 有： lim780FE 即MPa5103 . 178085. 0故 103.7MPa510MPa 故 满足要求。302.4.2.42.4.2.4 校核校核 d d 传动组传动组该组只需校核齿数为 27 的齿轮即可，确定各项参数kwp51. 2mmNnpT56610199. 119551. 21055. 91055. 9查参文献表 10-5 有： 972. 2FaY57. 1SaY2 . 1d表 10-2 有：25. 1AKsmdnV83. 01000601958114. 3100060根据图 10-8 有：机床精度为 7 级精度。故13. 1VK根据表 10-3 2 . 1Fk2438mbm75. 63)25. 012()2(*mchh 根据图 10-13 有 56. 375. 624hb062. 1Fk即 ： 8 . 1062. 12 . 113. 125. 1k MPaF5 .1172732 . 157. 172. 210199. 18 . 12235 SkNlim3 . 1s 81032. 41800021956060hnjLN查图 10-18 有：85. 0Nk查图 10-20 有： lim780FE 即MPa5103 . 178085. 0故 117.5MPa510MPa 故 满足要求。312.4.2.5 校核 e 传动组该组只需校核齿数为 21 的齿轮即可，确定各项参数kwp46. 2mmNnpT5661035. 29546. 21055. 91055. 9查参文献表 10-5 有： 976. 2FaY56. 1SaY2 . 1d表 10-2 有：25. 1AKsmdnV28. 0100060955 .5214. 3100060根据图 10-8 有：机床精度为 7 级精度。故13. 1VK根据表 10-3 2 . 1Fk205 . 28mbm625. 55 . 2)25. 012()2(*mchh 根据图 10-13 有 56. 3625. 520hb062. 1Fk即 ： 8 . 1062. 12 . 113. 125. 1k MPaF5 .440215 . 22 . 156. 176. 21035. 28 . 12235 SkNlim3 . 1s 81016. 2180002956060hnjLN查图 10-18 有：85. 0Nk查图 10-20 有： lim780FE 即MPa5103 . 178085. 0故 440.5MPa4 16=64mm即70Lmm根据参考考文献9卷 3 有钢制法兰（GB/T9114-9118-2000）有法兰厚度为11mm键套的厚度为 7mm 故轴的花键套部分直径为 这当中240dmm 138dmm336dmm一轴承根据表 7-2-52 有选择 6208 其 两个双40d 80D 18B 联齿轮和轴之间用的轴承为 61908 其 由于其轴40d 62D 12B 承内圈厚度为 1.6 故其轴肩高度定为 1.5mm 双联齿轮之间要用轴套，这之间34有 440dmm538dmm640dmm738dmm843dmm根据参考文献8有摩擦片的内径可设计成 44mm，安装轴应比其小 2-6mm 即设计成 由表 7-2-52 有选择轴941dmm1043dmm1143dmm承 6008 故40d 68D 15B 1240dmm 图 2.7.2.1 轴图 110.7lmm293.6lmm35.4lmm454lmm 542lmm71.2lmm84lmm998lmm104lmm 113.6lmm2.5.2.2 求作用在齿轮上的力 NdTFmt6 .781761097. 22242 NFFtr5 .28420tan6 .781tan NFFtn8 .83120cos6 .781cos2.5.2.3 弯矩和扭矩图35 弯矩和扭矩图 载荷 水平面 垂直面NFNH2401NFNV4 .6591支反力 FNFNH5 .442NFNV2 .1222弯矩mmNMH5 .1008mmNMV 2756总弯矩mmNM7 .293427565 .100822扭矩mmNT41097. 22.5.2.4 轴的校核（1）按弯曲合成应力校核轴的强度36进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴6 . 0的计算应力： MPaMPaWTMca63. 0361 . 0)297006 . 0(7 .2934)(32221前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，有参考文献9表 15-1 查得 因此有故安全。1Pa ca1 （2）轴的疲劳强度段只受到扭矩作用虽然键槽等引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，1L但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，故无需校核，实际只需校核轴两双联齿轮轴承套处截面两端即可。a 截面右侧：抗弯截面系数： 3336 .4665361 . 01 . 0mmdW抗扭矩截面系数： 3332 .9331362 . 02 . 0mmdWT截面左侧的弯矩 M 为： mmNM4 .556839391137 .2934截面上的扭矩为： mmNT41097. 2截面上的弯曲应力： MPaWMb194. 16 .46654 .5568截面上的扭转切应力： MPaWTTT18. 32 .93311097. 24轴的材料为 45 钢，调质处理由参考文献9表 15-1 查得 MPaB640 MPa2751MPa1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查得，因为 经插值后可查得 056. 0360 . 2dr11. 13640dD 78. 137. 137又由附图 3-1 可查得轴的材料敏感系数为： 82. 0q85. 0q故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为：64. 1) 178. 1 (82. 01) 1(1qk31. 1) 137. 1 (85. 01) 1(1qk由附图 3-2 的尺寸系数，； 由附图 3-3 的扭转尺寸系数76. 093. 0轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为; 92. 0轴未经表面强化处理，即 则按参考文献9式（3-12）及式（3-1q12a）得综合系数为： 式（2.20）24. 2192. 0176. 064. 111kK 式（2.21）50. 1192. 0193. 031. 111kK又由及得碳钢的特性系数：3 1 32 取 0.1 2 . 01 . 0 取 0.051 . 005. 0于是计算安全系数： 式（2.22）64.1501 . 085. 724. 22751maKS 式（2.23）02.51292. 305. 0292. 350. 11551maKS 式（2.24）5 . 195.1402.5164.1502.5164.152222SSSSSSca故可知安全。b 截面左侧：38 抗弯截面系数 w 按表 15-4 中的公式计算 3336400401 . 01 . 0mmdW 33312800402 . 02 . 0mmdWT mmNT41097. 2 MPaWMb87. 064004 .5568 MPaWTTT32. 21280029700过盈配合处的，由于附表 3-8 用插值法就出，并取，于是kkk8 . 0得 12. 3k496. 212. 38 . 0k轴按摩削加工，由附件图 3-4 得表面质量系数为： 92. 0故得综合系数为; 21. 3192. 0112. 311kK 58. 2192. 01496. 211kK感觉你说的都是假的呢所以轴在截面左侧安全系数为： 91.1001 . 085. 721. 32751maKS 4 .30292. 305. 0292. 358. 21551maKS 5 . 127.104 .3091.104 .3091.102222SSSSSSca故该轴在截面左侧强度也是足够的，即安全。392.5.2.5 轴刚度的验算挠度的校核根据参考文献10（14）有： 式（2.25）mznDNlya433)75. 0(39.171 两支承间的跨距l 该轴的平均直径D 被验算轴的中点合成挠度hy 齿轮的工作位置至较近支承点的距离laiia 该齿轮传递的全功率 齿轮的模数,m z 该传动轴的计算转速n mml2734012404343414043384038364038D故002. 093038240)104. 0104. 075. 0(85. 227339.171433hayy根据参考文献8 轴的弯曲变形的应许值有： 即lYmm)0005. 00003. 0(mm1092. 02730004. 0 即 故满足要求Yy 1092. 0002. 0mmb 倾角的校核 根据参考文献8 公式（16）有 radradlyhBA)(3 即： radBA000088. 0273002. 03即mmmm0025. 0000088. 040故满足要求2.5.3 主轴的设计与校核主轴的设计与校核2.5.3.1 轴的尺寸设计主轴的直径的初选由于主轴的最小直径为，根据参考文献1表 10-6 有，主电动机mmd7 .52功率 3KW 有，主轴前轴颈直径为： ，初选 9060mmD801后轴颈为： ，取 12)9 . 07 . 0(DD mmD64808 . 02故前轴承选为 3182121 型双列向心圆柱滚子轴承 80d170D 45B后端用 3182117 64d130D34B主轴内孔直径的选择根据参考文献2有钻床 故6 . 05 . 01Dd4455. 080d主轴前端悬伸量的选择根据参考文献2表 3-13 有：即5 . 21Da240803a主轴合理跨距的选择a 求轴承刚度主轴最大输出转矩： mmNnpT9206202541. 295500009550000床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%即半径为mm300%60500150mm切削力（沿 y 轴）： NFc5 .6137150920620切削力（沿 x 轴）： 41 NFFcp75.30865 .61735 . 05 . 0故总作用力： NF687075.30865 .613722此力作用于顶在顶尖的工作上，主轴和尾架各承受一半，故主端受力为： NF34352假设初值 即3alml7202403前后支承的支反力： NllaaFRB2 .387207202402406870 NlaaFRA54. 97202402406870根据： 式（2.26）9 . 19 . 08 . 01 . 01cos)(39. 3izlFkar接触角滚子有效长度al 作用于轴承上径向载荷（N）rF 滚动体的列数和每列的滚动体数, i z根据参考文献1表 10-4 有：对于的轴承有： 80d52)(8 .12izla0即： mNkA22700cos)52(8 .12969339. 309 . 19 . 08 . 01 . 0对于的轴承有： 64d52)(5 . 9izla 即： mNkB15570cos)52(5 . 9226639. 309 . 19 . 08 . 01 . 0b 求最佳跨距 即： 46. 115572270BAkk42当量外径： mmd722)6480( 6441013. 1)4472(64I （其中）3akEIA25100 . 2mmNE 2 . 724022701013. 1100 . 2365查线图，计算出的与原假定的不符，可根据再计算支9 . 10alal020al反力和支承刚度，再求最佳跨距。这时算出的仍接近于 1.9，这个是一个迭al0代的过程，其很快收敛于正确值。最终算出9 . 10al故： mmal4562409 . 19 . 10合理的跨距的范围为; mmLL684342)5 . 175. 0(0合理显然主轴实际跨距已超过合理的跨距范围.参考同类车床其实际跨距为 672mm分析是否要增加中间轴承：现实主轴的实际跨距为 mmL67247. 14566720LL由参考文献2图 3-35，主轴部件刚度损失超过 20%，所以增加中间支承。2.5.3.2 主轴的校核对于一般机床的主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求.跨距跨距为mmmLl672. 0672当量外径43 mmmllddniie0986. 06 .986725 .1171107 . 810595995 .293956 .17691444444414主轴刚度 由于故孔对刚度的影响不能忽略，则根据参5 . 061. 06 .985 .60ddi考文献110-18 有： 式（2.27）mNmNaladdKAAies3 .1486)105. 0672. 0(105. 0)0605. 00986. 0(103)()(10324442444对于这种机床的刚度要求 由于这种机床属于高效通用机床，主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定。取阻尼比；当，025. 0min50mv 时，rmms1 . 0，。这种机床要求切削稳定性良好，取)(46. 2mmmNKcb8 .68 mmDb5 . 750002. 002. 0maxlim带入式 10-14 有： 式（2.28）BcbKmNbKK1308 .68cos)025. 01 (025. 025 . 746. 2cos)1 (2lim根据参考文献7稳定性指标的规定，工件长度： mmDL1505003 . 03 . 0max加
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