1、I本科毕业设计(论文)题目：数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 2013 年 05 月II数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计摘 要机械行业是运用数控机床最多的，很多企业为了提高自己的生产效率，常常会对机床内部结构进行多方面的改造。社会主义市场经济的发展为我国工业生产创造了条件，在现代一体化生产模式中运用了很多先进的设备。对于数控机床而言，主轴箱是其最为核心的组织结构，整个主轴箱影响着数控机床的变速情况。大部分制造企业在实行技术改造时把重点放在了主轴箱变速器上，这是调整机床运行速度的重点。在设计过程
2、中必须要对主轴箱的每个部件加以控制，这样才能确保数控机床主轴变速性能的良好。本文对主轴箱变速操纵机构的工作原理进行结构设计和计算分析，利用两个液压油缸，经拨叉带动双联滑移齿轮移动到需要的多个位置。关键字：数控机床； 主轴箱； 结构； 设计全套图纸，加 153893706IIIMechanism design of CNC horizontal boring and milling machine spindle box transmission controlAbstractMachinery industry is the use of CNC machine tools the most,
3、 a lot of enterprises to improve their production efficiency, often transform many aspects of the internal structure of machine tool. The society pays attention to the development of the market economy to create the conditions for the industrial production of our country, a lot of advanced equipment
4、 for use in the integration of modern production mode. For NC machine tool, the spindle box is the most core structure, the spindle box of CNC machine tool gear case. Most of the manufacturing enterprises in the implementation of technical transformation to focus on the main spindle box transmission
5、, which is the key to adjust the machine running speed. In the design process must each component of the headstock to control, so as to ensure the good performance of NC machine tool spindle speed.In this pear, the working principle of the headstock gear control mechanism on the analysis of the stru
6、cture design and calculation, using two hydraulic oil cylinders, the shifting fork drives a sliding duplex gear moving to a plurality of positions need.Key Words: CNC machine; machine head; structure; designIVIII目 录1 绪论 11.1 数控镗铣床的结构组成 11.2 我国卧式镗铣床的发展 21.2.1 我国卧式镗铣床的发展历史 21.2.2 我国卧式镗铣床的发展趋势 22 数控卧式镗
7、铣床变速操纵机构设计 .42.1 主轴箱变速操纵机构工作原理 42.2 主轴箱变速操纵机构中传动轴的安装 .52.3 齿轮在轴上的布置和排列 52.4 相啮合齿轮的宽度 .63 主传动系统的设计计算 73.1 电动的选取 73.1.1 选择电动机的类型 .73.1.2 转速及功率的确定 .73.1.3 联轴器的选择 73.1.4 选定各齿轮齿数 .73.1.5 转速的计算 73.1.6 各轴功率及转矩的计算 83.2 齿轮的设计 83.2.1 确定齿轮齿数的原则和要求 83.2.2 齿轮传动设计参数的选择 83.2.3 齿轮的结构设计计算 .93.3 轴的设计 .123.3.1 轴的结构设计
8、.123.3.2 轴上作用力的计算 143.3.3 轴的结构设计 .143.3.4 键的选取 .163.3.5 轴的受力分析 .163.3.6 校核轴的强度 .173.3.7 校核键连接的强度 183.3.8 校核轴承寿命 .184 箱体的设计 .20IV5 传动系统的润滑 .21总 结 .22参考文献 22致 谢 .23毕业设计（论文）知识产权声明 .25毕业设计（论文）独创性声明 261 绪论 11 绪论在车床、镗床、铣床、插、拉床、磨床、数控加工中心、齿轮加工中心、切断机床、特种加工机床、组合机床、柔性制造系统等众多机械加工设备中，镗铣床加工特点：加工过程中工件不动，让刀具移动，并使刀具
9、转动（主运动） ，在实践中具有“万能机床”的称号 1,2。镗铣床主要是刀具在工件上加工已有预制孔的机床。通常，刀具旋转为主运动，刀具或工件的移动为进给运动。它主要是用来加工高精度孔或一次定位完成多个孔的精加工，此外还可以从事与孔精加工有关的其他加工面的加工 3。1.1 数控镗铣床的结构组成如图 1.1 所示，数控机床主要由机床本体、自动换刀装置、数控转台、液压油箱、数控电柜、主轴驱动调速控制柜、机床电气柜、主轴箱润滑冷却用自动油温调节器和空气干燥器等组成。1-电动机 2-换刀机械手 3-数控柜 4-刀库 5-主轴箱 6-操作面板 7-电源柜 8-工作台 9-滑座 10-床身1 绪论 2图 1.
10、1 数控机床示意图毕业设计（论文） 3a. 机床本体。机床的本体是用来支撑机床的工作已达到加工生产目的。主要由床身和立柱组成。b. 主轴结构。主轴部件既要满足精加工精度较高的要求，又要满足粗加工时高效切削的能力。因此在旋转精度、刚度、抗振性和热变形等方面，都有很高的要求。在布局结构方面，对于具有自动换刀功能的数控镗铣床，其主轴部件除主轴、主轴轴承和传动件等一般组成部分外，还有道具自动加紧、主轴自动准停和主轴装刀口吹净等装置。c. 数控转台。数控转台可以进行任意角度定位，它的功能有两个：一是使工作台进行圆周进给运动，二是使工作台进行分度运动。d. 换刀装置。数控镗铣床为了能在工件一次装夹中完成多
11、种甚至所有加工工序，以缩减辅助时间和减少多次安装工件所引起的误差，必须具有自动换刀装置。其主要有刀库、横梁升降机构、滑座伸缩机构、手架回转机构、装刀手和卸刀手组成。e. 机床导轨。导轨主要用来支撑和引导运动部件沿一定的轨道运动。在导轨副中，运动的一方叫运动导轨，不运动的一方叫支撑导轨。运动导轨相对于支撑导轨的运动，通常是直线运动或回转运动。1.2 我国卧式镗铣床的发展1.2.1 我国卧式镗铣床的发展历史我国卧式镗床生产是在 1954 年由仿制开始的。目前已有 13 个省、一个自治区、三个直辖市的二十六个厂，卧式镗床的年产量到 1971 年，已经超过一千台。卧式镗床的品种，第一个五年计划期间，只
12、能生产主轴直径 85 毫米的卧式镗床，现在已经能生产主轴直径 63、85、125、150 等毫米的卧式镗床及主轴直径 110mm 的加大主轴直径和移动式镗床。从只能根据国外图纸生产单一产品，发展到自行设计试制并采用一定先进技术的多种产品。在无产阶级大革命中，就有 17 个厂先后设计试制了三十一种卧式镗床。其中直径 63mm 的有五种；直径 125mm 的有一种；无伸缩主轴简易卧式镗床有两种；直径 160mm 落地镗床有两种，直径 200mm 的有一种，直径 250mm 的有一种。1.2.2 我国卧式镗铣床的发展趋势毕业设计（论文）4图 1.2 卧式数控镗铣床实物图当代卧式镗铣床与落地式镗铣床技
13、术发展非常快，如图 1.2 所示，主要体现在设计理念的更新和机床运行速度及制造工艺水平有很大的提高，另一方面是机床结构变化大，新技术的应用层出不穷 4,5。卧式镗铣床的结构向高速电主轴方向发展，落地式镗铣床向滑枕式(无镗轴)结构方向发展，功能附件呈高速、多轴联动、结构型式多样化的发展态势，这将是今后一个时期技术发展的新趋势 6-8。2 数控卧式镗铣床变速操纵机构设计52 数控卧式镗铣床变速操纵机构设计2.1 主轴箱变速操纵机构工作原理主轴箱中有主轴、变速机构，操纵系统和润滑系统等。如果主轴箱与变速机构分离，则除主轴箱外还有变速箱。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够
14、的强度或刚度，噪声要低，振动要小，操纵方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本低，防尘，防漏，外型美观等。如图 2.1 和图 2.2 所示,主轴箱中采用两个液压缸，经拨叉带动两个双联滑移齿轮移动而实现主轴变速。上油缸使拨叉拨动轴右边双联滑移齿轮变速：油缸和组成的差动油缸，可以使轴左边的双联滑移齿轮获得二个位置。即当油缸2 进压力油油缸 4 回压力油时，活塞杆被推向右边，活塞杆用拨叉拨动轴上的双联滑移齿轮到左边位置；当油缸 4 进压力油 2 油缸回压力油时，拨叉拨动双联滑移齿轮移动到左边位置。图 2.1 和图 2.29,10两个图合起来反映了变速操纵机构中几个液压缸的位置及其双联滑移齿轮变速的关系
15、。图 2.1 主轴箱变速操纵机构（a）毕业设计（论文）61-活塞杆 2-油缸 3-行程开关 4-油缸 5-管接头图 2.2 主轴箱变速操纵机构（b）2.2 主轴箱变速操纵机构中传动轴的安装传动轴的轴承以深沟球轴承为主，也可用圆锥滚子轴承。前者噪声小、发热小，应用较多，后者装配方便承载能力较大，还可以承受轴向载荷，因而也有采用的，载荷较大的地方还可以采用圆柱滚子轴承 11,12。2.3 齿轮在轴上的布置和排列在变速传动组内应尽量使较小的齿轮成为滑移齿轮，使滑移省力。滑移齿轮必须使原出于啮合状态的齿轮完全脱开后，另一个齿轮才开始啮合。因此，双联滑移齿轮传动组占用的轴向长度为 B4b13,如图 2.
16、3 所示毕业设计（论文）7图 2.3 双联滑移齿轮轴向长度2.4 相啮合齿轮的宽度在一般情况下，一对相啮合的齿轮，宽度应该是相同的，但是，考虑到操纵机构的定位不可能很精准，拨叉也存在着误差和磨损，使用时往往会发生错位。这时只有部分齿宽参与工作，会使齿轮局部磨损，降低寿命。如果轴向尺寸并不要求很紧凑，可以使小齿轮比相啮合的大齿轮宽 25mm.带来的缺点是轴向尺寸将有所增加 14。3 主传动系统的设计计算83 主传动系统的设计计算3.1 电动的选取3.1.1 选择电动机的类型根据用途选用 Y 系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机，三相异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流
17、电网中，在工业上用途最为广泛，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切屑机床。3.1.2 转速及功率的确定初步选定电动机功率为 7.5kW。一般市场上最常用、供应最多的是同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 的电动机，无特殊需求不选用 3000r/min 和750r/min 的电动机，因此选择同步转速为 1500r/min 的电动机，其满载转速为1440r/min,且型号为 Y132M-4。3.1.3 联轴器的选择联轴器的选择应由工作要求决定。由于输入轴与电动机轴直接相连，并且转速高，转矩小，所以选用弹性套柱销
18、联轴器。其型号为 LT6(GB/T 4323-2002)3.1.4 选定各齿轮齿数表 3.1 所示为确定的各齿轮的齿数表 3.1 各齿轮选定的齿数编号齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿轮7齿轮8齿轮9齿轮10齿数 Z27 45 23 38 67 52 53 22 35 603.1.5 转速的计算在初步确定齿轮的齿数的情况下，计算主轴的转速。齿轮 5、6 和齿轮7、8 为两个双连齿轮并安装在同一根轴上，齿轮 2、3、4 安装在另一根轴上，齿轮 9 和齿轮 10 安装在主轴上。从电动机输出，经过齿轮传动到主轴有 4种转速，分别为：230r/min、950r/min、110r/min、450r/
19、min。轴 1 的转速是由电动直接输出的，所以转速为 1440r/min,轴 2 和轴 3 的转速是由齿轮传递的，所以3 主传动系统的设计计算9轴 2 的转速毕业设计（论文）10为 1440 27/45=864r/min，轴 3 的转速有两种分别为864 38/52=631.38r/min 和 864 23/67=296.6r/min。3.1.6 各轴功率及转矩的计算a. 功率的计算轴 1 功率为 P1=7500 0.99 0.99=7350.75W；轴 2 功率为 P2=P1 0.97 0.99=7056W；轴 3 功率为 P3=P2 0.97 0.99=6779W；主轴功率为 P0=P3
20、0.97 0.99=6510W。b. 转矩的计算轴 1 的转矩为： ；117350.954948.7TNmn轴 2 的转矩为: ；22 6.9P轴 3 有转矩有两种，分别为 102.53 和 218.25 ；Nm主轴有四种转矩，分别为 270.28 、65.44 、565.13 、138.14Nm。Nm3.2 齿轮的设计3.2.1 确定齿轮齿数的原则和要求齿轮齿数确定的原则是使齿轮结构紧凑，主轴转速误差小。具体要求如下：a. 齿轮的齿数不应过大；b. 最小齿轮的齿数要求尽可能小，对于圆柱齿轮最小齿数 ；min17Zc. 受结构限制的最小齿轮的各齿轮（尤其是最小齿轮） ，应可靠的装到轴上或进行套
21、装，齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚大于等于 2mm，以保证有足够的强度，避免出现变形、断裂。3.2.2 齿轮传动设计参数的选择a. 压力角的选择我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为=20 o，本次设计中，一对啮合直齿圆柱齿轮的压力角均取=20 o。b. 齿数的选择保持中心距 a 不变的情况下，增加齿数，除能增加重合度，改善传动平稳毕业设计（论文）11外，还可以减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，较少冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可以是 2040，小齿轮确定后，按齿数比=Z2/Z1,确定大齿轮的齿数。为了使各个相啮合
22、的齿轮相对磨损均匀，传动平稳，Z 1和 Z2 一般互为质数。3.2.3 齿轮的结构设计计算由于此次设计中涉及的齿轮过多，因此这里对齿轮 1 做详细设计分析。a. 选定齿轮类型、精度等级选用直齿圆柱齿轮传动。由于是金属切屑机床，转速较高，故选用 8 级精度（GB 10095-88） 。b. 选择材料由表查得选择小齿轮材料为 40Cr（调质处理） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质处理） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。c. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（3.1）21312.()Et dHKTZd确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt=1.
23、3；计算小齿轮传递的转矩 4117350.9549.914PTNmn选取齿宽系数 d=0.2；由表查得材料的弹性影响系数1289.EZMPa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 Hlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳极限为 Hlim2=550MPa。计算应力循环次数假定该机床可使用 20 年，每年按 300 天计算，则应力循环次数为N1=60n1jLh=60 1440 1 (2 8 300 20)=8.3 109N2=60n2jLh=60 864 1 (2 8 300 20)= 5.0 109取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90，K HN2=0.95。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%
24、，安全系数 s=1。由下式得：毕业设计（论文）121lim0.965401HNKMPas2li2 2.试算小齿轮分度圆直径 2131 2334870.189.2.25806TEtdHKZdm计算圆周速度 18.0641.6/tdnms计算齿宽 b 1.27.3dt计算齿宽与齿高比模数： 18.0643.27ttmmZ齿高： .5.25th则齿宽与齿高比为 17.63.4bh计算载荷系数根据 =6.6m/s，8 级精度，查得动载系数 Kv=1.2直齿轮 KH=KF=1，查得使用系数 KA=1.25,用插值法查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KH=1.423。由 b/h=2.37， KH
25、=1.423 查得 KF=1.35。故载荷系数K=KAKVKHKH=1.25 1.2 1 1.423=2.1345。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。231.3458.060.9ttd m计算模数 m。13.98527dZ毕业设计（论文）13d. 按齿根弯曲疲劳强度设计。弯曲强度的设计公式（3.2）132FaSdYKTmZ确定公式内的各计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ，大齿轮的弯曲疲劳极限150FEMP。2380FEMPa取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，K FN2=0.88。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，则：；10.8530.574FE Pas。2286.
26、KM计算载荷系数 K。K=KAKVKFKF=1.25 1.2 1 1.35=2.025。查取齿形系数。YFa1=2.57，Y Fa2=2.35。查取应力校正系数。YSa1=1.60，Y Sa2=1.68。计算大小齿轮的 并加以比较FaS；12.5760.13543FaS2.8.FaSY大齿轮的数值大。设计计算 41332 2.05.91.87FadYKTmmZ对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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有关。所以取模数为m1=3。因为所取的齿数为 Z1=27
27、，Z 2=45，所以分度圆直径为d1=27 3=81mm，d 2=3 45=135mm。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触毕业设计（论文）14疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。d. 几何尺寸计算计算中心距 1283510dam计算齿轮宽度b=dd1=0.2 81=16.2mm取 B2=20mm，B 1=25mm。3.3 轴的设计轴的设计是根据轴上零件的安装、定位以及主轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响机床的工作能力和轴上零件工作的可靠性还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的空难等。因此，轴的结构是轴设计中的主要内容。轴的工作能力计算指的是轴的强度，
28、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，制的工作能力指的是轴的强度。这时只要对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大细长轴，还应进行强度计算，以防止发生共振而破坏。轴的材料主要是碳钢和合金钢，钢轴的毛胚多数用轧钢制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造周最为广泛，其中最常用的是 45 号钢。我的设计中主要采用 45 号钢合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好淬火性能。因此在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴劲的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴
29、，常用合金钢。必须指出：在一般工作温度下（低于 100 摄氏度） ，各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度和耐磨性，而不是轴的弯曲强度和扭曲强度。但也应注意，在既定条件下，有时也选用强度较低的刚才，而用适当增加轴的截面面积的方法来提高轴的刚度。3.3.1 轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构设计。轴的结构设计主要决定于以下因素：轴在机器中的安装位置以及形式；轴上安装的零部件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法；载荷的性质、大小、毕业设计（论文）15方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又
30、要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时必须针对不同情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于拆装和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。下面讨论轴的设计中要解决的几个主要问题。a. 轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或径向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和径向的定位，以保证其准确的工作位置。b. 零件的轴向定位轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴段挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证的。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴肩就必然会使
31、轴的直径加大，而且轴肩处将应截面突变而引起应力集中。另外，轴肩过多时也不利于加工。因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度 h 一般取为 h=(0.07-0.1)d，d 为与零件相配合处的轴的直径，单位为 mm。滚动轴承的轴肩必须低于轴承内圈断面的高度，以便于拆卸轴承，轴肩的高度可查手册中轴承的安装尺寸。为了使零件能靠近轴肩而得到准确可靠的定位，轴肩处的过度圆角半径 r 必须小于与之相配的零件毂孔端部的圆角半径 R 或倒角 C。套筒定位结构简单，定位可靠，轴上不需开曹、钻孔或切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。如两零件间的间距较大时，不宜采用套筒定位，
32、以免增大套筒的质量及材料的用量。因套筒与轴的配合较松，如轴的转速很高时，也不宜采用套筒定位。c. 各轴段直径和长度的确定零件在轴上的定位和拆装方案确定后，轴的形状便大体确定。各轴段所需的直径与轴上的载荷大小有关，初步确定轴的直径时，还不知道支反力的作用点，不能确定弯矩的大小与分布情况，因而还不能按轴所受的具体载荷及其引起的应力来确定轴的直径。但在进行轴的结构设计方面，通常已经能求得轴所受的扭矩。因此，可按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径，将初步求出的直径作为承受扭矩的轴段的最小直径 dmin，然后再按轴上零件的装配方案和定位要求，从 dmin 处起注意确定各段轴的直径。在实际设计中，轴的直径亦
33、可凭设计者的经验去定，或参考同类机器用类比的方法确定。为了使齿轮、轴承等有配合要求的零件拆装方便，并减少配合表面的擦伤，毕业设计（论文）16在配合轴段前应采用较小的直径。为了使与轴做过盈配合的零件便于装配，相配合轴段的压入段应制出锥度；或在同一轴段的两个部位上采用不同的尺寸公差。确定各轴段的长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相邻部件间必要的空隙来确定。为了保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零部件相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 23mm。3.3.2 轴上作用力的计算a. 轴 1 上齿轮 1 的受力计算已知
34、条件，轴 1 传递的转矩 T1=48.7 ，转速为 1440r/min，齿轮 1 分度Nm圆直径 d1=81mm。齿轮 1 的作用力为 ,其方向为由力的作用点指向齿轮 1 的1206Fd转动中心。齿轮 2 的作用力与齿轮 1 的作用力大小相等方向相反。b. 轴 2 的作用计算已知条件，轴 2 传递的转矩 T2=77.98 ，转速为 864r/min，齿轮 3 的分Nm度圆直径为 d3=69mm，齿轮 4 的分度圆直径为 d4=114mm。齿轮 3 的作用力为 2360.3F齿轮 4 的作用力为 241368.TNd其方向都由力的作用点指向转动中心。3.3.3 轴的结构设计轴的结构设计计算与轴上
35、齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴连接的半联轴器的选择同步进行。并且箱体内壁宽度主要由轴的总长度确定，所以轴的结构尺寸最为关键。这里对轴 2 进行详细设计计算。已知条件，轴 2 的传递功率 P2=7056w，转速 n2=864r/min,齿轮分度圆直d2=135mm， d3=69mm，d 4=114mm，齿轮宽度b2=20mm，b 3=30mm，b 4=25mm。毕业设计（论文）17a. 选择轴的材料因为该轴主要承受的是扭矩和弯曲变形，所以选用常用的材料 45 钢，调质处理，其硬度为 217225MPa，弯曲疲劳极限为 -1=275MPa,许用弯曲应力 -1=60M
36、Pa,许用切应力 =25-45MPa。b. 初算轴径由表查得 A0=126-103 考虑到轴承受弯矩较小且受到扭矩的作用，载荷较平稳，所以 A0取较小值 A0=110，则 233min7.05612.184Pdmc.轴的结构设计（1）轴的结构构想如图 3.1 所示图 3.1 轴的结构构想图（2）轴承部件的结构设计1）轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后按轴上零件的安装顺序从 dmin处开始设计。2）轴承的选择与轴段 1 及轴段 6 的设计该轴段上安装轴承，其设计应该与轴承的选择同步进行，因为本次设计选用的是直齿圆柱齿轮，所以不考虑轴向力的存在，选用深沟球轴承，轴段 1、6上安装轴承，其直径应该
37、既便于轴承的安装又应该符合轴承内径系列，所以选用轴承 6207 进行设计计算。其内径为 d=35mm，外径为 D=72mm，宽度为B=17mm。所以 d1 和 d6 都为 35mm，且取 l6=l1=30mm。3）轴段 2 和轴段 3 的设计轴段 2 和轴段 3 上分别安装的是齿轮 2 齿轮 3 和齿轮 4，为了齿轮的安装，d3d2d1。可初步确定 d3=42mm，d 2=40mm，齿轮 2 和齿轮 3 的轮毂宽度为b2=30mm，b 3=35mm，左右两端均采用套筒定位，由于两个齿轮的直径及宽度都不较小，所以采用实心式，并且两个齿轮是紧密挨在一起的，轴段 3 上安装的是齿轮 4，齿轮 4 的
38、轮毂宽度为 b4=35mm，左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位，由于齿轮 4 和齿轮 6 啮合，齿轮 3 和齿轮 5 啮合，齿轮 5 和齿轮 6 为双联滑移齿轮，滑移的距离为 58mm。齿轮 5 是安装在齿轮 6 的轮毂上的，齿轮 6 的轮毂宽度为 70mm，所以齿轮 4 和齿轮 3 之间的总长度应大于 128mm，毕业设计（论文）18轴段 3 的长度应该大于 128-35=93mm，故取 l2=65mm，l 3=100mm。轴段 4 为轴肩，所以取 l4=4mm，d 4=46mm。轴段 5 上没有安装任何零部件，由于齿轮和齿轮 8 为双联滑移齿轮，齿轮 7 安装在齿轮 8 的轮毂上，其总体宽
39、度为 90mm，滑移距离为 42mm，所以 l590+42-4=128mm，故取l5=140mm。（3）轴上力的作用点间的距离轴承反力的作用距离轴承外圈断面的距离为 a=8.5mm。所以有图可得轴的支点及受力点间的距离为：L1=l1+ b2-a-3=30+10-8.5-3=28.5mm；L2= b2+ b3=35mm；L3= b3+l3- b4=102.5mm；L4=l5+l4+ b4+l6-a-3=175mm。123.3.4 键的选取齿轮与轴之间采用 A 型普通平键连接，键的选取是根据该段轴的直径和长度所决定的，所以选取键 12 8 56 和键 12 8 32（GB/T1096-2003 ）
40、 。3.3.5 轴的受力分析a. 轴的受力简图如图 3.2 所示图 3.2 轴的受力简图计算支撑反力 213124123318.7FLFLR N2140.R式中负号与图中所画力的方向相反。b. 画出轴的弯矩图如图 3.3 所示毕业设计（论文）19图 3.3 轴的弯矩图计算弯矩 1485.MRLNm21027.c. 画出轴的扭矩图如图 3.4 所示图 3.4 轴的扭矩图3.3.6 校核轴的强度根据所的的弯矩图和扭矩图得出，轴段 4 为危险截面，其抗弯截面系数为（3.3）2 23344 1264.72btd抗扭截面系数为（3.4）2 23344 1241374.6166btd所以 222 149.
41、53275ca MTTPaMPa 毕业设计（论文）20187.029.36064bMPaM所以该轴的设计满足要求。3.3.7 校核键连接的强度齿轮 2、3 处键连接的挤压应力为（3.5）2479801.465PTMPadhl齿轮 4 处键的强度为 23479802P adhl取键的材料为钢，而 。15pMa所以强度足够，选用的键满足要求。3.3.8 校核轴承寿命查得 Cr=25500,C0r=15200。轴承 1、2 的内部轴向力分别为10.4.8.74.SRN2203561由于此设计中所用的齿轮为直齿圆柱齿轮，所以不考虑外部轴向力。由于S2S1，故只需校核轴承 1 的寿命。由 ,查得 e=0
42、.24,因为不考虑外部轴向力，所以可以认1047.80.295rSC为外部轴向力为 Fa=0，即,故 X=1，Y=0。10FaeR则当量动载荷为（3.6）18.7raPXYR轴承在 100 摄氏度以下工作，查得 ，对于金属切削机床，查表得载荷Tf系数为 ,轴承 1的寿命为.2Pf毕业设计（论文）21（3.7）36236510084.18.713TrhPfCLnh假定该机床可以使用 20 年，每年按 300 天计算，则280960hL由于 ，故轴承寿命足够。hL4 箱体的设计224 箱体的设计变速操纵机构箱体是用以支持和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件，箱体的结构对机
43、床的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大的影响，设计时必须全面考虑。箱体按毛胚的制造方式不同可分为铸造箱体和焊接箱体，铸造箱体的材料一般多用铸铁（HT150、HT200） 。铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好，易进行切削加工，但制造周期长，质量较大，多用于成批生产。此次设计中选用铸造箱体，选用材料为 HT200。且箱体的结构尺寸如表 4.1 所示 15,16；表 4.1 箱体结构尺寸名称 尺寸（ mm）箱座壁厚 20箱盖厚度 10箱盖宽度 350轴承旁连接螺栓直径 M10箱座底凸缘厚度 20箱盖与箱座连接螺钉直径 M8连接螺栓的间距 320箱体与床身连接螺栓间距 170外
44、箱壁至轴承座端面距离 15轴承座厚度 50箱体总宽度 402箱体总高度 470箱体总长 578箱体内壁间距 338箱体于床身连接板的厚度 204 箱体的设计235 传动系统的润滑机床传动零件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩擦、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。其润滑的方式有两种，一种是浸油润滑，另一种是喷油润滑，根据本次设计的主轴箱传动机构的结构，采用喷油润滑的方式。即利用液压泵将润滑油加压，通过油嘴喷到啮合区对传动部件进行润滑。经查得，选用全损耗系统用油 17,18,其型号为 L-AN15（GB 443-1989） 。总 结22总 结数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构毕业设计任务完成
45、了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始的时候还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的细心指导，我终于顺利的完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力。使我独立分析、解决问题的能力得到强化。数控卧式镗铣床是今后机床发展的方向，数控卧式镗铣床液压缸变速能实现机床的数控变速，使机床在工作中能改变主轴转速，免除机床停车换挡，提高了加工工件的效率和精度，且液压缸控制简单，工作可靠，大大提高了数控机床的工作性能，减少了工件的装夹次数。变速操纵机构是数控机床的重要组成部分，可以说变速操纵机构的性能决定着机床的性能。通过本次设计，可以比较全面的了解数控卧式镗铣床变速操纵机构的设计方法和和参数选择方法，对数控机床的性能及在机械生产领域中的应用又有了更新的认识。
