多軸鉆床畢業(yè)設計

1、目 錄 目錄目錄1 中文摘要中文摘要2 abstractabstract3 第第 1 章章 緒綸緒綸4 1 1 多軸加工應 4 1 2 多軸加工的設備 4 1 3 多軸加工的趨勢 6 第第 2 2 章章 普普通通鉆鉆床床改改為為多多軸軸鉆鉆床床 7 2 1 生產(chǎn)任務 7 22 普通立式鉆的選型7 第第 3 3 章章 多多軸軸齒齒輪輪傳傳動動箱箱的的設設計計 9 31 設計前的準備9 3. 2 傳動系統(tǒng)的設計與計算10 第第 4 4 章章 多多軸軸箱箱的的結(jié)結(jié)構(gòu)構(gòu)設設計計與與零零部部件件圖圖的的繪繪制制16 41 箱蓋、箱體和中間板結(jié)構(gòu) 16 42 多軸箱軸的設計. . . .16 第第 5 5

2、 章章 導導向向裝裝置置的的設設計計 33 第第 6 6 章章 接接桿桿刀刀具具33 總總 結(jié)結(jié)34 參參考考文文獻獻 35 中文摘要中文摘要 本設計是關(guān)于普通鉆床改造為多軸鉆床的設計。普通鉆床為單軸機床，但安裝上多 軸箱就會成為多軸的鉆床，改造成多軸鉆床后，能大大地縮短加工時間，提高生產(chǎn)效 率。因此本設計的重點是多軸箱的設計，設計內(nèi)容包括齒輪分布與選用、軸的設計、 多軸箱的選用、導向裝置設計等。 關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞： 多軸鉆床；生產(chǎn)效率；多軸箱 abstract the design is about reconstructing the ordinary drill to a multiple

3、drill. the ordinary drill is a single drill. it will improve its productive efficiency, shorten its processing time if assembled a multiple spindle case on. that so calls a multiple drill. hereby, the keystone of this design paper is how to design a multiple spindle heads. the design subjects includ

4、e the selection and distribution of gear wheel, the design of spindle, and the guiding equipment and selection of the multiple spindle heads, etc. key words: multiple drill; productive efficiency; multiple spindle heads 第 1 章 緒論 1.11.1 多軸加工應用多軸加工應用 據(jù)統(tǒng)計，一般在車間中普通機床的平均切削時間很少超過全部工作時間的 15%。 其余時間是看圖、裝卸工件、

5、調(diào)換刀具、操作機床、測量以及清除鐵屑等等。使用 數(shù)控機床雖然能提高 85%，但購置費用大。某些情況下，即使生產(chǎn)率高，但加工相同的 零件，其成本不一定比普通機床低。故必須更多地縮短加工時間。不同的加工方法有 不同的特點，就鉆削加工而言，多軸加工是一種通過少量投資來提高生產(chǎn)率的有效措 施。 1.1.1 多軸加工優(yōu)勢 雖然不可調(diào)式多軸頭在自動線中早有應用，但只局限于大批量生產(chǎn)。即使采用可 調(diào)式多軸頭擴大了使用范圍，仍然遠不能滿足批量小、孔型復雜的要求。尤其隨著工 業(yè)的發(fā)展，大型復雜的多軸加工更是引人注目。例如原子能發(fā)電站中大型冷凝器水冷 壁管板有 15000 個 20 孔，若以搖臂鉆床加工，單單鉆孔

6、與锪沉頭孔就要 842.5 小時， 另外還要劃線工時 151.1 小時。但若以數(shù)控八軸落地鉆床加工，鉆锪孔只要 171.6 小時， 劃線也簡單，只要 1.9 小時。因此，利用數(shù)控控制的二個坐標軸，使刀具正確地對準加 工位置，結(jié)合多軸加工不但可以擴大加工范圍，而且在提高精度的基礎上還能大大地 提高工效，迅速地制造出原來不易加工的零件。有人分析大型高速柴油機 30 種箱形與 桿形零件的 2000 多個鉆孔操作中，有 40%可以在自動更換主軸箱機床中用二軸、三軸 或四軸多軸頭加工，平均可減少 20%的加工時間。1975 年法國巴黎機床展覽會也反映 了多軸加工的使用愈來愈多這一趨勢。 1.21.2 多

7、軸加工的設備多軸加工的設備 多軸加工是在一次進給中同時加工許多孔或同時在許多相同或不同工件上各加工 一個孔。這不僅縮短切削時間，提高精度，減少裝夾或定位時間，并且在數(shù)控機床中 不必計算坐標，減少字塊數(shù)而簡化編程。它可以采用以下一些設備進行加工：立鉆或 搖臂鉆上裝多軸頭、多軸鉆床、多軸組合機床心及自動更換主軸箱機床。甚至可以通 過二個能自動調(diào)節(jié)軸距的主軸或多軸箱，結(jié)合數(shù)控工作臺縱橫二個方向的運動，加工 各種圓形或橢圓形孔組的一個或幾個工序?，F(xiàn)在就這方面的現(xiàn)狀作一簡介。 1.2.1 多軸頭 從傳動方式來說主要有齒輪傳動與萬向聯(lián)軸節(jié)傳動二種。這是大家所熟悉的。前 者效率較高，結(jié)構(gòu)簡單，后者易于調(diào)整軸

8、距。從結(jié)構(gòu)來說有不可調(diào)式與可調(diào)式二種。 前者軸距不能改變，多采用齒輪傳動，僅適用于大批量生產(chǎn)。為了擴大其贊許適應 性，發(fā)展了可調(diào)式多軸頭，在一定范圍內(nèi)可調(diào)整軸距。它主要裝在有萬向.二種。 （1） 萬向軸式也有二種:具有對準裝置的主軸。主軸裝在可調(diào)支架中，而可調(diào)支架能在殼體 的 t 形槽中移動，并能在對準的位置以螺栓固定。 （2）具有公差的圓柱形主軸套。主 軸套固定在與式件孔型相同的模板中。前一種適用于批量小且孔組是規(guī)則分布的工件 （如孔組分布在不同直徑的圓周上） 。后一種適用于批量較大式中小批量的輪番生產(chǎn)中， 剛性較好，孔距精度亦高，但不同孔型需要不同的模板。 多軸頭可以裝在立鉆式搖臂鉆床上，

9、按鉆床本身所具有的各種功能進行工作。這 種多軸加工方法，由于鉆孔效率、加工范圍及精度的關(guān)系，使用范圍有限。 1.2.2 多軸箱 也象多軸頭那樣作為標準部件生產(chǎn)。美國 secto 公司標準齒輪箱、多軸箱等設計 的不可調(diào)式多軸箱。有 32 種規(guī)格，加工面積從 300300 毫米到 6001050 毫米，工 作軸達 60 根，動力達 22.5 千瓦。romai 工廠生產(chǎn)的可調(diào)多軸箱調(diào)整方便，只要先把齒 輪調(diào)整到接近孔型的位置，然后把與它聯(lián)接的可調(diào)軸移動到正確的位置。因此，這種 結(jié)構(gòu)只要改變模板，就能在一定范圍內(nèi)容易地改變孔型，并且可以達到比普通多軸箱 更小的孔距。 根據(jù)成組加工原理使用多軸箱或多軸頭

10、的組合機床很適用于大中批量生產(chǎn)。為了 在加工中獲得良好的效果，必需考慮以下數(shù)點：（1）工件裝夾簡單，有足夠的冷卻液 沖走鐵屑。 （2）夾具剛性好，加工時不形變，分度定位正確。 （3）使用二組刀具的可 能性，以便一組使用，另一組刃磨與調(diào)整，從而縮短換刀停機時間。 （4）使用優(yōu)質(zhì)刀 具，監(jiān)視刀具是否變鈍，鉆頭要機磨。 （5）尺寸超差時能立即發(fā)現(xiàn)。 1.2.3 多軸鉆床 這是一種能滿足多軸加工要求的鉆床。諸如導向、功率、進給、轉(zhuǎn)速與加工范圍 等。巴黎展覽會中展出的多軸鉆床多具液壓進給。其整個工作循壞如快進、工進與清 除鐵屑等都是自動進行。值得注意的是，多數(shù)具有單獨的變速機構(gòu)，這樣可以適應某 一組孔中

11、不同孔徑的加工需要。1.2.4 自動更換主軸箱機床 為了中小批量生產(chǎn)合理化的需要，最近幾年發(fā)展了自動更換主軸箱組合機床。 (1) 自動更換主軸機床 自動更換主軸機床頂部是回轉(zhuǎn)式主軸箱庫，掛有多個不可調(diào)主軸箱?？v橫配線盤 予先編好工作程序，使相應的主軸箱進入加工工位，定位緊并與動力聯(lián)接，然后裝有 工件的工作臺轉(zhuǎn)動到主軸箱下面，向上移動進行加工。當變更加工對象時，只要調(diào)換 懸掛的主軸箱，就能適應不同孔型與不同工序的需要。 (2)多軸轉(zhuǎn)塔機床 轉(zhuǎn)塔上裝置多個不可調(diào)或萬向聯(lián)軸節(jié)主軸箱，轉(zhuǎn)塔能自動轉(zhuǎn)位，并對夾緊在回轉(zhuǎn) 工作臺的工件作進給運動。通過工作臺回轉(zhuǎn)，可以加工工件的多個面。因為轉(zhuǎn)塔不宜 過大，故它

12、的工位數(shù)一般不超過 46 個。且主軸箱也不宜過大。當加工對象的工序較 多、尺寸較大時，就不如自動更換主軸箱機床合適，但它的結(jié)構(gòu)簡單。 (3)自動更換主軸箱組合機床 它由自動線或組合機床中的標準部件組成。不可調(diào)多軸箱與動力箱按置在水平底 座上，主軸箱庫轉(zhuǎn)動時整個裝置緊固在進給系統(tǒng)的溜板上。主軸箱庫轉(zhuǎn)動與進給動作 都按標準子程序工作。換主軸箱時間為幾秒鐘。工件夾緊于液壓分度回轉(zhuǎn)工作臺，以 便加工工件的各個面。好果回轉(zhuǎn)工作臺配以卸料裝置，就能合流水生產(chǎn)自動化。在可 變生產(chǎn)系統(tǒng)中采用這種裝置，并配以相應的控制器可以獲得完整的加工系統(tǒng)。 (4) 數(shù)控八軸落地鉆床 大型冷凝器的水冷壁管板的孔多達 1500

13、0 個，它與支撐板聯(lián)接在一起加工?？讖?為 20 毫米，孔深 180 毫米。采用具有內(nèi)冷卻管道的麻花鉆，57 巴壓力的冷卻液可直 接進入切削區(qū)，有利于排屑。鉆尖磨成 90供自動定心。它比普通麻花鉆耐用，且 進給量大。為了縮短加工時間，以 8 軸數(shù)控落地加工。 1 1 3 3 多軸加工趨勢多軸加工趨勢 多軸加工生產(chǎn)效率高，投資少，生產(chǎn)準備周期短，產(chǎn)品改型時設備損失少。而且 隨著我國數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，多軸加工的范圍一定會愈來愈廣，加工效率也會不斷提高。 第 2 章 普通鉆床改為多軸鉆床 2.12.1 生產(chǎn)任務生產(chǎn)任務 在一批鑄鐵連接件上有同一個面上有多個孔加工。在普通立式鉆床上進行孔加工， 通常是一

14、個孔一個孔的鉆削，生產(chǎn)效率低，用非標設備，即組合機床加工，生產(chǎn)效率 高，但設備投資大。 但把一批普通立式普通單軸鉆床改造為立式多軸鉆床，改造后的多軸鉆床，可以 同時完成多個孔的鉆、擴、鉸、等工序。設計程序介紹如下： 2.22.2 普通立式鉆床的選型普通立式鉆床的選型 2.2.1計算所需電機功率 零件圖如圖 1 所示： 圖 1 為工件零件圖，材料：鑄鐵 ht200；料厚：5mm；硬度：hbs170-240hbs；年產(chǎn)量： 1000 萬件；4-6.7 尺寸精度 it13. (1) 確定四個孔同時加工的軸向力，公式：f fffff knvyzdc 0 式中：=365.9,=,=0.661,=1.21

15、7,=0.361,=1.1, f c 0 d 3 10 f z f y f n f k =0.35m/s（表 15-37）文獻 1v 則fn09 . 4 1 . 1361 . 0 35 . 0 217. 1661 . 0 10 9 . 365 3 所需電機功率：kwvfp4 . 135 . 0 09 . 4 2.2.2 立式鉆床的確定 根據(jù)上面計算所需電機的功率，現(xiàn)選用 z525 立式鉆床，其主要技術(shù)參數(shù)如表 1 所 示： 表 1 z525 立式鉆床主要技術(shù)參數(shù) 型 號技 術(shù) 規(guī) 格 z525 最大鉆孔直徑（mm） 25 主軸端面至工作臺距離(mm) 0-700 主軸端面至底面距離(mm) 7

16、50-110 主軸中心至導軌距離(mm) 250 主軸行距(mm) 175 主軸孔莫氏解錐度3 號 主軸最大扭轉(zhuǎn)力矩(nm) 245.25 主軸進給力(n) 8829 主軸轉(zhuǎn)速(r/mm) 97-1360 主軸箱行程(mm) 200 進給量(mm/r) 0.1-0.8 工作臺行程(mm) 325 工作臺工作面積(mm2)500375 主電動機功率(kw) 2.8 第第 3 3 章章 多軸齒輪傳動箱的設計多軸齒輪傳動箱的設計 3.13.1設計前的準備設計前的準備 （1）大致了解工件上被加工孔為 4 個 10 的孔。毛坯種類為灰鑄鐵的鑄件，由于石 墨的潤滑及割裂作用，使灰鑄鐵很易切削加工，屑片易斷

17、，刀具磨損少，故可選用硬 質(zhì)合金錐柄麻花鉆（gb10946-89）文獻 2 （2）切削用量的確定 根據(jù)表 27文獻？，切削速度,進給量.min/21mvcrmmf/17 . 0 則切削轉(zhuǎn)速min/998 7 . 614 . 3 2110001000 r d v ns 根據(jù) z525 機床說明書，取min/960rns 故實際切削速度為： min/ 2 . 20 1000 9607 . 614 . 3 1000 m dn v w c （3）確定加工時的單件工時 一般為 5-10mm,取 10mm 切入 l 文獻 3 mmdl 2 . 108 3 7 . 6 83 3 1 切出 mml5 加工 加

18、工一個孔所需時間：min15 . 0 17 . 0 960 2 . 25 1 fn lll t w m 切出加工切入 單件時工時：min6 . 015 . 0 44 1 tmtm 3.23.2 傳動系統(tǒng)的設計與計算傳動系統(tǒng)的設計與計算 (1)選定齒輪的傳動方式：初定為外嚙合。 (2)齒輪分布方案確定： 根據(jù)分析零件圖，多軸箱齒輪分布初定有以下圖 3，圖 4 兩種形式 根據(jù)通常采用的經(jīng)濟而又有效的傳動是：用一根傳動軸帶支多根主軸。因此，本設計 中采用了圖 3 所示的齒輪分布方案。 （3）明確主動軸、工作軸和惰輪軸的旋轉(zhuǎn)方向，并計算或選定其軸徑大小。 因為所選定的 z535 立式鉆床主軸是左旋，所

19、以工作軸也為左旋，而惰輪軸則為右旋。 根據(jù)表 2 確定工作軸直徑機械制造.8/97：43 表 2加工孔徑與工作軸直徑對應表（mm） 加工孔徑1212161620 工作軸直徑 152025 因為加工孔徑為 10mm,所以工作軸直徑選 15mm. 主動軸和惰輪軸的直徑在以后的軸設計中確定。 （4） 排出齒輪傳動的層次，設計各個齒輪。 本設計的齒輪傳動為單層次的齒輪外嚙合傳動，傳動分布圖如圖 4 所示。 在設計各個齒輪前首先明確已知條件：電機輸入功率,齒輪轉(zhuǎn)速kwp8 . 2 1 , 齒輪轉(zhuǎn)速,假設齒輪、的傳動比均為min/1360 1 rn min/960 3 rn i=0.84,即齒輪比 u=1

20、.2,工作壽命 15 年（每年工作 300 天） ，兩班制。 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 選用直齒輪圓柱齒輪傳動； 多軸箱為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（gb10095-88）; 材料選擇 由表 10-1文獻 4選擇齒輪材料為 40cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280hbs，齒輪材料為 45（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240hbs，齒輪材料為 45（常化） ，硬度 210hbs; 選齒輪齒數(shù),齒輪齒數(shù),取.24 1 z 8 . 282 . 124 12 uzz29 2 z 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算， 3 2 1 1 1 32 . 2 h e d t t z u utk

21、 d 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù);3 . 1 t k 2)計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mmnnpt 45 11 5 1 10966 . 1 1360/8 . 210 5 . 95/10 5 . 95 3)由表 10-7文獻 4選取齒寬系數(shù)=0.5 d 4)由表 10-6文獻 4 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/1 8 . 189 mpaze 5)由表 10-21d文獻 4 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限？;mpa h 600 1lim 齒輪的接觸疲勞強度極限？;mpa h 550 2lim 6)由表 10-13文獻 4 計算應力循環(huán)次數(shù)： 9 11 10875 . 5 15300821

22、13606060 h jlnn 99 2 10896 . 4 2 . 1/10875 . 5 n 7)由表 10-19文獻 4 查得接觸疲勞壽命系數(shù),;90 . 0 1 hn k95 . 0 2 hn k 8)計算接觸疲勞許用應力: 取失效概率為 1%，安全系數(shù),由式(10-12) 文獻 4 得：1s mpa s k hh h 540 1 6009 . 0 1lim1lim 1 ;mpa s k hhn h 5 . 522 1 55095. 0 2lim2 2 計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值: t d1 h 2 4 3 2 1 1 5 . 522 8 . 189 2 . 1 2

23、 . 2 1 10966 . 1 3 . 1 32 . 2 1 32 . 2 h e d t t z u utk d mm649.53 2)計算圓周速度 v: sm nd v t /81 . 3 100060 1360649.5314 . 3 100060 11 3)計算齒b mmdb hd 82.26649.535 . 0 4)計算齒寬與齒高之比hb/ 模數(shù)：mmzdm tt 235 . 2 24/649.53/ 11 齒高：029 . 5 235 . 2 25 . 2 25 . 2 t mh 3 . 5029 . 5 /649.53/hb 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=3.81m/s,7 級

24、精度，由圖 10-8文獻 4 查得動載系數(shù) kv=1.14, 直齒輪，假設,由表 10-3文獻 4 查得;mmnbfk ta /100/2 . 1 fh kk 由表 10-2文獻 4 查得使用系數(shù);1 a k 由表 10-4文獻 4 查得 7 級精度齒輪相對支承非對稱布置時， bk ddh 3 22 1023 . 0 6 . 0118 . 0 12 . 1 將數(shù)據(jù)代入后得： ;182 . 1 649.531023 . 0 116 . 0118 . 0 12 . 1 322 h k 由,查圖 10-13文獻 4得，;182 . 1 , 3 . 5/ h khb15 . 1 f k 故載荷系數(shù)57

25、4 . 1 182 . 1 2 . 111 . 1 1 hhva kkkkk 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）文獻 4 得， =53.649x=57.18mm t dd 11 3 / ktk 3 3 . 1/574 . 1 7)計算模數(shù) m m=d1/z1=57.18/24=2.4mm,圓整為 m=25mm. 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）文獻 4 得彎曲強度的設計公式為 m3 2 1 1 2 f safa d yy z kt 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖 10-20文獻 4 查得齒輪的彎曲疲勞極限=500mpa; 1fe 齒輪的彎曲疲勞強度極限=38

26、0mpa; 2fe 2)由圖 10-18文獻 4 查得彎曲疲勞壽命系數(shù);88 . 0 ,85 . 0 21 fnfn kk 3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4,由式（10-12）文獻 4 得： 1=303.57mpa f s k fefn11 4 . 1 50085 . 0 =238.86mpa 2 f s k fefn22 4 . 1 38088 . 0 4)計算載荷系數(shù) 532 . 1 15 . 1 2 . 111 . 1 1 ffva kkkkk 5) 查取齒形系數(shù) 由表 10-5文獻 4 查得53 . 2 ,65 . 2 21 fafa yy 6)查取應力校正系數(shù)

27、 由表 10-5文獻 4 查得62 . 1 ,58 . 1 21 sasa yy 7）計算齒輪、的并加以比較 f safay y =0.01379 1 11 f safay y 57.303 58 . 1 65 . 2 =0.01716 2 22 f safa yy 86.238 62 . 1 53 . 2 齒輪的數(shù)值大。 設計計算 m3 2 4 01716 . 0 245 . 0 10966 . 1 532 . 1 2 5 . 1mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞

28、 強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強 度算得的模數(shù) 1.5。在零件圖中可知，主動軸與惰輪軸的中心距為 51mm，即齒輪 、完全嚙合的中心距，得： m()=51 2 21 zz 1.5x()=51 2 2 . 1 11 zz z1=31, z2=37 惰輪軸與工作軸的中心距為 61.5mm，即齒輪與齒輪完全嚙合時中心距，即 m()=61.5 2 31 zz 1. 5()=61.5 2 37 3 z z3=45 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑： d1=z1m=31x1.5=46.5mm d2=z2m=37x1.5=55.5mm d3=z3m=45x1.5=67

29、.5mm 計算中心中距 a =51mm,a=61.5mm 計算齒輪齒寬 mmdb d 75.33 5 . 675 . 0 1 取mmbmmbmmb25,30,35 323 驗算 ft=819.2n 1 1 2 d t 0 . 48 10966 . 1 2 4 =35.66n/mm100n/mm 合格 b fk ta 25 2 . 8191 第 4 章 多軸箱的結(jié)構(gòu)設計與零部件的繪制 多軸箱的傳動方式為外嚙合，齒輪傳動的排列層次為一層。 4.14.1 箱蓋、箱體和中間板結(jié)構(gòu)箱蓋、箱體和中間板結(jié)構(gòu) (1)箱體選用 240mmx200mm 長方形箱體，箱蓋與之匹配。箱體材料為 ht20-40, 箱蓋

30、為 ht15-33. (2)中間板的作用：箱內(nèi)部分是軸承的支承座，伸出箱外的部分是導向裝置中的滑套支 承座，為便于設計人員選用，已將中間板規(guī)范為 23mm 和 28mm 兩種厚度的標準，現(xiàn)選 用 23mm 厚的中間板，材料為 ht15-33。 4.24.2 多軸箱軸的設計多軸箱軸的設計 (1)主動軸的設計 軸材料的選擇 表 15-3文獻 4 軸材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 軸徑的確定 根據(jù)公式 da0(15-2) 文獻 4 3 n p 式中 a0=,查表 15-3文獻 4 ，a0取 110 2 . 0 9550000 t d110 x=13.9mm,取 d=25mm 3 1360 8 . 2

31、 軸結(jié)構(gòu)設計 選擇滾動軸承 因為軸承同時受有徑向載荷及軸向載荷，故前、后端均選用單列向心球軸承，由表 1- 14 文獻 3 ，選用 7204c 軸承。 軸上各段直徑，長度如圖 5 所示。 鍵的確定 因為齒輪寬為 35mm,所以選用 8x7x22 平鍵，表 6-1文獻 4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2文獻 4 ，取軸端倒角 2x450,各軸肩的圓角半徑為 r=1.0mm. 按彎扭合成校核軸的強度 作出軸的計算簡圖 軸上扭轉(zhuǎn)力矩為 m=9549x=9549x=19.7 n p 1360 8 . 2 mmn 周向力為 py=1970n d m2 3 1020 7 . 192 徑向力為 p

32、z=0.48 py=0.48x1970=945.6n 根據(jù)軸的計算簡圖，分別作出軸的扭矩圖、垂直圖的彎矩 my 圖和水平平面內(nèi)的彎矩 mz 圖，如圖 7 所示。從圖中可知，截面 e 為危險截面，在截面 e 上，扭矩 t 和合成彎矩 m 分別為 t=19.7;mn m=39.3 22 zy mm 22 4 .3517 mn 軸材料選用 45 鋼，=355mpa,許用應力= 文獻 5, 為許用應力安全系數(shù)，取 s s s n s =1.5,則=237mpa s 5 . 1 355 按第三強度理論進行強度校核 公式， w 1 22 tm w 為軸的抗彎截面系數(shù)，w=-(表 15-4) 文獻 4 32

33、 3 d d tdbt 2 2 w=1533.2-105.8=1427.4 252 22525 32 2514 . 3 2 3 = w 1 22 tm 2 3 2 3 10 7 . 1910 3 . 39 4 . 1427 1 =30.8mpas=1.5 故安全 22 ss ss 22 6 . 351 . 7 6 . 351 . 7 截面 e 右側(cè)面校核： 抗彎截面系數(shù) w 為：w=0.1d3=0.1x203=800mm3 抗扭截面系數(shù) wt為：wt=0.2d3=0.2x203=1600mm3 彎矩 m 及彎曲應力為:m=39300 x=35496.8 5 . 77 5 . 7 5 . 77

34、mmn =44.4mpa b w m 800 8 . 35496 扭矩 t3及扭轉(zhuǎn)應力為：t3=19700 t mmn =12.3mpa t t w t3 1600 19700 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) a 及 a 按附表 3-2 查取文獻 4 ，因= d r =0.05,=1.25,經(jīng)插值后可查得:a,a 20 0 . 1 d d 20 25 33 . 2 66 . 1 又由附圖 3-1文獻？可得軸提材料的敏性系數(shù)為：q,q75 . 0 81 . 0 故有效應力集中系數(shù)按式（附 3-4）文獻 4 為： k2133 . 2 75 . 0 111 aq k53 . 1 166 .

35、1 81 . 0 111 aq 由附圖 3-2文獻 4 得尺寸系數(shù)1 由附圖 3-3文獻 4 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)97 . 0 軸按磨削加工，由附圖 3-4文獻 4 得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及（3-12）文獻 4 ，得綜合系數(shù)值1 q 為： k =-1=+=2.09 1 1 2 1 92 . 0 1 k =+-1=+=1.67 1 97 . 0 53 . 1 1 92 . 0 1 計算安全系數(shù)： s =2.96 ma k 1 01 . 0 4 . 4409 . 2 275 s =14.7 ma k 1 2 3 . 12 05 . 0 2 3 . 12 6

36、7 . 1 155 sca=2.9s=1.5 22 ss ss 22 7 .1496 . 2 7 . 1496. 2 故該軸在截面右側(cè)面是安全的，又因為軸無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性， 故可略去靜強度校核。 軸承的校核 機床一般傳動軸的滾動軸承失效形式，主要是疲勞破壞，故應進行疲勞壽命計算。 滾動軸承疲勞壽命計算公式： （10-5）文獻 4 p c n lh 60 106 式中：)(hlh額定壽命 min)/(rn轉(zhuǎn)速 ，表 3.8-50文獻 6)(nc額定動載荷 動載荷p 3 因為所受的軸向力太小，所以忽略不計,fa=0 所受徑向力 fr=945.6/2=472.8n 表 3.8-

37、50文獻 6 p=0.41fr+0.87pa=0.41x472.8=193.8 =30000h(表 13-3) 文獻 6 hlh641098 8 . 193 14500 136060 10 3 6 h l 軸承安全 (2)惰軸的設計 軸材料的選擇 表 15-3文獻 4 軸材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 軸徑的確定 根據(jù)公式 da0(15-2) 文獻 4 3 n p =110，取 d=20mm 8 . 14 84 . 0 1360 %998 . 2 3 軸的結(jié)構(gòu)設計： 選擇滾動軸承 因為軸承同時受有徑向載荷及軸向載荷，選用單列向心球軸承，由表 1-14文獻 3,選用 7002c 軸承。 軸上各段

38、直徑，長度如圖 8 所示。 鍵的確定 因為齒輪寬為 30mm,所以選用 6x6x18 平鍵，表 6-1文獻 4 軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2文獻 4 ，取軸端倒角 2x450,各軸肩的圓角半徑為 r=1.0mm. 扭合成校核軸的強度 作出軸的計算簡圖 軸上扭轉(zhuǎn)力矩為 m=9549x=9549x=23.2 n p 84 . 0 1360 %998 . 2 mn 周向力為 py=2320n d m2 3 1020 2 . 232 徑向力為 pz=0.48 py=0.48x2320=1113.6n 根據(jù)軸的計算簡圖，分別作出軸的扭矩圖、垂直圖的彎矩 my 圖和水平平面內(nèi)的彎矩 mz 圖，如圖

39、 10 所示。從圖中可知，截面 e 為危險截面，在截面 e 上，扭矩 t 和合成彎矩 m 分別為 t=23.2;mn m=32.8 22 zy mm 22 2 . 32 4 . 15mn 按第三強度理論進行強度校核文獻 5: 公式， w 1 22 tm w 為軸的抗彎截面系數(shù)，w=-(表 15-4) 文獻 4 32 3 d d tdbt 2 2 w=785-81=704 202 22026 32 2014 . 3 2 3 = w 1 22 tm 2 3 2 3 10 2 . 2310 8 . 32 704 1 =70mpas=1.5 故安全 22 ss ss 22 8 . 18 . 6 8 .

40、 18 . 6 截面 e 右側(cè)面校核： 抗彎截面系數(shù) w 為：w=0.1d3=0.1x153=337.5mm3 抗扭截面系數(shù) wt為：wt=0.2d3=0.2x153=675mm3 彎矩 m 及彎曲應力為:m=32800 x=22707.7 39 1239 mmn =67.3mpa b w m 5 . 337 7 . 22707 扭矩 t3及扭轉(zhuǎn)應力為：t3=23200 t mmn =34.4mpa t t w t3 675 23200 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) a 及 a 按附表 3-2 查取文獻 4 ，因= d r =0.07,=1.33,經(jīng)插值后可查得:a,a 15 0 .

41、 1 d d 15 20 12 . 2 60 . 1 又由附圖 3-1文獻？可得軸提材料的敏性系數(shù)為：q,q75 . 0 81 . 0 故有效應力集中系數(shù)按式（附 3-4）文獻 4 為： k84 . 1 112 . 2 75 . 0 111 aq k49 . 1 160. 181. 0111 aq 由附圖 3-2文獻 4 得尺寸系數(shù)1 由附圖 3-3文獻 4 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0 . 1 軸按磨削加工，由附圖 3-4文獻 4 得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及（3-12）文獻 4 ，得綜合系數(shù)值1 q 為： k =-1=+=1.93 1 1 84 . 1 1

42、92 . 0 1 k =+-1=+=1.58 1 1 49 . 1 1 92 . 0 1 計算安全系數(shù)： s =2.12 ma k 1 01 . 0 3 . 6793. 1 275 s =5.53 ma k 1 2 4 . 34 05 . 0 2 4 . 34 58 . 1 155 sca=1.99s=1.5 22 ss ss 22 53 . 5 12 . 2 53 . 5 12 . 2 故該軸在截面右側(cè)面是安全的，又因為軸無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性， 故可略去靜強度校核。 軸承的校核 因為所受的軸向力太小，所以忽略不計,fa=0 所受徑向力 fr=1113.6/2=556.8n

43、p=0.41fr+0.87pa=0.41x556.8=228.3n 7002c 向心球軸承校核 =30000h(表 13-3) 文獻 6 hlh348604 3 . 228 6600 84 . 0 136060 10 3 6 h l 軸承安全 （3）工作軸的設計 軸材料的選擇 表 15-3文獻 4 軸材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 軸徑的確定 在傳動系統(tǒng)的設計與計算中已的工作軸的直徑定為 d=15mm。 軸的結(jié)構(gòu)設計： 擇滾動軸承 因為軸承同時受有徑向載荷及軸向載荷，故前、后端均選用單列向心球軸承，又因工 作軸用于鉆削，在后端加單向推力球軸承。由表 1-14文獻 3，單列向心球軸承選用 102

44、 軸承，后端單向推力球軸承選用 8102 軸承。 各段直徑，長度如圖 11 所示。 鍵的確定 因為齒輪寬為 25mm,所以選用 5x5x20 平鍵，表 6-1文獻 4 軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2文獻 4 ，取軸端倒角 2x450,各軸肩的圓角半徑為 r=0.8mm. 扭合成校核軸的強度 作出軸的計算簡圖 軸上扭轉(zhuǎn)力矩為 m=9549x=9549x=27.3 n p 960 %99%998 . 2 mn 周向力為 py=3640n d m2 3 1015 3 . 272 徑向力為 pz=0.48 py=0.48x3640=1754.5n 根據(jù)軸的計算簡圖，分別作出軸的扭矩圖、垂直圖的彎

45、矩 my 圖和水平平面內(nèi)的彎矩 mz 圖，如圖 13 所示。從圖中可知，截面 e 為危險截面，在截面 e 上，扭矩 t 和合成彎矩 m 分別為 t=27.3;mn m=54.6 22 zy mm 22 2 . 49 7 . 23mn 按第三強度理論進行強度校核文獻 5: 公式， w 1 22 tm w 為軸的抗彎截面系數(shù)，w=-(表 15-4) 文獻 4 32 3 d d tdbt 2 2 w=331.2-56.3=274.9 152 21525 32 1514 . 3 2 3 = w 1 22 tm 2 3 2 3 10 3 . 2710 6 . 54 9 . 274 1 =222mpas=

46、1.5 故安全 22 ss ss 22 48 . 4 85 . 1 48 . 4 85 . 1 截面 e 左側(cè)面校核： 抗彎截面系數(shù) w 為：w=0.1d3=0.1x153=337.5mm3 抗扭截面系數(shù) wt為：wt=0.2d3=0.2x153=675mm3 彎矩 m 及彎曲應力為:m=54600mmn =161。8mpa b w m 5 . 337 54600 扭矩 t3及扭轉(zhuǎn)應力為：t3=27300 t mmn =40.4mpa t t w t3 675 27300 在附表 3-4文獻 4 用插入法求得軸上鍵槽處的有效應力集中系數(shù)：k,k0 54 . 1 由附圖 3-2文獻 4 得尺寸系

47、數(shù)88. 0 由附圖 3-3文獻 4 得扭轉(zhuǎn)尺寸1 軸按磨削加工，由附圖 3-4文獻 4 得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及（3-12）文獻 4 ，得綜合系數(shù)值1 q 為： k =-1=0+=0.09 1 1 92 . 0 1 k =+-1=+=1.63 1 1 54 . 1 1 92 . 0 1 計算安全系數(shù)： s =18.89 ma k 1 01 . 0 8 . 16109 . 0 275 s =4.57 ma k 1 2 4 . 40 05 . 0 2 4 . 40 63 . 1 155 sca=4.4s=1.5 22 ss ss 22 57 . 4

48、 89.18 57 . 4 89.18 故該軸在截面右側(cè)面是安全的，又因為軸無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性， 故可略去 靜強度校核。 軸承的校核 機床一般傳動軸的滾動軸承失效形式，主要是疲勞破壞，故應進行疲勞壽命計算。 1) 36102 向心球軸承校核 由第一章可知主動軸的軸向力 fa=4.091n 所受徑向力 fr=1754.5/2=877.25n (表 3.8-50) 文獻 6 p=0.41fr+0.87pa=0.41x877.25+0.87x4.091=363.2n =30000h(表 13-3) 文獻 6 hlh883839 2 . 363 6250 96060 10 3 6 h l 軸承安全 2) 8102 推力球軸承校核 p=fa (表 3.8-54)jj p=4.091n =30000h(表 13-3) 文獻 6 3 6 091 . 4 10500 96060 10 h l h l 軸承安全 第 5 章 導向裝置的設計 5 51 1 導向裝置組成導向裝置組成 導向裝置主要由導柱、導套、彈簧組成。導柱的上端與多軸箱中間板上的導套滑動配 合，下