机械机床毕业设计48改光杠键槽铣专机进给系统设计说明书

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1、0引言制造业作为我国的支柱产业，在整个国民经济中占有举足轻重的地位，2000年制 造产业占全国GDP36%，它是我国比较优势产业，是劳动密集及智力密集型产业。而 制造业的主体和基础是机床行业；2002年中国机床消费55亿美元，机床的进口已超 过31亿美元，一跃成为世界最大的消费国和全球最大的机床进国。同时加入WTO 以后，全球经济贸易的一体化，这对我国制造业的要求不断提高，各种技术壁垒已经 阻碍了我国机床行业走向国际化。如何刷新今天的被动局面，积极的应对挑战、抓住 机遇、赢得发展的契机，成为机床行业普遍面临的问题。在国外，机床改造已有较长 的历史，美国旧机床买卖组织MDMA(Machine D

2、ealers National Association)成立 已有50年。由于各国的政治、经济、科学技术的差异，机床的种类、性能、结构的 繁杂多样，使机床的改造内涵更加丰富多彩，出现了机床的翻修、改进、改装、改造、 再生、再造。机床改造在汽车、机床、内燃机、航空等行业广泛应用，并批量投入生 产。一般认为：机床改造就是：利用最新的控制装置和进给系统使旧机床获得新生再 造(Remanufacturing)是一种较高的设备改造形式，国外称这种工程技术是把老设 备“重新回到图板，以进行再设计，再制造，再鉴定的工作过程。通过全面改造设备 主体结构和控制系统，引入最新技术，使机床达到现代化设计的新机床的水

3、平，以满 足现代生产率、精度、环静和技术标准。鉴于机床改造工艺技术水平要求较高。一般 工厂用户自行改造。往往难于达到技术性能和经济效益。现代制造业的优化，除了信息化以外，还包括加工顺序的工艺优化、加工参数、 切削刀具、热处理金属成型的优化设计制造，从而实现降低成本、高效益的运作，达 到高标准、高规范的要求。本课题就是从培养我们的工程实践意识、经济意识，树立正确的生产观出发，并 结合盐城市机床厂的多年实践总结，提出这种在原有丝杠车床基础上改造成光杆键槽 铣专机。此光杆键槽铣专机是专为铣光杠键槽的光杆类零件而用，并可铣各种宽度的 键槽。设计课题涉及到课题调研报告、资料的查询、阅读有关的资料摘录，并

4、作心得， 并加工收集的资料。然后深入盐城市机床厂生产一线向使用者、设计者学习，达到充 分了解所研究的产品的成本、生产效率、新的特殊用途、新的设计理念、以及产品的 市场竞争力。具体的了解企业的现有工况，机床的外形、进给箱的大致结构，找到企 业存在的问题，并记录了如何有所改进，最后确定设计的进给系统。、以及箱体的结 构图，并进行相关零件的选型计算。由于光杆键槽铣专机具有专业化、高效化的功能。 因此是主要实现从高效节能、噪声、环保无污染角度出发。利用原丝杆车床的床脚、 床身、床鞍、丝杆进行改装设计、速度的转换功能的实现。此种机床的构造设计要求 我们具备相当强的实践知识和经济意识工进与快退的功能。具体

5、地涉及到：动力装置、 电机的选用（，优化的配置企业内部现有各种资源，真正做到资源最小化，提高产品 精度，实现了经济效益最大化的要求，更好的服务于生产和经济建设。1 进给系统总体设计方案总体设计方案包括根据课题的具体要求进行原动件的选择，传动装置和工作装置。 具体的就是进行电动机的选型,箱体的加工方法选择；设计传动方案的设置比较、确 定进给系统的各种零部件的设计顺序及其设计的基本原则。主要有各个轴的结构设计 和强度校核、刚度校核。齿轮零件的传动方案设计，强度教核，以及精度设计。还要 初步确定所选用的各种方案的有机结合，要具备相关性。1.1 机床外形结构（见图 1）主要用途是专为铣长键槽的光杠类零

6、件而用并可铣各种宽度的键槽。1.2 主要技术参数 （原始数据）床身长：2600mm丝杠螺距：12mm丝杠直径：60mm所加工的键槽宽： 6.8mm工进速度为： 237mm/min快退速度为： 2800mm/min铣刀转速： 121r/min刀盘直径：80mm主电机： 1.1kw，91.0r/min进给电机： 1.5kw，1400r/min1.3 设计方案的比较n快退时：i2 m i i in 3 2 5 w全部采用易于加工的直齿圆柱齿轮方案，方案 1 传动路线较简单，较平稳。具 有制造方便，结构简单，成本低廉，并且采用电磁离合器很容易实现速度的切换。但 存在的问题是整体结构不太紧凑。高度方向的

7、尺寸较大，易安装调试其中带传动承载 能力低。但方案考虑到用在光杆键槽铣床工作载荷运动较为合适。齿轮传动是比较高 的。传动精度也是比较高的，使用寿命较长。但是要求润条件较高另外各个齿轮在轴 上的分布相对轴承均匀。载荷沿齿宽方向分布均匀。 传动比：工进时:ni = m = i i i i i1 n 1 2 345 w方案 2（自拟方案）与方案 1 相比较结构较紧凑。更简单传动级数少，但很容易发生运动干涉现象 不易安装调试。且不易达到利用原有机床进行改造的目的。综述可知：选择方案一较为合适。综合工艺较好。易与实现。达到合理分配各级 传动比。使整个进给系统的结构制造性能最优。从而使技术人员与工艺人员的

8、有机结 合。1.4进给系统结构的运动简图：铣刀进给运动路线为：工进：电动机（1.4KW）1400r/min皮带轮3/41轴齿轮5/6电磁离合器72轴齿轮 8/93 轴齿轮 10/1 14轴齿轮12/135轴齿轮14/15丝杠螺母副16/17带动拖板及铣刀箱运动从而实现工作进给运动。快退：电动机（1。4KW） 1400r/min皮带轮3/4-1轴-电磁离合器18-3轴齿轮12/135轴齿轮14/15丝杠螺母副16/17带动拖板及铣刀箱运动从而实现铣刀快退运动2电动机的选用2.1电动机选型作为机床的运动的动力和来源。它是机床中驱动各种运动的基础，具有结构简单 工作可靠，维护方便的优点。目前较为流行

9、的直线驱动电机虽然其有较高的速度和很 高的加速度。较高的定位精度，不过本机选用旋转已满足要求。为了提高机床的响应 速度，电动机的选用带有电磁离合器。从而易于实现自动化的要求、满足工厂的实际 需要 。选用电磁离合器很容易实现远距离的操控。为满足简化机床结构、提高齿轮 箱体的传动刚度、加工精度。实现机床的高频响应动作方面的要求。最根本的作用在 原动机旋转不中断的情况下实现主动件与从动件分离、变速换向，定位。由于生产单 位通常采用三相交流电源、故通常采用三相异步交流电动机，且具有具有良好的启闭 性能。2.2其额定的功率选择初选为1.5 KW,转速选为1400r/min工作轴的速度nW电动机容量的选择

10、：正确选用电动机容量的原则是在能够胜任生产机械负载要求的前 提下，尽量选用容量小的电动机。工作装置所需功率P =0.87kww电动机的输出功率P按下式计算:0P0 kw式中为电动机轴至旋转支架的传动装置总效率。由式2;查机械设计课程设计（陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社12341993.12）表2-4,取滑块联轴器效率 =0.98,8级精度齿轮传动（油润滑）效率 =0.95, 12滚动轴承效率=0.995, 8级精度齿轮传动（油润滑）效率=0.95,则340.98 0.95 0.95 0.9952 0.8810?981.02kw因载荷平稳，且考虑到实际的工作需要，电动机的功率P选为1.5KW

11、 m2.3 确定电动机的转速对额定功率相同的电机，额定转速越高，其体积越小，造价越低。但电机是用来 拖动机械的，而生产机械的转速一般是由生产过程的要求所决定的，电动机转速越高， 减速机构的传动比就得越大，因而使机械传动部分的结构复杂，增加其造价和传动损 耗。由于本设计需要经常启动、制动和反转的生产机械，根据经验应选用转速高的电 动机。转动支架相当于工作轴，其转速为n二13.33r/min,按表2-1推荐的各传动机构 的传动比范围得:单级齿轮传动比范围i = 35 ;多级展开式圆柱齿轮减速机的传动1比范围i2 = 840;则总传动比范围应为i二 3 x 85 x 40 二 24200 n二 n

12、二(24200) x 13.33 二 3202466 r/min,所以电动 机的转速选用1400r/min.查表可知选用Y60L-L(查Y系列三相异步电机技术参数)2.4 电磁离合器的选用设计的进给系统采用了2个电磁离合器，很大程度上提高了其自动化的程度， 很容易实现动作的切换、动作和停止。大大简化了主轴箱内部结构。关于离合器其类 型很多，有通电工作的，也有失电工作的。按其传递扭矩形式可分为摩擦式离合器、 牙嵌式离合器，磁粉式离合器以及转差式离合器；按其工作条件可分为湿式离合器和 干式离合器；按其电流馈入的方式可分为有滑环离合器和无滑环离合器。选择离合器的型号规格之前，我充分了解各种离合器的动

13、作特性及其优缺点。在 选择离合器过程中最重要的因素是扭矩，扭矩表示所传递的动力，假如摩擦片数一定， 则所传递扭矩大小和离合器有效半径相对应。但在实际上，速度、温度、摩擦片的磨 损情况，污染情况都影响工作扭矩等。在设计过程中，计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和，用 T 表示计 (W K 2)NS W VRS算扭矩可用下式求出：T二r+ Lkgm13308(t -1 ) g (t -1 )mm式中Wr旋转组件的重量K旋转组件的回转半径N回转转速S工作安全系数WL-直线运动组件的重量V线性速度R变旋转运动为直线运动皮带轮的半径g9.8t机器启动所需时间tm电磁离合器吸合时间但在实际工作中,

14、很多设备的精确载荷难以计算。一般是根据输入动力确定所需 扭矩。975PSTkg.m iiN式中 P-输入功率S- 工作安全系数N- 输入转数从上式中看出，对扭矩影响最大的是安装离合器轴的回转转数。因此。一定动力 下，较高的转数对应低的扭矩，因此，在设计中尽可能将离合器装在传动链中转速较 高的位置，这通常要求离合器和电机同。在实际的工作中T可直接由输入轴传递的扭 拒确定。T=1.00275N.mm本设计中的主轴箱采用的是油润滑，所以选用的电磁式离合 器是湿式的。根据轴之间的相互关系，而且I轴的扭矩小于III轴的扭矩，经合理的论 证分析后，选择在轴上的离合器为DLYO系列离合器，其型号为DLY0-

15、10；II轴上的 扭矩大于I轴，其型号可选为DLM0-2.53 箱体结构的设计箱体的结构设计（由于是单件生产，采用钢板旱接工艺较合理，由于进给箱内要按装 零件较多，所要求的机加工精度较高，箱体类零件结构的复杂性：箱体零件上各个加 工特征的加工组成了箱体零件的加工，因此各加工特征加工链的合理组合就构成了整 个零件的工艺路线。箱体的加工质量直接影响整个机器的运转状况。因为孔作为轴的 定位支撑，箱体孔同轴度要求，是评价箱体零件十分重要一项指标 由于箱体的尺 寸较复杂3.1 加工工艺标注尺寸时既要考虑到其焊接工艺，加工工艺、形状尺寸表明箱体的壁厚、长、宽、高孔径及其深度和宽度螺纹孔的尺寸、凸缘尺寸、圆

16、角半径， 加强筋的厚度 高度、曲线的曲率半径、槽的深度和宽度、各倾斜部分的斜度等。3.2 箱体尺寸确定（见下图）箱座底面至部分高度的偏差：加工剖分式箱体时，相对于基准的位置尺寸，如孔的中心线、曲线的曲率中心位置、孔的轴线及斜度的起点等与相应基准间的距离及4 齿轮的设计计算4.1 设计原则根据工况的实际需要，齿轮具有传动效率高的特点，工作可靠、寿命长，传 动比准确、结构紧凑等优点。故皆用直齿圆柱齿轮易于加工制造。齿轮的传动采 用闭式传动，这样更能保证良好的润滑和良好的啮合精度。而且由于齿轮的尺寸 有统一的计算模式，考虑到选用用计算机编程的方法处理较方便为防止齿轮失效 故选用合适的材料为45钢。保

17、证齿根有足够的韧性；改善密封和润滑条件在油 中加入减磨添加济，保持油的清洁。提高齿面硬度，进而提高抗磨能力。且所有 的齿轮均采标准安装，化设计计算得程序4.2 基本参数得计算根据机械原理的相关知识选择，当压力角增大，能使得轮齿的齿厚和接点处 的齿廓曲率半径增大，可以提高齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。一般传动 的齿轮，压力角a = 20。；航空用的齿轮传动，压力角a选用25。由于本设计的齿 轮传动属于一般的传动，所以压力角采用a = 20。4.2.1齿轮设计计算程序（用VB编的简单的程序实现齿轮的基本参数的电算化）设计的指导思想为：建立一个人机交互的界面，当用户输入齿轮的基本参数： 模数M及

18、齿数Z,或者通过选择来驱动程序。其基本的界面如下图所示：4.2.2 源程序代码程序清单代码为Private Sub Command1_Click()m = CDbl(Text1.Text)z = CDbl(Text2.Text)a = 3.14 * (20 180)ha1 = 1 c1 = 0.25 d = m * z ha = m * ha1 hf = (ha1 + c1) * m da = d + 2 * ha df = d - 2 * hf p = 3.14 * mEnd SubPrivate Sub Command2_Click()Text1.Text = : Text2.Text =

19、 : Text3.Text = : Text4.Text = : Text5.Text = : Text6.Tex=Text7.Text = : Text8.Text = End SubPrivate Sub Label3_Cl()End SubText3.Text = CStr(d)End SubEnd SubPrivate Sub Text4_Change()Text4.Text = CStr(da)End SubPrivate Sub Text5_Change()Text5.Text = (df)End SubPrivate Sub Text6_Change()Text6.Text =

20、CStr(ha)End SubPrivate Sub Text7_Change()Text7.Text = CStr(hf)EndPrivate Sub Text8_Change()Text8.Text = CStr(p)End Sub运算的结果演示为:当在输入框输入齿轮的摸数和齿数.然后按运行按扭即可立即显示结果.列如输入Z=18,M=3时的运算结果：其余齿轮运算得结果：齿轮10 4 齿轮117 m=3,z=72d=54mm,da=60mm,df=46.5mm,ha=3,hf二p=9.42mm,s=4.71齿 轮 122齿 轮 116m=3,z=35d=105mm,da=111mm,df=9

21、7.5mm,hf=3.75mmp=9.42mm, s=4.71齿 轮 1 1 0 齿 轮 1 1 1 m=3,z=26d=78,da=84mm,df=70.5mm,ha=3,hf=3.75mmp=9.42mm, s=4.714.3齿轮的传动设计4.3.1 设计的原则对于闭式传动的齿轮，因材料采用4 5属软齿面齿轮传动，其失效形式主要为点 蚀失效所以其设计的原则为：要按再按齿面接触疲劳强度设计，齿根弯曲疲劳强度校 核齿轮传动是机械传动中最重要、应用最广泛的一种传动。其主要的优点是：传动 效率高，工作可靠，寿命长，传动比准确，结构紧凑。其主要缺点是：制造精度要求 高，制造费用大，精度低时振动和噪声

22、比较大，不适宜用于传动距离较大的传动。齿 轮传动分为开式和闭式齿轮传动。开式齿轮传动，齿轮完全外露，容易落入灰砂和杂 物，不能保证良好的润滑，所以轮齿容易磨损，多用于低速、不重要的场合。闭式齿 轮传动，其齿轮和轴承完全封闭在箱体内，能保证良好的润滑和较好的啮合精度，应 用广泛。本设计采用闭式齿轮传动。齿轮传动既要传动平稳，又要承载能力强、寿命 长，因此设计时应该从满足承载能力出发 ，选定合适的材料，确定齿轮的几何尺寸、 合理的结构和良好的工艺性。齿轮传动的失效主要是轮齿折断和齿面损伤，选择齿轮材料时，应使齿面有足够 的硬度和耐磨性，用以抵抗齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形，而且应有足够的弯曲 强

23、度，以抵抗齿根折断。因此，对齿轮材料的基本要求是：齿面要硬、齿心要韧。另 外，齿轮材料还应有良好的加工和热处理工艺性。本设计根据齿轮的传动要求特点和 传动环境，材料选用 45 钢，其锻造毛坯经过常化（正火）或调质处理后切齿即为成 品，精度一般为 8 级，精切时可达 7 级。本设计选用这种齿轮的原因是这种齿轮加工，常用于般要中速齿轮的选材：由于材料45材料的齿轮加工方便，成本低、生产的效率高，能满足这 种中载的要求。432许用应力的计算i设计结果1.齿轮的材料、精度和齿数选择因传递功率不材料均选HT250大，转速不咼，并根据要求工作平稳、闭式传动材料根据机械设计表7-1选取都采用4 5切制成。齿

24、轮精度用8级，硬齿表面粗糙度为Ra1.6精度8级 齿面粗糙度开式传动的齿轮，主要失效形式是齿面磨损而导Ra1.6致的轮齿折断。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，去Z1=18，贝V, Z2=iZ1=4X18=722.设计计算Z1=18Z2=72(1)设计准则 按齿根弯曲疲劳强度设计(2)按齿面弯曲疲劳强度设计，由式2 KTT 1.07 x 105 N mmG 二Y Y Q 1F 0 Z 2 m 3 Fs FP1 02T = 9.55 x 106 = 9.55 x 106 xN mmin1400/3=1.58 x 105N mm由图7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为c= 160 MPac= 120 M

25、Pa应力循环次数N由式(7-3)计算N = 60nat = 60 x 50.3 x (24 x 300 x 10)c 160 MPaF 1lim1=2.17 x 108c 120 MPaF 2 limN 2.17 x 10 “N18/ .厶T*xiU 7则 2卩3N 2.17 x 1081N 7.24 x 1072由图7-9查得弯曲疲劳寿命系数Y 1Y 1N1N 2由表7-2查得弯曲疲劳安全系数Sfmin = 1.4又Yst = 2. 试选 K = L3由式(7-2)求许用弯曲应力Y 1N1. cY ”160 x 2Y 11 c1 F1 lim si YN 2F1SN11.4S1.4F min

26、F min229MPaY 2.0STK 1.3tn aY 120 X 2.Q F 2lim ST Y X 1F 2SN 21.4F min171MPa2 kt g Y Y Q 又F1 e Z 2 m 3 FS1 eF1又d 11g 2KT1Y Y 31 FS 2 &则1 讪DZ1 G F 1i2 x 1.43 x 1.56 x 105 x 4.2 x 0.7 30.6 x 352 x 229u 2.1mmi12 K Y Ym iT1 FS 2 g2 e z 2g d 2F 2i2 x 1.43 x 1.56 x 105 x 4.2 x 0.7 30.6 x 1402 x 1710.9mm根据表

27、7-6模数系列 取 m 3mmG 229MPaF1g 171MPaF 2e 0.6dY 4.2Fs 1Y 4.0Fs 2Y 0.7m 3mm4.4齿轮的精度设计4.4.1 选择的原则兀 dn. ,由于该齿轮是铳床中主轴箱转速较高的齿轮，v = 60 x 1000 = 4-06m /s中主要要求是传动平稳精度，故首先考虑第II公差组的精度等级，据圆周速度又由于对噪声要求不高，因此可选定第II公差组的精度等级为7级。由于第I差组比 第II公差组低一级，选8级根据第III公差精度不低于第II公差组，故亦选为7级所以 最终选定的齿轮为8-7-74.4.2 误差检验组的选择及其公差值得确定该齿轮属中等精

28、度,且为单件小批量生产量生产,采用便于批量测量的见检验组,查表12-3选定、年、印、F组成检验方案。根据di = mzi = 3 x 18 = 54mm及 b1二12mm，查表12-13、表12-14、表12-15,可得公差值：第I公差组卩：=63帥，Fw =40呵第II公差组 厂=20师第III公差组 F =11师4.4.3 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号(1)计算齿轮副的最小极限侧隙jnmin由表12-10按喷油润滑和V=3m/s查得j = 0.01m - 0.01 x 3 = 0.030mmn1n由式得jn2 = 2a(tt1At1 _a2At2)Sinak根据齿轮的材料，铸铁的线

29、性膨胀系数为a = 1.5 x 10 - 6 / C传动中心距 a=135mmj = 2 x 135 x 111.5 x(80 - 20)- 0x 10 -6 sin 20mm n2=0.031mm所以j=(0.030 + 0.031)mm = 0.061mmn min(2)确定齿厚极限偏差代号1)齿厚上偏差ssf tan aanj2 + f 2 + 2.104 F+ n minblb2卩2cos an式中化前面已查得F厂11卩m;fpb由表1214按7级查得pb1 = 13 m(d = 54mm)=16 卩 mpb 2d = 216 mm)(2由表12-17按a = 218.75mm ,7级

30、精度查得fa = 27卩m，所以E=-ss36 x tan20+ 119 +心+ + 2104 x112cos20由表12-14查得fpt =14卩m则总q-414pt由表12-9查得齿厚上偏差代号为F,因此E = -4 f = -4 x 14 |Lim = -102 pm = -0.056 pmsspt2) 齿厚下偏差j由式可知TS = 2tanaFr2 + b；查表12-13, 8级精度F = 45pm 杳表 12-11 b = 1.26IT9 = 1.26x74pm = 93pm所以T = 2x tan 20. 452 + 932 pm q 75pms由式得Er = E Tr = ( 5

31、6 75 m =131 pm siss s=-131E131片并=q 9.4f14pt由表 12-9 查得齿厚下偏差代号为 J ,因此E =10 f =10 x 14 = 224pmT = E E =1 56 ( 140H= 84 pm s ss si至此，小齿轮的精度为:8-7-7FJ GB10095-884.4.4 确定齿胚公差及表面粗糙度d C1003罟挣齿轮的材料45钢= 16 mm其中P =1 x 0.95 x 0.9952 x 0.98 = 0.94KJ整取d= 30mm就可满足强度要求.齿轮内孔是加工及安装的定位基准,对7级精度的齿轮,由表12-18查得:内孔尺寸公差IT7,内孔

32、直径30 mm,偏差按基孔制H选取，即孔30加021。内孔的形状公差按7级定位端面的端面圆跳动公差由表1 2- 1 9查得为0.0 1 8mm 。齿轮圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准,故其公差选为IT11（见表12-19 的注）,顶圆直径da1 = d1 + 2 X ha *m = 54 + 2 X 1X 23 = 60mm，偏差按基准轴h选取，即 6000.190。齿轮表面粗糙度按7级查表12-20,各表面粗糙度Ra，分别为:齿面Ra = 1.6 pm 内孔为Ra =16 pm,基准端面Ra =32 p m ，齿根圆Ra =63。4.4.5 公法线平均长度极限偏差的换算公法线的公称

33、长度W及其跨齿数k,可从机械设计有关手册查得或按式(12-7)和式 (12-8)求得。W 二 m1.476(2k -1)+ 0.014zj其中k =+ 0.5沁49贝IW = 3 x 1.476 x(2 x 3 -1)+ 0.014 x 18nm = 22.476mm该齿轮为中模数齿轮, 控制侧隙的指标易采用公法线平法向模数III3齿数Z18啬形角a20*齿顶咼系数ha1径向变位系数X0跨齿数K3為匡度俯差W K22.476 乌驚Uil cl精度等级8-7-7 FJGB10095-88宙鮭刷中匕距1350.027配对齿轮图号 117齿城7P公差组宦脸点且代号IFW0.040确定齿轮的精度等级(

34、见上图_由于该齿轮是传动装置中速 先考虑第I公差组精度等级均长度极限偏差EWms EWmi按换算式(12-20)式(12-21)式E 二 E cosa 0.72F sin aWms ss nr n(12-22)二56 x cos20 0.72 x 45 x sin 20 二 63.7pmE 二 E cos a 0.72F sin aWmi sinrn二一140 x cos 20 0.72 x 45 x sin 20 二 120.5 pm=T cosa 1.44F sin as n r nTWn二 84 x cos20 1.44 x 45 x sin 20 二 56.8 pm根据以上方法可以求其

35、余的大齿轮的精度为(1) 8-7-7FJ GB10095-88)度较低的齿轮，由于该设计需要传动平稳性的精度，故首。据圆周速度确定齿轮的精度等级兀 x53.33 x 0.0875n = 53.33 r/min,则 v =Knd /60 = 0.24m/s1 60由表12-6、表12-7可见，在W3m/s速度分段中，速度较低，噪声要求中等，因此可 选定第第II公差组为7级。由于该齿轮对传递运动的准确性要求不高，可比第II公差 组精度降低一些，故第公差组选定为 8 级。动力齿轮对齿面载荷分布均匀性有一定要 求，第III公差组精度一般不低于第II公差组，故亦定为7级。所以最后选定小齿轮精度 为:8-

36、7-7。其它结果参照图纸就可知5 轴与花键轴的设计可知，轴受到转矩作用时，5.1 轴的最小直径得计算由于轴是组成机床进给系统的重要零件之一。其强度条件为：PT 9.55 x 106 -tT = liT lioWT0.2d 3写成设计公式，轴的直径为：,9.55 x 106 P d n tTrT式中：T-轴所传递的扭矩，单位为N .mmWT-抗扭截面系数，单位为mmC-由轴的材料和承载情况所确定的常数，查表10-2P-轴所传递的功率，单位为Kwn-轴的转速，单位为r/mintt-许用切应力，单位为Mpa,查表10-2由表选取C=106P取与刀具切削功率相等的值，即P=2.04Kw轴的转速n=90

37、r/min 将数值代入公式，容易得到：,9.55 x 106 P d n XTtT1103x1.47 x 0.98V 1400/3一 16mm因为轴上开有键槽，轴径应按计算值加大 3%计算，所以d29.9(l+3%)30.4mm圆整取值得 d=30mm5.2 轴的结构分析及轴上零件的固定为了便于轴上零件的装拆，常将轴做成阶梯形状，因在本设计中主轴只需传递运动，且根据轴上所装的零件特点，可以将轴的主要部分做成等直径轴；但在装轴承处 的轴颈需要按照轴承标准配合进行选取，并且要求有较高的加工精度和表面粗糙度； 轴上装齿轮处留有键槽，键槽的尺寸查表画出。轴的设计还必须考虑轴上零件的固定，齿轮用开槽锥端

38、紧定螺钉和轴用钢丝挡圈 作轴向固定，开槽锥端紧定螺钉和轴用钢丝挡圈的尺寸按国标查出；用平键做圆周方 向上的固定，其尺寸按国标查表；轴承在轴向的固定通过箱体上的铸造结构代替轴肩 来实现，在圆周上的固定是靠内圈与轴之间的配合来实现。选择轴的材料,应该考虑下列因素（1）轴的强度、刚度以及耐磨性要求 （2）热处 理的方法；（3）材料来源；（4）材料的加工工艺性；（5）材料价格等 轴的材料常用的有碳素结构钢、合金结构钢和球墨铸铁 其中碳素结构钢 具有较好的综合力学性能，尤以45 钢最为常用，本设计就是采用45 钢，为了提高 其力学性能，通常进行调质处其主要的功能支撑回转类零件齿轮、带轮、链轮、等，并传递

39、运动和动力。1:轴的材料的选择考虑到轴的强度要求和热处理的方法及材料的加工工艺价格因素等。选用具有较好得力学性能的452：初估轴的直径设计轴时，往往先从粗略估算轴的直径开始，并以此作为设计依据。根据扭 转强度条件粗略计算轴的直径是常用的计算方法，设计时只考虑轴在转矩作用下 所受到的切应力，而采用降低许用应力的方法适当地考虑弯曲应力的影响，这种 方法可以作为主轴和不太重要的轴的最终强度计算方法。由材料力学可知，轴受到转矩作用时，其强度条件为：P9.55 x 106 tT = 一 = 110 x= 16mm498因为轴上开有键槽，轴径应按计算值加大 3%计算，所以d29.9(l+3%)30.4mm

40、圆整取值得 d=30mm5.3 轴(花键轴)的结构分析及其上零件的固定安装为了轴上零件便于的装拆，常将轴做成阶梯形状，又因在该设计中各轴只需作 为传递运动而不用做传递动力传，且根据轴上所装的零件的结构特点，可以将轴的 主要部分做成等直径轴；但在装轴承处的轴颈需要按照轴承标准配合进行选取，并 且要求有较高的加工精度和表面粗糙度；轴上装齿轮处留有键槽，键槽的尺寸查表画出。轴的设计还必须考虑轴上零件的固定，齿轮用开槽锥端紧定螺钉和轴用弹性挡 圈作轴向固定，开槽锥端紧定螺钉和轴用弹性挡圈的尺寸根据手册查出查出；用平 键做圆周方向上的固定，其尺寸按国标查表；轴承在轴向的固定通过箱体上的铸造 结构代替轴肩

41、来实现，在圆周上的固定是靠内圈与轴之间的配合来实现。选择轴的材料,应该考虑下列因素（1）轴的强度、刚度以及耐磨性要求 （2）热 处理的方法；（3）材料来源；（4）材料的加工工艺性；（5）材料价格等轴的材料常用的有碳素结构钢、合金结构钢和球墨铸铁 其中碳素结构钢 具有较好的综合力学性能，尤以45 钢最为常用，本设计就是采用45 钢，为了提高 其力学性能，通常进行调质处理或者正火处理。5.4 轴的强度校核轴的结构设计确定了轴的结构形状和尺寸，为了进行轴的强度计算，需要将轴的 实际受力情况简化成计算简图，即建立力学模型。（1）齿轮传给轴的分散力，在一般计算中，简化为集中力，并作用在轮缘宽度的中点，这

42、种简化，一般偏于安全。（2）作用在轴上的转矩，在一般的计算中，简化为从传动件轮毂的中点算起的转矩。（3）周的支承反力的作用点随轴承的类型和布置方式而异。简化后，将双支点轴当作受集中力载荷的简支梁进行计算。具体的计算是根据轴的疲劳强度安全系数的较核计算，对于一些重要的轴，要进 行疲劳强度的计算。该方法考虑了影响疲劳强度的各个因素，如应力变化特征、应力 集中、表面质量、尺寸等。因此，该方法是一种精确的方法。轴的疲劳强度的校核计 算，是对轴的危险剖面的疲劳强度安全系数进行的校核计算。危险剖面是指发生破坏 可能性最大的剖面。但是，在具体校核计算之前，有时很难确定哪个剖面是危险剖面。 因为影响轴的疲劳强

43、度的因素很多，弯矩和转矩最大的剖面不一定就是危险剖面，而 弯矩和转矩不是最大的剖面，因其直径小，应力集中严重，却有可能是危险剖面。在计算前无法准确确定危险剖面的情况下，就必须对可能的危险剖面都进行校核。校核危险剖面疲劳强度安全系数的公式为s二型川I、；So 2 + St 2其中在弯矩作用下和在转矩的作用下的安全系数分别为Pe a-1+申GGmt-1KtR +TPeT mTS - 计算安全系数：S - 只考虑弯矩时的安全系数；GS - 只考虑转矩时的安全系数；TG T -对称循环应力时试件材料的弯曲、扭剪疲劳极限（见表10 - 1）;-1 -1K ,K -弯曲、扭剪时的有效集中系数（见附表1 0

44、 - 1至表1 0 - 3） ；Ge ,e -弯曲、扭剪时的绝对尺寸系数（见附表10-4）；G申,申-弯曲、扭剪时平均应力折算为应力幅的等效系数（见表10 1）;GG ,-弯曲、扭剪的平均应力；mmG ,-弯曲、扭剪的应力幅；aaP -表面质量系数（见附表10-5至表10-7）；S-许用疲劳强度安全系数（见表10-6）面对具体的矩形花键轴轴进行强度校核根据设计的要求属静联接即：ZhldGp140076Q75 x 18 x 玄1 x 28=833.7mp Va1) 画出轴的受力简图，并进行轮齿受力计算F =tF = F tan artT -齿轮传递的扭矩，单位为N-mm1式中d -标准齿轮传动为

45、分度圆直径，单位为mm1a-啮合角，标准齿轮传动为分度圆的压力角，单位为(。)2 x 10027518 x 3= 3373 NF = 3373 x tan 20。= 1227.67Nr画出弯矩图(f)转矩 T = 3373 x 18 x 3 = 91071N - mm由表 10-1 查得 L Lin = 60 MPa, t = 100 MPa-1 b0 b 60 06 a = -b = 0.6ITT 1000b在 a - a 截面左侧 W = 0.1d3 -勿(d -广2)= 0.1 x 303 - 8 x 25(30 - 3.32)= 2636.3mm3 2d2x30M2 + (aT)2 =

46、 16.7MPa .在 b b 左侧 W = 0.1d3 = 0.1 x 303 = 2700mm3型土空二 i6.3MPal - 28M = M 2= 309398N - mm 3b a 102(6)轴的疲劳强度安全系数校核由表 10-1 查得c 二 650MPa,cB=300MPa,T =155MPa,-1-1甲=0.2,甲=0.1cT在截面左侧 W = 0.2d3 - bt(d -t2)= 5086mm3T2 d由附表 10-1 查得 K = 1, K -1.63 cT由附表10-4查得绝对尺寸系数8 = 0.81,8 = 0.76轴经过磨削加工，有附表查得表面cT质量系数0 = 1贝V

47、：弯曲应力 c = M = 426467 = 16.1MPa b W 26363应力幅 c =c = 16.1MPaab平均应力c = 0m切应力T =空竺=19.24 MPa2700T=-t = 9.62 MPa2安全系数S =L =300 = 15.09c K 1c +Q cX 16.108 a c m 1 X 0.81TS 二 二-155二 7.18+ p t1X 9.62 + 0.1 X 9.62p G m 1 X 0.76TSS15.09 X 7.18S = , G t = .= 6.48:S 2 + S 215.092 + 7.1827 GT由表10-6查得许用安全系数k= 1.3

48、-1.5，显然此截面是安全的在截面的右侧抗弯截面系数 W = 0.1d 3 = 0.1 X 303 = 2700mm 3抗扭截面系数 W 二 0.2d3 二 0.2 x 303 二 5400mm3t由 M 二 20576N -mm 所以弯曲应力g = Mb = 20576 = 932MPa bb W 2700g =g 二 9O32MPa, g 二 0a bm切应力T1004765400二 18.6 MPaT亠=9.3MPa2.63查简明机械设计手册手册得过盈配合引起的有效应力集中系数KGK = 1.89 又 8 = 0.81, & = 0.76 以及 B = 1,甲=0.2,甲=0.1GTGG

49、K j+q G |j8G mG3002.630.81 x 1X11.46二 8.06T-1KT-pT155=2.571 89x 17.3 + 0.1 x 17.31 x 0.76SGTf6 X 2.57= 2.45截面右侧椒是安全的S 2 + s 2 v 8.062 + 2.572在截面左侧 W = 0.2d 3 = 0.2 X 303 = 5400mm 3TM 30.8截面左右侧的弯矩和扭距相同，弯曲应力g = b = 11.4MPab W 5400G = G = 11.4Pa,G = 0a bmT 1004765切应力 t = 18.60 PaT W 5400TT =TamT=-t = 9

50、.3Pa2查得圆角引起的有效应力集中系数K = 1.48, K = 1.36 G得绝对尺寸系数& = 0.83,& = 0.78,又P = 1,e = 0.2,申=0.1GKd+e G p GG300=14.761.48x 11.41 x 0.83T-1Kt+ X pT mG1.55=5.451 Q ZTX 17.3 + 0.1 X 17.31 x 0.78c S S14.76X5.45_ .S o 5.11:S 2 + St 214.762 + 5.452显然在此截面的左侧安全以上的计算表明:轴的弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的轴的强度校核还应该考虑键槽处的强度：根据公式o d 兰0 1p

51、lk dlk p式中下面进行具体的校核：o 100476 X 2 64.46MPap 30 x （25 - 8） x 80由表10-8查得o范围为100-200MPapp经过计算，显然花键与键槽处的强度满足要求5.5 轴的刚度校核机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形又很小，因此决定主轴 结构尺寸的主要尺寸是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度的验算。 通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。以弯曲变形为主的机床主轴（如车床、铣床），需要进行弯曲刚度校核；以扭转 变形为主的机床主轴（如钻床），需要进行扭转刚度计算。当前主轴组件刚度计算的方法很多，而且属于近似的计算，

52、刚度的允许值也做规 定。考虑动态因素的计算方法，如根据不产生切削振颤条件来确定主轴组件刚度，计 算较为复杂，对于本设计，仍然采用静态计算法，计算的过程大大简化，而且与实际 相比较，误差不是很大，在允许的范围之内。主轴组件的弯曲刚度的计算内容主要有两项：其一，计算主轴前支承处的变形转角0,是否满足轴承正常工作的要求；其二, 计算主轴悬伸处的变形位移y,是否满足加工精度的要求。（1） 主轴前支承处转角的校核13EI机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支承处的转角有可能超过允许值，所 以应该校核此处的转角。因为主轴后支承处的变形转角一般较小，可以不计算。FL - 0.5Qbc(l + -) - M

53、L + ML aL A_ 13EIF L(1 - e) - 0.5Qbc(1 + -) + ML(1 - e) aL式中F-主轴传递全功率时，作用与主轴端部的当量切削力（N）；Q-主轴传递全功率时，作用与主轴上的传动力（N ）；M-轴向切削力引起的力偶矩（N.cm），若轴向切削力较小（如车床、磨床）;M -主轴前支承的反力矩（ N.cm ）；Ae -支承的反力矩系数；a-主轴悬伸量（cm）L.b.c-主轴有关尺寸（cm）；E-主轴材料的弹性模量（MPa），钢材E = 2x 107MPa ;I-主轴支承段的惯性矩（cm4），1 = 64（D4 -d4）D-主轴当量外径（cm），初步计算时，取为前

54、后轴颈的平均值d-主轴孔径（cm ）；对于本设计，作用力不在同一平面内，因此要将力投影在两个相互垂直的平面内，如（ x-x，y-y 平面）然后按照上述公式进行计算，求出各平面内的主轴前支承处转角0 ,0。最后用下式进行计算，从而求出前支承处的总转角0xy0 = -0 2 +0 2xy兀兀对于 x 方向：E = 2x 107MPaI =（D4 一d4） = x354 = 5763mm46464Fa = 7902NQ = 3561NL = 170mmb =c =85mmM = 186954N / mm 4a = 60mm将以知数值代如公式，经计算得到0 = 0.00078radx兀兀对于 y 万向

55、：E = 2x 107MPaI =（D4 d4） = x354 = 73624mm46464Fa = 7902NQ =1192NM =186954N /mm4L = 200mmb = c = 85mma=60mm将以知数值代如公式， 经计算得到0 = 0.00042 rady所以总的转角0 = .0 2 +0 2 =0.000782 + 0.000422 = 0.0005radxy得到的转角不应大于允许值0= O.OOlrad,根据上面的计算结果可知，轴的刚度满足要求6 轴承的设计和润滑本机床均采用深沟球轴承，具有摩擦阻力小、效率高、启动容易、润滑简便的 优点。其中在几个齿轮上为结构的需要，进

56、行轴承内外圈的轴向固定要装上止动 垫圈。经实际的需要和实际的受力分析校核所选的轴承达到其寿命的要求。分配箱中的轴承常用分配箱内用于润滑齿轮的油来润滑，分配箱中只要有一 个浸油齿轮的圆周速度1.52m/s,就可以采用飞溅润滑.此时，飞溅的油可以 形成油雾并能直接进入轴承室。有时由于圆周速度尚不够大或油的粘度较大，不 容易形成油雾，此时为使润滑可靠，常常在箱座的结合面上制造出输油沟，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。对于本设计，油的 粘度完全可以满足飞溅润滑，能够达到减小摩擦和磨损同时起到了散热、吸振、 降低噪声和防锈作用。7 结论所阐述的利用原车床进行改光杠键槽铣专机，

57、首先具备它的工程背景，尤其是目 前机械行业整体进行设备更新、大批的陈旧机床面临淘汰，但这对于中小型企业由于 其经济实力还很难承受。因此进行对原有的旧的机床进行改造是比较好的过渡。这样 就有效的整合了企业内部的有限资源。来达到低成本的运作。经改造成的光杠键槽铣 专机，大大提高了其专业化程度，提高了产品的精度和质量。可以节约企业的成本缩 短产品的设计开发周期，提高设计的质量。进而带来可观的社会经济效益。符合当前 的机械行业 处于市场经济的背景下。具有广阔的市场前景，和很强的现实指导意义。 但是它要求技术人员要有相当实践经验和十分熟悉床子的结构特点、改装产品的性能 要求。从一定意义上对技术工人和设计人员具有较高的要求；而且这种改装设计无相 同的模板来参照具有探索性和挑战性，要求设计人员必须和工艺人员密切结合才能完 成。因此说对企业的技术力量有较高的要求。致谢在此非常感谢沙爱民老师近三个月的精心指导使我们的整个毕业设计能够顺 利进行。给我们指出了许多错误和解答了疑难问题。毕业设计作为四年大学学习的 总结归纳、进行设计科学教育、强化工程意识、进行工程基本训练、提高工程实践 能力的重要培养阶段、是培养我们优良的思维品质。进