Z3050搖臂鉆床的設計【含10張CAD圖紙、說明書】
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UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文設 計
題目： Z3050搖臂鉆床的設計
學 院： 工學院
姓 名： XXX
學 號： XXX
專 業(yè)： 機械設計制造及自動化
年 級： 2008級
指導教師： XXX 職 稱：助教
二○一二
48
目錄
一 緒論 5
1.1 概述 5
1.2 鉆床發(fā)展 5
二 鉆床的設計 9
2.1 運動參數的確定 9
2.1.1 決定傳動級數 9
2.1.2 選擇轉速數列 11
2.2 傳動系統(tǒng)的設計 13
2.2.1主運動系的設計 13
2.2.2 傳動系統(tǒng)的擴大順序的安排 13
2.2.3 齒輪齒數的確定 14
2.2.4 轉速圖的確定 15
2.2.5 繪制傳動系統(tǒng)圖 20
2.3 動力設計 20
2.3.1 確定各軸轉速 20
2.4 齒輪的設計及其校核 21
2.4.1 各傳動組齒輪模數的確定 21
2.4.2 各傳動組齒輪的校核 31
2.5 軸的設計及其校核 32
2.5.1 確定各軸的最小直徑 33
2.5.2 Ⅰ軸的設計與校核 40
2.5.3 主軸的設計與校核 44
2.6 軸承的選擇與校核 44
2.6.1 軸承的選擇 45
2.6.2 軸承的校核 45
2.7 鍵的選擇與校核 45
2.7.1 鍵的選擇 46
2.7.2 鍵的校核 46
2.8 致謝 47
三 參考文獻 48
摘要
鉆床是一種孔加工設備，可以用來鉆孔、擴孔，鉸孔。攻絲及修刮端面等多種形式的加工。在各類鉆床中，搖臂鉆床操作方便、靈活，適用范圍廣，具有典型性，特別適用于單件或批量生產帶有多孔大型零件的孔加工，是一般機械加工車間常見的機床。
本設計通過對動力參數和運動參數的計算，轉速范圍的確定，以擬定傳動系統(tǒng)圖和轉速圖。重點是要考慮結構、尺寸、體積、等綜合因素，設計出正確的結構分析式，繪制出正確的傳動系統(tǒng)圖，從而完成機床整體布局的設計，然后通過齒輪設計、鍵及軸承的選擇、軸的設計以及其他一些附件設計，最后校核軸設計和鍵軸承選擇的正確性與合理性，完成鉆床主軸箱體傳動系統(tǒng)的設計。
關鍵詞：主軸的轉速范圍；齒輪模數設計；軸的設計；結構尺寸；機床功率；軸承設計
Abstract
Drilling 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 design
緒論
1.1 概述
搖臂鉆床主軸箱可在搖臂上移動，并隨搖臂繞立柱回轉的鉆床。搖臂還可沿立柱上下移動，以適應加工不同高度的工件。較小的工件可安裝在工作臺上，較大的工件可直接放在機床底座或地面上。搖臂鉆床廣泛應用于單件和中小批生產中，加工體積和重量較大的工件的孔。搖臂鉆床的主要變型有滑座式和萬向式兩種?；綋u臂鉆床是將基型搖臂鉆床的底座改成滑座而成，滑座可沿床身導軌移動，以擴大加工范圍，適用于鍋爐、橋梁、機車車輛和造船等行業(yè)。萬向搖臂鉆床的搖臂除可作垂直和回轉運動外,并可作水平移動,主軸箱可在搖臂上作傾斜調整，以適應工件各部位的加工。此外，還有車式、壁式和數字控制搖臂鉆床等。
1.2 鉆床發(fā)展
隨著國民經濟的迅速發(fā)展，要求有更多、更新、更好的機床及時的滿足各部門日益增長的需要。1956年以來我國在機床事業(yè)上已進入自行設計的階段。特別是1958年大躍進以來，自行設計的機床無論在品種和數量上都大大增加。隨著祖國社會主義建設事業(yè)的繼續(xù)發(fā)展，機床設計任務必將更加繁重，更好的理解黨的方針政策，樹立正確的設計思想，掌握多、快、好、省的設計方法從而更好的為社會主義建設服務，是每個從事機床設計工作者所應具備的條件。機床的設計是一個比較繁雜的過程，只要我們按照總路線的精神，在設計始終走大群眾路線，大搞三結合，一級綜合國內外的先進技術和經驗，就能夠多、快、好、省的設計出質量較高的機床來。
在生產中能達到上述要求的搖臂鉆床是有的，我們可以在某些方面（如提高生產率、改善人工的勞動條件……等）加以改進，從而能夠多、快、好、省的滿足身纏上的要求。
為此，我們需要從下面幾個方面廣泛的收集資料：
1、國內外同類機床的有關資料；
2、 機床用戶、操作者的意見和希望，以及機床工作的特殊條件；
3、 機床的需要量；
4、 有關機床的國家標準；
5、 有關的書刊和雜志等資料。
因此設計者必須掌握的有關原始資料大致包括如下幾點：
1.、被加工零件的生產規(guī)模；
2、零件加工的工藝過程；
3、所加工零件的技術要求，零件的材料，加工余量，刀具的材料等；
4、加工孔徑范圍的大小。
綜合現有搖臂鉆床的總體布置形式，為了能夠達到使用方便；滿足生產的要求，而采用如圖1所示形式，即采用具有內外立柱的形式；外立柱繞固定的內立柱旋轉，而搖臂則沿外立柱作垂直移動。在少數搖臂鉆上，還可以看到只有一個立柱的，搖臂旋轉是在搖臂與立柱松開時進行的，就不可避免的發(fā)生搖臂下垂的現象，以使旋轉時需要較大的力。
搖臂的垂直移動是通過絲杠的旋轉來帶動的。
主軸箱則在搖臂上作左右的縱向移動；它自成為一個獨立的部件，可用于各種不同型式的機床中。某些國家的部件搖臂鉆主軸箱的動源放在搖臂的延長部分（如圖2）。這種型式的搖臂鉆看起來好像合理，因為在機床停止工作的時候點擊的重量可以平衡主軸箱的重量，改善由于懸臂和主軸箱的重量所引起的下垂。但由于機床在技工時鉆軸受到向上的切削反力，可以抵消機床部件自重所引起的下垂，這樣反而有助于提高加工精度，因此沒有必要由電動機在另端起平衡作用。
機床工作臺呈箱形能旋轉及傾斜，以便于加工成一定角度平面上的孔。
搖臂鉆上的夾緊裝置十分重要，應該使機床在調整的過程中，搖臂能輕便的旋轉，主軸箱沿搖臂導軌能省力的移動，而在機床工作時又能保證各部分可靠的夾緊。在新式的機床中，常盡量使夾緊的過程化與自動化。搖臂鉆中現有的夾緊方式的組合可見表2。
由于液壓夾緊具有穩(wěn)固可靠和操作簡單的優(yōu)點，這對立柱的夾緊更為重要，因此我們采用了液壓的夾緊裝置。屬于表2中的第6種方式。
在設計搖臂鉆床時，對于主運動和進給運動的操縱機構應該非常重要，因為它直接影響到操作者的勞動條件，機床的生產率和機構的復雜程度等。必須綜合的考慮這些因素再來決定。如蘇聯(lián)的257型搖臂鉆上采用了也懂的預選操縱機構。這在提高生產率和改善勞動條件上是有利的，但構造相當復雜。而在蘇聯(lián)2A55和2A66型搖臂鉆床上采用了機械的預選機構，它可以在工作中預選變速；節(jié)省變速的輔助工時，所以在此采用機械預選機構在操縱主運動和進給運動。
機床上的一些主要尺寸影響到機床的工藝可能性，生產率，經濟性……等方面。搖臂鉆上的主要尺寸為：
1、 主軸中心線到立柱母線的最大距離；
2、 主軸端至底座的最大距離；
3、 搖臂垂直升降距離；
4、 內立柱直徑；
5、 主軸行程；
6、 莫氏錐度號碼；
7、 主軸直徑。
在上述的部分尺寸中有標準的規(guī)定。
在標準中規(guī)定有最大鉆孔直徑35毫米搖臂鉆的主軸中心線到立柱母線的最大距離為800,1200,1500毫米。
最大鉆孔直徑35毫米的搖臂鉆，蘇聯(lián)會涉及有253型和2B53型，前者主軸中心線到立柱母線的最大距離為1000毫米，不符合蘇聯(lián)國家標準，已停止生產，后者主軸中心線到立柱母線的最大距離為1500毫米，由于其搖臂是和加工最大孔徑等于50毫米的255型通用，所以對35毫米來說未免過大，因此在設計中可以考慮采用1200毫米的，和其他國家相比也較為合適。
按上述的理由從實際生產的需要出發(fā)，最后決定主軸中心線到立柱母線的最大距離為1200毫米。
類似的可以確定如下的尺寸：
主軸端至底座的最大距離………………………………1500毫米
主軸最大行程………………………………………………300毫米
主軸莫氏錐度………………………………………………4號
搖臂垂直移動的距離……………………………………700毫米
內立柱直徑………………………………………………300毫米
主軸直徑…………………………………………………35/70毫米
鉆床的設計
2.1 運動參數的確定
2.1.1 決定傳動級數
機床總的布置形式，主要尺寸等決定以后，我們再按已知的原始資料決定其運動特性，包括主運動和進給運動的參數，如變速范圍Rn，公比，轉速級數z，主運動和進給運動的極限值n,n,S,S……等。
主軸的極限轉速n和n必須考慮到機床上所用刀具材料、工件材料、最大和最小的加工孔徑，加工工藝等。雖然，轉速范圍較大的對萬能機床來說是有利的，但是，也會使機構復雜化。所以要適當的根據生產的實際需要來選擇。同時，告訴切削，硬質合金刀具的廣泛使用，在設計新機床時必須給予充分的考慮，以便得到比現有機床獲得更高的生產率。
鉆床鉆孔直徑的范圍在d4—6之間選擇比較合適，故加工直徑為35毫米的搖臂鉆床在鋼料上的加工孔徑規(guī)定為
d=6mm d=35mm。
由于鑄鐵比剛的強度極限較低，故在鑄鐵上的加工孔徑為
d=10mm d=50mm。
不同情況下的切削用量，列入下列諸表（3—7）。
從上列的表中科找出主軸的極限轉速為：
n=2000
n=25
因此而得到變速范圍
R= n/ n=2000/25=80
下面我們再來決定公比。公比的大小直接影響轉速級數z，在一定的變速范圍R下愈大；則級數z愈少；機構愈簡單，但速度損失也愈大，影響到生產率。愈小，則級數z就愈多，對選擇合理的切削速度有利，可以提高生產率，但機構又變的復雜了。因此在選擇公比時，根據機床的萬能性要求，來解決其矛盾。就是使機床的速度損失不過大，也不致因公比過小而引起機床結構的過分復雜，采用=1.26，同時也符合在機床設計中對于我們所設計的搖臂鉆床是為加工35孔用的，在系列尺寸（25、35、50、70、100）中是屬于較輕型的，結構尺寸不宜過大，故在本書第二章中所推薦的萬能機床公比=1.26和=1.41之中選擇采用=1.26
有了變速范圍R、公比，就可以按下式求出轉速級數z：
z=1+=1+19.9
轉速圖中間的12級轉速采用公比為1.26的數列，3級低速和3級高速轉速采用公比為1.58的數列，按正常情況下，遵守級比規(guī)律，變速系統(tǒng)的結構式應為：
16=
變速系統(tǒng)的變速范圍R====80，而正常的結構式16=這時變速范圍R====32。二者變速范圍相差倍，其中指數4是基本組級比指數增加值，也是轉速數列中的轉速空缺的格數。則齒數z=19.9-4=15.9，則參考同類機床z=16是合理的。
2.1.2 選擇轉速數列
從轉速數列表中查出標準數值：
25；40；63；80；100；125；160；200；
250；300；400；500；600；800；1250；2000。
同樣，根據高速鋼刀具切削用量手冊和高速切削用量手冊查得，在各種加工情況下，各種不同直徑的刀具的進給量如下表（表8—11）。
由上列各表，可找出進給量的極限值是0.08—2.8；考慮大于1.2的進給量，僅在個別的情況系用到，為使機構不太復雜，采用進給量的極限值0.06—1.2，同時參照同類機床進給范圍也大致在0.06—1.2之間。
按推薦的=1.2—1.7，選公比=1.58。
則進給級數：
取=8。
2.2 傳動系統(tǒng)的設計
2.2.1主運動系的設計
選擇傳動結構方案
z=16，則有如下結構方案：
2.2.2 傳動系統(tǒng)的擴大順序的安排
現擬定方案為如下：
表達傳動鏈的組成、傳動順序、擴大順序及各軸的變速范圍的結構式，也可用對應的結構網的形式表示 ，如圖：
傳動組的變速范圍的極限值
齒輪傳動副最小傳動比，最大傳動比，決定了一個傳動組的最大變速范圍。
2.2.3 齒輪齒數的確定
2.2.3.1 對于電機和Ⅰ軸齒輪傳動組
查參考文獻[2]表2-1有：
81，82，83，84,86,88,90，91,92,93,95,97……
故95是適用的，故
2.2.3.1 對于Ⅰ軸和Ⅱ軸齒輪傳動組a
70,72,74,76,78,80……
故85是適用的，故
2.2.3.2 對于Ⅱ軸和Ⅲ軸齒輪傳動組b
70,72,73,75,77,78……
62,64,66,68，70……
故73是共同適用的，故
2.2.3.3 對于Ⅲ軸和Ⅳ軸齒輪傳動組c
40,47,49,51,53,55……
61,62,65,68,71,72……
故70是共同適用的，故
2.2.3.4 對于Ⅳ軸和Ⅴ軸齒輪傳動組d
100,101,102,104,106……
60,63,66,69,72,75,78……
故109是共同適用的，故
2.2.3.5 對于Ⅳ軸和Ⅴ軸齒輪傳動組e
80,,81,83,84,86,88……
80,82,85,86,87,89,90……
故90是共同適用的，故
2.2.4 轉速圖的確定
2.2.4.1 選擇電動機
這里包括主運動和進給運動電機功率的決定。在決定功率時必須考慮到機床上最嚴重的工作情況，因此就要在不同刀具，不同零件，不同加工方式的條件下比較得出在各種負荷（較輕、一般、最重）下所需的電機功率，再根據最常用的情況，既考慮能夠在負荷最重的情況下進行加工，也要考慮充分的發(fā)揮電機的效率，比較經濟合理的決定電機的功率。
在剛才上鉆孔
已知鉆孔的最大直徑D=35mm；
刀具材料——高速鋼
工件材料——碳鋼
根據上述條件由手冊中查到進給量的選擇范圍在0.27—0.54之內。
35毫米的搖臂鉆床最大進給力P=1250kg。
到此我們就可決定進給量如下：
kg
從而
由手冊中查得
選S=0.30。
求
而切削速度
式中 ——決定材料機械性能的系數；
T=35分——鉆頭的壽命。
鉆頭每分鐘的轉數
選n=200
鉆頭所耗功率按下式求出：
。
鉆頭的進給功率按下式計算：
由此可見，N與N相比相差非常懸殊，所以不考慮N之值，定。
同理可求出在鋼材上擴孔及在鑄鐵上鉆孔所需的有效功率列入表13：
有效功率確定以后就可以根據機場的效率求出電動機的功率了。
式中 ——機床的總效率
——齒輪傳動效率
a——傳動齒輪對數
——滾動軸承效率
b——由電機到滾動軸承數
K——考慮耗費在進給上功率系數
由表中查出
=0.99; a=5;
=0.995; b=17;
K=0.96。
由于變速箱須在高速情況下工作，因此還會出現一些其他損失，故采用機床的效率為：。
用高速鋼在鋼和鑄鐵上鉆擴孔時的最大功率為：
則選用電機
所以采用電機型號為Y100L2-4 ， 的電動機 。
2.2.4.2 確定傳動軸數
參考z3040并結合分析其傳動軸數為6。
2.2.4.3 確定各級轉速并繪制轉速圖
各級轉速為：
25 40 63 80 100 125 160 200 250 300 400 500 600 800 1250 2000
這6根軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ
2.2.5 繪制傳動系統(tǒng)圖
傳動系統(tǒng)圖
2.3 動力設計
2.3.1 確定各軸轉速
2.3.1.1 確定主軸的計算轉速
2.3.1.2 各傳動軸的計算轉速
I軸的計算轉速：
II軸的計算轉速：
III軸的計算轉速：
IV軸的計算轉速：
V軸的計算轉速：
VI軸的計算轉速：
2.4 齒輪的設計及其校核
2.4.1 各傳動組齒輪模數的確定
出論模數的計算是根據接觸應力計算齒輪表面層的疲勞強度，或根據彎曲應力計算齒輪的疲勞強度。
根據參考文獻可知，普通鉆床齒輪的精度等級為7級精度，材料為45鋼，正火、調正和整體淬硬。
對于直齒圓柱齒輪的模數可根據如下二式計算而選取區(qū)中較大者。
式中： N——計算齒輪傳遞的額定功率；
——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速；
——尺寬系數，常取6——10；
——計算齒輪的齒數，一般取傳動中最小齒輪的齒數；
——大齒輪與小齒輪的齒數比，；“+”用于外嚙合，“-‘用于內嚙合；
——壽命系數，；
——工作期限系數，；
齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數m和基準循環(huán)次數
——齒輪的最低轉速；
T——預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15000—20000h；
——轉速變化系數；
——功率利用系數
——材料強化系數。幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞隙縫擴展的作用
（壽命系數）的極值，
當時，則取=，當<時，取=；
2.4.1.1 a傳動組分別計算齒輪的模數
=1.13
查參考文獻表得：
0
=8
z=38
=600MPa
kW
則 mm
取m=2mm
故軸I上齒輪直徑：
故軸II上齒輪直徑：
2.4.1.2 b傳動組分別計算齒輪的模數
查參考文獻表得：
=8
z=28
=600MPa
kW
則 mm
故傳動組b的傳動模數取2.5mm
故軸II上齒輪直徑為：
故軸III上齒輪直徑為：
2.4.1.3 c傳動組分別計算齒輪的模數
=2.4
查參考文獻表得：
=8
z=20
=600MPa
kW
則 mm
故傳動組c的傳動模數取2.5mm
故軸III上齒輪直徑為：
故軸IV上齒輪直徑為：
2.4.1.4 d傳動組分別計算齒輪的模數
=1.96
查參考文獻表得：
=8
z=27
=600MPa
kW
則 mm
故傳動組d的傳動模數取3mm
故軸IV上齒輪直徑為：
故軸V上齒輪直徑為：
2.4.1.5 e傳動組分別計算齒輪的模數
查參考文獻表得：
=8
z=21
=600MPa
kW
則 mm
故傳動軸Ⅴ的傳動模數取2.5mm
故故軸V上齒輪直徑為：
故故軸V上齒輪直徑為：
2.4.2 各傳動組齒輪的校核
根據齒根彎曲強度校核齒輪有：
式（2.15）
其中----齒寬系數
-----應力校正系數
-----齒形系數
為使用系數， 為動載系數，
齒輪間載荷系數， 為齒向載荷分布系數
2.4.2.1 校核a傳動組
該組只需校核齒數為38的齒輪即可，確定各項參數
查參文獻表10-5有：
表10-2有：
根據圖10-8有：機床精度為7級精度。故
根據表10-3
根據圖10-13有
即 ：
查圖10-18有：
查圖10-20有：
即
故31.1MPa<510MPa故 滿足要求。
2.4.2.2 校核b傳動組
該組只需校核齒數為28的齒輪即可，確定各項參數
查參文獻表10-5有：
表10-2有：
根據圖10-8有：機床精度為7級精度。故
根據表10-3
根據圖10-13有
即 ：
查圖10-18有：
查圖10-20有：
即
故33MPa<510MPa故 滿足要求。
2.4.2.3 校核c傳動組
該組只需校核齒數為20的齒輪即可，確定各項參數
查參文獻表10-5有：
表10-2有：
根據圖10-8有：機床精度為7級精度。故
根據表10-3
根據圖10-13有
即 ：
查圖10-18有：
查圖10-20有：
即
故103.7MPa<510MPa故 滿足要求。
2.4.2.4 校核d傳動組
該組只需校核齒數為27的齒輪即可，確定各項參數
查參文獻表10-5有：
表10-2有：
根據圖10-8有：機床精度為7級精度。故
根據表10-3
根據圖10-13有
即 ：
查圖10-18有：
查圖10-20有：
即
故117.5MPa<510MPa故 滿足要求。
2.4.2.5 校核e傳動組
該組只需校核齒數為21的齒輪即可，確定各項參數
查參文獻表10-5有：
表10-2有：
根據圖10-8有：機床精度為7級精度。故
根據表10-3
根據圖10-13有
即 ：
查圖10-18有：
查圖10-20有：
即
故440.5MPa<510MPa故 滿足要求。
2.5 軸的設計及其校核
2.5.1 確定各軸的最小直徑
式（2.16）
P——軸傳遞的功率kw n——軸的轉速
軸的材料為45鋼，調質處理,特殊部位高頻淬硬處理。
2.5.1.1 Ⅰ軸的最小直徑
根據參考文獻表15-3有：
即：
2.5.1.2 Ⅱ軸的最小直徑
根據參考文獻表15-3有：
即：
2.5.1.3 Ⅲ軸的最小直徑
根據參考文獻表15-3有：
即：
2.5.1.4 Ⅳ軸的最小直徑
根據參考文獻表15-3有：
即：
2.5.1.5 Ⅴ軸的最小直徑
根據參考文獻表15-3有：
即：
2.5.1.6 Ⅵ軸的最小直徑
根據參考文獻表15-3有：
即：
2.5.2 Ⅰ軸的設計與校核
2.5.2.1 軸尺寸的確定
軸上兩齒輪的距離
兩齒輪的距離 取
根據參考考文獻[9]卷3有鋼制法蘭（GB/T9114-9118-2000）有法蘭厚度為11mm
⑤鍵套的厚度為7mm故Ⅰ軸的花鍵套部分直徑為 這當中
⑥一軸承根據表7-2-52有選擇6208其 兩個雙聯(lián)齒輪和軸之間用的軸承為61908其 由于其軸承內圈厚度為1.6故其軸肩高度定為1.5mm雙聯(lián)齒輪之間要用軸套，這之間有
根據參考文獻[8]有摩擦片的內徑可設計成44mm，安裝軸應比其小2-6mm即設計成 由表7-2-52有選擇軸承6008 故
圖2.7.2.1 Ⅰ軸圖
⑦
2.5.2.2 求作用在齒輪上的力
2.5.2.3 彎矩和扭矩圖
彎矩和扭矩圖
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩
總彎矩
扭矩
2.5.2.4 軸的校核
（1）按彎曲合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據上表中的數據，以及軸單項旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力：
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，有參考文獻[9]表15-1查得 因此有故安全。
（2）軸的疲勞強度
段只受到扭矩作用雖然鍵槽等引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，故無需校核，實際只需校核Ⅰ軸兩雙聯(lián)齒輪軸承套處截面兩端即可。
a截面右側：
抗彎截面系數：
抗扭矩截面系數：
截面左側的彎矩M為：
截面上的扭矩為：
截面上的彎曲應力：
截面上的扭轉切應力：
軸的材料為45鋼，調質處理由參考文獻[9]表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查得，因為 經插值后可查得
又由附圖3-1可查得軸的材料敏感系數為：
故有效應力集中系數按式（附表3-4）為：
由附圖3-2的尺寸系數，； 由附圖3-3的扭轉尺寸系數
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為;
軸未經表面強化處理，即 則按參考文獻[9]式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為：
式（2.20）
式（2.21）
又由及得碳鋼的特性系數：
取0.1
取0.05
于是計算安全系數：
式（2.22）
式（2.23）
式（2.24）
故可知安全。
b截面左側：
抗彎截面系數w按表15-4中的公式計算
過盈配合處的，由于附表3-8用插值法就出，并取，于是
得
軸按摩削加工，由附件圖3-4得表面質量系數為：
故得綜合系數為;
感覺你說的都是假的呢所以軸在截面左側安全系數為：
故該軸在截面左側強度也是足夠的，即安全。
2.5.2.5 軸剛度的驗算
①撓度的校核
根據參考文獻[10]（14）有：
式（2.25）
兩支承間的跨距
該軸的平均直徑
被驗算軸的中點合成撓度
齒輪的工作位置至較近支承點的距離
該齒輪傳遞的全功率
齒輪的模數
該傳動軸的計算轉速
故
根據參考文獻[8 ]軸的彎曲變形的應許值有：
即
即 故滿足要求
b傾角的校核
根據參考文獻[8 ]公式（16）有
即：
即
故滿足要求
2.5.3 主軸的設計與校核
2.5.3.1 軸的尺寸設計
①主軸的直徑的初選
由于主軸的最小直徑為，根據參考文獻[1]表10-6有，主電動機功率3KW有，主軸前軸頸直徑為： ，初選
后軸頸為： ，取
故前軸承選為3182121型雙列向心圓柱滾子軸承
后端用3182117
②主軸內孔直徑的選擇
根據參考文獻[2]有鉆床 故
③主軸前端懸伸量的選擇
根據參考文獻[2]表3-13有：
即
④主軸合理跨距的選擇
a求軸承剛度
主軸最大輸出轉矩：
床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%即半徑為150mm
切削力（沿y軸）：
切削力（沿x軸）：
故總作用力：
此力作用于頂在頂尖的工作上，主軸和尾架各承受一半，故主端受力為：
假設初值 即
前后支承的支反力：
根據：
式（2.26）
接觸角
滾子有效長度
作用于軸承上徑向載荷（N）
滾動體的列數和每列的滾動體數
根據參考文獻[1]表10-4有：
對于的軸承有：
即：
對于的軸承有：
即：
b求最佳跨距
即：
當量外徑：
（其中）
查線圖，計算出的與原假定的不符，可根據再計算支反力和支承剛度，再求最佳跨距。這時算出的仍接近于1.9，這個是一個迭代的過程，其很快收斂于正確值。最終算出
故：
合理的跨距的范圍為;
顯然主軸實際跨距已超過合理的跨距范圍.
① 參考同類車床其實際跨距為672mm
② 分析是否要增加中間軸承：現實主軸的實際跨距為
由參考文獻[2]圖3-35，主軸部件剛度損失超過20%，所以增加中間支承。
2.5.3.2 主軸的校核
對于一般機床的主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求.
①跨距
跨距為
②當量外徑
③主軸剛度
由于故孔對剛度的影響不能忽略，則根據參考文獻[1]
10-18有：
式（2.27）
④對于這種機床的剛度要求 由于這種機床屬于高效通用機床，主軸的剛度可根據自激振動穩(wěn)定性決定。取阻尼比；當，時，
，。這種機床要求切削穩(wěn)定性良好，取
帶入式10-14有：
式（2.28）
根據參考文獻[7]穩(wěn)定性指標的規(guī)定，工件長度：
加上卡盤共長230mm。根據式10-15有：
式（2.29）
根據10-16
可以看出，該機床主軸合格的。
2.6 軸承的選擇與校核
2.6.1 軸承的選擇
⑴Ⅰ軸上的軸承;左右兩個深溝球軸承6208 d=40 D=80 B=18
套在法蘭上的兩個滾子軸承619911 d=55 D=80 B=13
⑵Ⅱ軸上的軸承;左右兩個圓錐滾子軸承32905 d=25 D=42 T=12 C=9 B=12
⑶Ⅲ軸上的軸承;左邊：圓錐滾子軸承32006 d=30 D=55 T=17 B=16 C=14
中間：深溝球軸承6006 d=25 D=47 B=13
右邊：圓錐滾子軸承32005 d=25 D=47 T=15 B=15 C=11.5
⑷Ⅳ軸上的軸承：左邊：圓錐滾子軸承33109 d=45 D=80 T=26 B=26 C=20.5
中間：兩個深溝球軸承61809 d=45 D=68 B=12
右邊：圓錐滾子軸承32007 d=35 D=62 T=18 B=17 C=15
⑸Ⅴ軸上的軸承：左右兩個圓錐滾子軸承33109 d=45 D=80 T=26 C=20.5
⑹Ⅵ軸上的軸承;左邊：雙列向心圓柱滾子軸承 d=85 D=130 B=34
中間;圓柱滾子軸承NU1018 d=95 D=24 Fw=103
右邊：雙列向心圓柱滾子軸承3182121型 d=110 D=170 B=45
60 o角雙向推力向心球軸承2268122+ d=110 =110 D=170 =150 H=72 B=18
2.6.2 軸承的校核
Ⅰ軸上軸承的校核
表2.8支反力
載荷
水平面H
垂直面V
支反力
故:
根據參考文獻[9]表13-6有 取1.5
式（2.31）
按照參考文獻[6]6208軸承的基本額定靜載荷為29500N
故驗算軸承的壽命：
式（2.32）
故合格，所以左右兩邊的軸承都合格。
2.7 鍵的選擇與校核
2.7.1 鍵的選擇
主軸上的鍵選用普通的圓頭A型平鍵，其材料為45鋼
左邊的鍵為：
模數為上的齒輪對應的鍵為：
2.7.2 鍵的校核
模數為鍵的強度為：
式（2.33）
傳遞的轉矩
鍵與輪轂槽的接觸高度
鍵的工作長度 圓頭平鍵
軸的直徑
鍵 、軸 、輪轂三者中最弱材料的許用應力MPa
根據參考文獻[9]表6-2為在輕微沖擊下
即：
式（2.34）
故只用一個鍵即，滿足設計要求。
2.8 致謝
本文是在XXX老師精心指導和大力支持下完成的。老師以其嚴謹求實的治學態(tài)度、高度的敬業(yè)精神、兢兢業(yè)業(yè)、孜孜以求的工作作風和大膽創(chuàng)新的進取精神對我產生重要影響。他淵博的知識、開闊的視野和敏銳的思維給了我深深的啟迪。同時，在此次畢業(yè)設計過程中我也學到了許多了關于機械設計方面的知識，實驗技能有了很大的提高。
另外，我要感謝關心和幫助我的每一個老師和同學。
參考文獻
[1] 戴曙.《金屬切削機床》[M]，北京:機械工作出版社，1993
[2]黃鶴汀.《金屬切削機床設計》[M]，北京：機械工作出版社，1999
[3]孟少農.《機械加工工藝手冊》[M]，北京：機械工作出版社，1991
[4]趙如福.《金屬機械加工工藝人員手冊》[M]，上海：上?？茖W技術出
社，1990
[5]陳日曜.《金屬切削原理》[M]，北京：機械工作出版社，2002
[6]成大先.《機械設計手冊》[M]，1 ～5卷，北京：化學工業(yè)出版社，2002
[7]涂澽.《機床設計手冊》[M]，1～5卷，北京：機械工作出版社，1992
[8]曹金榜.《機床主軸變速箱設計指導》[M]，北京：機械工作出版社，1988
[9]濮良貴、紀名剛.《機械設計》[M]，北京：高等教育出版社，2001
[10]陳易.《金屬切削機床課程設計指導書》[M]，北京：機械工作出版社，1987
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