毕业设计论文-镗削动力头及主轴组件设计

毕业设计论文-镗削动力头及主轴组件设计内容摘要：

P 代入式 3— 1得： 2 1 2 3 d mm 确定 主 轴前轴颈 查《机械制造装备》 P118 页表 2— 5，如下表 3— 4： 表 3— 4 主轴前轴颈的直径 功率 机床 ～ ～ ～ ～ 11 11～ ～ 车床 60～ 90 70～ 105 95～ 130 110～ 145 140～ 165 150～ 190 由于镗床主轴与车床主轴机构类似，电机的功率为 ，根据上表选择 d4 为 : d4 =50mm 确定 主轴后轴颈 根据 经验公式 d8 ≈（ ～ ） d4 （ 3— 2） d8 ≈ 35mm 确定 主轴内孔 为了减轻主轴重量、能够通过拉杆、冷却管等主轴内孔直径的大小在满足主轴刚度的前提下尽量取大值，但一般应保证 dD D2 =50 = 为满足足够的强度 D2 取： D2 =20mm 主轴前端 尺寸的确定 该专用组合机床镗削的孔径不大，用主轴莫氏锥孔作为镗刀杆的定位面，并且便于装夹，通用性也很强。 查 《 金属切削机床设计简明手册 》 7 P52 页表 1— 48 主轴端部尺寸 ， 详 如下表 3— 5： 四川理工学院毕业设计（镗削动力头及操作装置设计） 14 图 3— 2 主轴端部 表 3— 5 镗床主轴端部尺寸（ GB2814— 89） 1D D d b L 1L 2L r 32 55 20 153 109 33 3 主轴各具体尺寸的确定 根据主轴组件具体 安装尺寸要求，主轴各尺寸确定如下表： 表 3— 6 主轴尺寸 1D 2D 1d 2d 3d 4d 5d 6d 7d Md 32 20 55 60 55 50 45 40 35 46 1l 2l 3l 4l 5l 6l 7l ` 8l 9l 153 12 5 48 406 64 28 第四章 齿轮设计 此机床为使结构紧凑、便于力传递，变速箱和主轴箱设计为一整体。 为将变速箱的力准确的传递给机床主轴，在此选用齿轮传递。 12u ＝12nn ＝ 125180 ＝ ＝  13u ＝13nn ＝ 125250 ＝ 2＝ 2 14u ＝14nn ＝ 125355 ＝ ＝ 3 15u ＝15nn ＝ 125500 ＝ 4＝ 4 四川理工学院毕业设计（镗削动力头及操作装置设计） 15 16u ＝16nn ＝ 125710 ＝ ＝ 5 确定齿轮的齿数 通过对上式进行分析可以看出，传动比 u 与公比  始终有整次方的关系，同时考虑到机床上各零件加工的方便，在这里我们取机床上各传动齿轮的模数相同。 通过查《金属切削机床设计》 P61 页表 得到齿轮齿数分别为： 表 4— 1 齿轮齿数表 1Z 2Z 3Z 4Z 5Z 6Z 7Z 21 39 25 35 30 30 20 8Z 9Z 10Z 11Z 12Z 13Z 14Z 40 35 25 20 40 44 44 所以， 主轴上齿轮齿数 Z14 =44。 计算齿轮的宽度 对整个传动系统示意图进行分析，可以看出轴 IV 上 12z 齿轮所承受的力最大。 故在确定齿轮的宽度时，暂时以此齿轮进行设计计算。 644  npM （ 4— 1） ＝  ＝ 174200 查《机械设计》教材 P222 表 由于我们设计的齿轮采用硬齿面，故取齿宽系数 d。 又已知齿轮材料为 45 钢调质处理，硬度为 229HB— 286HB，在此我们取平均硬度240HB。 查《机械设计》教材 P223 图 (c) 45 调质钢接触疲劳极限 580lim H mpa。 初步计算齿轮的接触应力： lim[ ]  （ 4— 2） 公式出处 —— 《机 械设计》 P226页式。 580 522   mpa 初步计算齿轮的直径： 3lim4 1][12 uuMAdHddz  （ 4— 3） 四川理工学院毕业设计（镗削动力头及操作装置设计） 16 查《机械设计》教材 P227 表 取 dA ＝ 85。 把以上各个参数代入式 4— 3 可得： 3 2 2 125 2 1 7 4 2 0 08512 zd ＝ 120 mm 齿宽 12zdbd （ 4— 4） 120 36   mm 通过分析，变速箱的所有齿宽都取 35mm。 综合所设计机床的特性，在此统一 取齿宽主要是为了方便加工，使机床构简单化，所以主轴上齿轮取齿宽 ： B=35mm 计算齿轮的模数 在前面对齿轮宽度计算时，我们分析并计算出 12z 齿轮分度圆直径为 120mm，齿数为 40,其齿轮齿数 z，模数 m，分度圆直径 d，有如下的关系： mzd （ 4— 5） 所以 ： 340120  zdm mm 为了减少机床加工工艺的难度，在所设计的 主轴齿轮 采用相同的模数 ，这也是满足一对直齿圆柱齿轮正常啮合的的条件。 因此主轴与轴 IV 之间的中心距同样可以确定出来： )(212/)(12111211 ddzzma  （ 4— 6） 公式出处 —— 《机械设计》 P212 页表 即 ： 13 14( ) / 2a m z z 3 88 1322 mm 分度圆直径 d mz 344 =132mm 此处主要是齿轮向主轴传递转矩，在次应选择周向固定的平键联接。 查《机械设计课程设计手册》表 4— 1 根据要求选择 四川理工学院毕业设计（镗削动力头及操作装置设计） 17 图 4— 1 键 12 8 28 GB 1096— 79 第五章 滚动轴承的选取 镗床进 行镗削加工时 主要承受径向 载荷 ，但轴向 载荷 也不可忽略，所以 前支撑 选择双列圆锥滚子轴承，这样既能承受径向 载荷 又能承受轴向 载荷。 由于滚锥数量较多，故刚度和承载能力大。 由于没有  50 双列圆锥滚子轴承，就选用两个  50 圆锥滚子 轴承背对背安装，中间用隔套 1 隔开，修磨隔套的厚度便可调整轴承的间隙并预紧。 轴承靠外圈定位，这样箱体孔可制成通孔，方便加工 、精度也相应提高。 图 5— 1 30210圆锥滚子轴承 选取 后支撑选择圆柱滚子轴承承受径向力。 查《机械设计课程设计手册》 P64 页表 6— 2选择 N207E 圆锥滚子轴承。 图 5— 2 N207E圆柱滚子轴承 四川理工学院毕业设计（镗削动力头及操作装置设计） 18 根据实际经验得出，前轴承的精度对主轴的前端的轴心偏移量最大，因此，前轴承的精度应比后轴承高一级。 查《机械制造装备设计》 8 P65 页表 3— 3选择，前轴承的精度等级为 P4，后轴承的精度等级为 P5。 第六章 主轴组件的 检验校核 镗削切削力 在镗床上镗削加工与车床上镗孔基本相似， 所以切削力的公式与车削加工切削力公式相同。 查《机械制造工艺设计手册》 9 表 3— 1，如下表 6— 1： 表 6— 1 车削切削力的实验计算公式 计算公式 切削力 主切削力 9 .8 F Z F ZXy nZ F Z P F ZF C a f v K     吃刀抗力 9 . 8 F Y F YXy ny F Y P F YF C a f v K     走刀抗力 9 .8 F X F XXy nX F X P F XF C a f v K     公式中的系数与指数值 工件材 料 加工方式 刀具材料 刀具主副偏 角 主切削力 吃刀抗力 走刀抗力 灰 铸铁 HB 200 车外圆及镗孔 硬质 合金 rk 39。 rk FZC FZX FZY n FYC FYX FYY n FXC FXX FXY n 45 10 92 0 54 0 46 0 45 0 123 0 61 0 24 0 工件材料的机械性能改变后，切削力的修正系数 FK料 工件材料 主切削力 ZF 吃刀抗力 YF 走刀抗力 XF 灰铸铁 200HBK Z料 F 200HBK Y料 F 200HBK 料 FX 根据前面所选镗削三要素： α p=3mm， f =， Vmax=、 Vmin=。 四川理工学院毕业设计（镗削动力头及操作装置设计） 19 1） 主切削力 ZF 9 .8 F Z F ZXy nZ F Z P F ZF C a f v K     （ 6— 1） 将各数值代入上式得： 1 . 0 0 . 8 5 09 . 8 1 2 3 3 0 5 1 . 4 5 0 . 9 5 9 1 9 2 4ZF       N 2） 吃刀抗力 YF 9 . 8 F Y F YXy ny F Y P F YF C a f v K     （ 6— 2） 将各数值代如上式得： 1 . 0 0 . 6 09 .8 6 1 3 0 .3 1 .4 5 0 .9 7 3 4 .1 3YF       N 3） 走刀抗力 XF 9 .8 F X F XXy nX F X P F XF C a f v K     （ 6— 3） 将各数值代如上式得： 1 . 0 5 0 . 2 09 . 8 2 4 3 0 . 3 1 . 4 5 0 . 9 0 8 5 9 6 . 2 8XF       N 4） 总切削力 F总 222x y zF F F F  总 （ 6— 4） = 2221 9 2 4 7 3 4 .1 3 5 9 6 .2 8 = 为保证机床加工出来的零件 有足够的精度，提高产品的合格率。 因此必须对机床主轴进行校核。 主轴刚度的验算 主轴端部绕度 主轴端部的绕度值直接影响加工精度和表面粗糙度，因此必须加以限制，一般计算主轴端部最大绕度 B 1） 支承的简化 由于该主轴前支承处有两个滚动轴承，可认。