滑臺銑頭及減速箱設計

濟南大學畢業(yè)設計PAGEIV-摘要滑臺銑削頭由主軸部件和傳動裝置兩個部件組成。主軸部件按主軸前端軸承結構不同分A和B型兩種。A型主軸前端采用3182xxx型雙列向心短圓柱滾子軸承及推力球軸承，主要用于精加工；B型主軸采用兩個圓錐滾子軸承結構主要用于粗加工。移動夾緊機構采用雙面鍥塊對中夾緊結構，操縱方便，夾緊可靠。本銑削頭具有功率大、剛性好、精度高、傳動平穩(wěn)、調整使用方便等特點。可組成各種類型的銑削組合機床，用以完成平面銑削、銑槽、銑扁等工序。本文主要介紹了國內(nèi)滑臺銑頭及減速箱設計的發(fā)展，研究現(xiàn)狀，減速箱的工作原理及特點，對滑臺銑頭的動力裝置部分作出了詳細的設計說明。由于減速箱是滑臺銑削頭最為核心的部分，其設計的好壞直接影響了整個機器加工精度的優(yōu)劣，因此在設計過程中重點研究了其結構、功能和工藝過程，并根據(jù)型材的特性，充分考慮各種因素對銑削加工質量的影響，設計出滑臺銑削頭的動力裝置，從而保證該設備預期的加工功能能夠得以實現(xiàn)。關鍵詞：滑臺銑削頭；減速箱；軸；齒輪；軸承。ABSTRACTSlidingtablemillingheadreasonspindleunitandthetransmissiondevicetwopartscompose.ThespindleunittheendbearingstructuredividesAandtheBtwokindsdifferentlybeforethemainaxle.Frontendamainaxleuses3182xxxdoublerowcentripetalshortcylindricalrollerbearingandthethrustforceballbearing,mainlyusesintheprecisionwork;theBmainaxleusestwocircularconerollerbearingsstructuremainlytouseintheroughmachining.Themotionclamporganizationusestwo-sidedcarvestheblocktoclampthestructureto,operatesconveniently,clampreliable.Thismillinghasthepowertobebig,therigidityisgood,theprecisionishigh,thetransmissionissteady,characteristicsandsoonadjustmenteasytooperate.Maycomposeeachtypethemillingaggregatemachine-tool,withcompletestheplanemilling,themilling,themillflatlyandsoonworkingprocedures.Thisarticlemainlyintroducedthedomesticslidingtablecutterheadandthedeceleratordesign'sdevelopment,theresearchpresentsituation,decelerator'sprincipleofworkandthecharacteristic,havemadethedetaileddesignnotestotheslidingtablecutterhead'spowerunitpart.Becausethedeceleratoristheslidingtablemillingmostcorepart,itsdesignqualityimmediateinfluenceentiremachineprecisionfitandunfitquality,thereforehasstudieditsstructure,thefunctionandthetechnologicalprocesswithemphasisinthedesignprocess,andaccordingtothemoldingcharacteristic,consideredfullyeachkindoffactortothemillingprocessingquality'sinfluence,designstheslidingtablemillinghead'spowerunit,thusguaranteedthatthisequipmentanticipatedprocessingfunctioncanbeabletorealize.Keywords：Slidingtablemillinghead;Decelerator;Axis;Gear;Bearing.目錄摘要 IABSTRACT II1前言 11.1引言 11.2滑臺銑削頭概述 11.3減速器概述 22總體方案確定 32.1選題背景與意義 32.1.1選題背景 32.1.2選題目的與意義 32.2課題研究的主要內(nèi)容 42.3動力裝置方案確定 42.3.1總體結構分析 42.3.2銑頭主傳動系統(tǒng)選擇 42.3.3銑頭主軸選擇 53減速器典型結構設計 63.1電動機的選擇計算 63.1.1電動機的輸出功率 63.1.2確定電動機轉速： 63.1.3確定電動機型號 73.2傳動裝置運動、動力參數(shù)計算 73.2.1傳動比的確定及分配各級傳動比 73.2.2計算各軸轉速 73.2.3計算各軸的功率 73.2.4計算各軸轉矩 83.2.5傳動裝置運動、動力參數(shù)匯總表 83.3.選擇齒輪材料并確定許應應力 83.4.典型齒輪的強度校核 93.4.1確定計算參數(shù) 93.4.2初算中心距 93.4.3確定齒數(shù)和模數(shù), 93.4.4確定中心距和齒寬 103.4.5驗證齒輪彎曲強度 103.4.6齒輪的基本尺寸設計 103.4.7確定齒輪制造精度 103.5中間軸軸2的設計計算 103.5.1按扭轉強度初算軸徑 103.5.2軸的結構設計 113.5.3按彎矩復合強度計算 123.5.4軸承的校核 143.5.5鍵連接的選擇及校核計算 143.5.6潤滑與密封 144滑臺銑頭結構設計 154.1主軸的設計計算 154.1.1主軸的基本要求 154.1.2主軸的布局 164.1.3主軸結構的初步擬定 184.1.4主軸的校核 184.1.5主軸前后支承軸承的選擇 204.1.6主軸內(nèi)孔直徑 204.1.7進給傳動系統(tǒng)設計 215潤滑系統(tǒng)的設計 225.1潤滑部位的選擇 225.2潤滑劑的選擇 226結論 23參考文獻 24致謝 25濟南大學畢業(yè)設計PAGE1-1前言1.1引言目前,國內(nèi)組合機床行業(yè)滑臺銑削動力頭（ITX系列銑削動力頭）主軸支承結構的形式大部分有采用了類似車床或者類似車床加工中心的主軸的結構,即滑臺銑削頭的前端選用雙列向心圓柱滾子3182系列和雙向推力角接觸2268系列軸承組合支承,主軸頭的后端采用3182系列或2000系列的軸承。經(jīng)過多次的實踐證明,次種設計的結構既能保證使主軸在工作過程中有良好的回轉精度,又可能保證使主軸頭有較好的動剛性,這是目前機床主軸設計普遍采用的結構。對于銑削動力頭而言,由于銑削加工與一般的金切機床的切削加工條件不同,它大多為常為多刃斷續(xù)切削,切銷力較大,這樣使主軸軸承所承受負荷為擺動沖擊負荷,所以，合理設計主軸支承相關零件的結構形式,對實現(xiàn)精密銑削加工起著至關重要的作用。1.2滑臺銑削頭概述滑臺系列銑削動力頭的主軸結構如圖所示,對其做如下解析：主軸1支承在軸承4、5、8上,軸承4、5的軸向定位通過主軸1上的3個螺釘2（周向均布）及密封環(huán)3、隔套9、螺母6、7來合成完成。如此可得主軸系統(tǒng)的精度直接取決于主軸，相關零件的加工精度、軸承的圖精度等級、主軸裝配質量三大要素。在圖中主軸軸承3182的內(nèi)錐孔與主軸1：12外錐面配合的好壞將直接影響主軸的工作精度,一般要求其配合接觸面積大于75%,為了達到這一要求,通常在設計時,對其相關零件如圓螺母6,隔套9的端面對主軸軸線的跳動要求較高,一般要求圓螺母在0.02mm以內(nèi),隔套在0.008mm以內(nèi),而螺母6的結構為鍵塊鎖緊,這種圓螺母對一般工廠加工是很難保證其作用端面與主軸中心線的跳動在0.02mm。二以內(nèi)的,經(jīng)常導致主軸精度在裝配時超差,最終不得不反復調整圓螺母的松緊,時有免強達到要求,但其精度穩(wěn)定性差,往往軸承偏緊,且安裝位置不精確,游隙不均,造成工作時溫升較高,在高速傳動時尤為明顯,導致主軸前伸,據(jù)測試最高值達0.09mm,這時銑削尺寸精度要求較高的零件極為不利]再者軸承與主軸配合的好壞直接影響銑削加工的表面形狀誤差,為解決這一問題,生產(chǎn)上常采用下列措施(1)提高軸承精度等級(2)盡可能地提高圓螺母的加工精度,在主軸加工工藝,主軸螺紋以螺母配車加工(3)主軸內(nèi)錐孔的精磨以主軸前軸承外徑定心(軸承與主軸做工藝裝配)以盡量保證主軸回轉軸線與定位基準統(tǒng)一。具有較好的動剛性和精度,工作切削時不會因負載的變化.4χΓ影響軸承的配合,因而精度穩(wěn)定性較好。既可適用于精密銑削加工,也可適用于粗銑削加工的要求。圖1.1銑削頭1.3減速器概述減速器主要由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其基本結構有三大部分。箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。箱體通常用灰鑄鐵制造，對于重載或有沖擊載荷的減速器也可以采用鑄鋼箱體。單體生產(chǎn)的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可采用鋼板焊接的箱體。減速器附件，為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計發(fā)展趨勢1、高水平、高性能。圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高。2、積木式組合設計?；緟?shù)采用優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊，零件通用性和互換性強，系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。3、變型設計多，型式多樣化，擺脫了傳統(tǒng)的單一的底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速器一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。促使減速器水平提高的主要因素有：①理論知識的日趨完善，更接近實際（如齒輪強度計算方法、修形技術、變形計算、優(yōu)化設計方法、齒根圓滑過渡、新結構等）。②采用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平提高。③加工精度提高到ISO5－6級。④結構設計更合理。⑤潤滑油質量提高。⑥軸承質量和壽命提高。2總體方案確定設計機床的第一步，是確定總體方案。總體方案是機床部件和零件的設計依據(jù)，對整個設計的影響較大。因此，在擬定總體方案的過程中，必須全面地、周密地考慮，使所定方案技術先進、經(jīng)濟合理。2.1選題背景與意義2.1.1選題背景銑床最早是由美國人E.惠特尼于1818年創(chuàng)制的臥式銑床。為了銑削麻花鉆頭的螺旋槽，美國人J.R.布朗于1862年創(chuàng)制了第一臺萬能銑床，是為升降臺銑床的雛形。1884年前后出現(xiàn)了龍門銑床。20世紀20年代出現(xiàn)了半自動銑床，工作臺利用擋塊可完成“進給-快速”或“快速-進給”的自動轉換。1950年以后，銑床在控制系統(tǒng)方面發(fā)展很快，數(shù)字控制的應用大大提高了銑床的自動化程度。尤其是70年代以后，微處理機的數(shù)字控制系統(tǒng)和自動換刀系統(tǒng)在銑床上得到應用，擴大了銑床的加工范圍，提高了加工精度與效率。在我國，滑臺銑頭發(fā)展已有幾十年的歷史，其科研和生產(chǎn)都具有相當?shù)幕A，應用也已深入到很多行業(yè)。是當前機械制造業(yè)實現(xiàn)產(chǎn)品更新，進行技術改造，提高生產(chǎn)效率和高速發(fā)展必不可少的設備之一?；_銑頭1TX系列。國內(nèi)外主要產(chǎn)品有1TX系列交換齒輪動力頭，SB40、1TX系列手柄變速動力頭、1TA系列鏜削頭、HJ系列機械滑臺、HY系列液壓滑臺、ZHX、ZH1X系列單(雙)面立(臥)式組合銑床、立式銑床、轉盤銑床。以及各類專用機床和自動線。產(chǎn)品主要服務于國內(nèi)柴油機、拖拉機、汽車、工程機械、紡機、模具、摩托車、飛機制造、機床等行業(yè)2.1.2選題目的與意義滑臺銑削頭結構布局合理，剛性好，滿足高效強力切削。適用于鋼件等金屬材料上的平面銑削。廣泛的應用于機械制造業(yè)，特別適合于模具行業(yè)的各種塑料件，鑄件等金屬材料上的端面銑削，加工范圍大，專業(yè)生產(chǎn)系列銑削動力頭、，為廣大生產(chǎn)龍門銑床、端面銑床、自動生產(chǎn)線以及龍門刨改龍門銑床的各大廠家所采用。本銑削頭符合JB-75組合機床通用部件的部頒標準，可采用立、臥形式按裝。本銑削頭剛性好、切削平穩(wěn)、選用20CrmnTai做為齒輪材料，齒輪可經(jīng)過磨齒加工，最大程度上降低了銑頭的噪音，還可使用進口TTO油封和軸承經(jīng)過嚴格的裝配程序組裝而成，適合于批量工件的大規(guī)模生產(chǎn)和加工。由于我國與發(fā)達國家有一定的差距，因此在裝備開發(fā)設計方面必須采取跨越式思維模式。該題目綜合性較強，可以鞏固和加強所學的各科知識，提高本人綜合運用知識和解決實際問題的能力。2.2課題研究的主要內(nèi)容通過設計研究，要求設備符合下面的要求：（1）設計齒條加工機床的主傳動系統(tǒng)，主軸用齒輪傳動變速，電機功率取2.2KW；采用齒輪傳動降速，交換齒輪改變主軸轉速；（2）合理選用該機構應用的標準件、外構件并按照相公要求正確標注；進給運動手動，可微調及夾緊。（3）設計箱體、主軸及部分有代表性的零件，要求結構合理，技術要求正確；（4）要求設計方案合理，結構緊湊、工作可靠、質量達到行業(yè)標準。2.3動力裝置方案確定2.3.1總體結構分析滑臺銑削頭由滑臺銑頭，減速器，電機構成。電動機輸出動力經(jīng)過減速器，通過四級的逐次減速及變速，在傳遞到滑臺銑削頭。結構如下：圖2.11-電機2-滑臺銑頭3-減速器減速器主要由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其基本結構有三大部分，齒輪、軸及軸承組合，箱體，減速器附件滑臺銑削頭的動力頭設計采用了類似車床或者類似車床加工中心的主軸的結構,即滑臺銑削頭的前端選用雙列向心圓柱滾子3182系列和雙向推力角接觸2268系列軸承組合支承,主軸頭的后端采用3182系列或2000系列的軸承，機床進給傳動系統(tǒng)主要由工作臺、滾珠絲杠、聯(lián)軸器和滾動導軌等部件組成，主要是為了完成工作臺（本設計中指銑刀架）的進給運動的實現(xiàn)，從而使工作臺運動到指定的位置，完成工件的加工過程，本設計中進給部分我們選用了手搖輪驅動滾珠絲杠。2.3.2銑頭主傳動系統(tǒng)選擇主傳動系統(tǒng)多采用由電機驅動減速器的方式。這種主傳動方式是由電動機的主軸，直接輸出到減速器的輸入軸，使驅動電機與主軸箱分離，這就須再次中間連接減速器。減速器選擇四級齒輪傳動，擴大了調速的范圍，提高了調速穩(wěn)定性，減化了主軸箱體與主軸的結構，有效地提高了主軸部件的剛度。但主軸輸出扭矩小，電機發(fā)熱對主軸的精度影響較大。2.3.3銑頭主軸選擇主軸是機床的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動工件或刀具旋轉，完成表面成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力等載荷的作用。由于主軸的工作性能直接影響到機床的加工質量和生產(chǎn)率，因此它是機床中的一個關鍵組件。主軸和一般傳動軸的相同點是，兩者都傳遞運動、扭矩并承受傳動力，都要保證傳動件和支承的正常工件條件，但主軸直接承受切削力，還要帶動工件或刀具，實現(xiàn)表面成形運動，因此對主軸有較高的要求。主軸的設計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸的布局。機床主軸有前、后兩個支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所設計主軸組件在轉速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應、經(jīng)濟性等具體情況，加以確定。3減速器典型結構設計圖3.11，2，3，4，5，6，7，8為齒輪3.1電動機的選擇計算因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的鼠籠型三相交流異步電動機。工作機所需功率=2.2KW。3.1.1電動機的輸出功率傳動裝置的效率選擇為=1\*GB3①滾動軸承（深溝球軸承、稀油潤滑）；=2\*GB3②圓柱齒輪傳動（8級精度的一般齒輪傳動，稀油潤滑）的效率為：；則減速箱傳動總效率為：所以電動機的輸出功率為：3.1.2確定電動機轉速：按《機械課程設計上機與設計》，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=2~5，則總傳動比范圍為=16~625。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，取同步轉速n=3000r/min,則選額定轉速n=3000r/min比較適合.3.1.3確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，由《機械設計課程上機與設計》可查出符合要求的電動機為封閉式Y（IP44）系列的鼠籠型三相交流異步電動機，型號為：Y90L-2。其主要性能：額定功率：2.2KW，滿載轉速2840r/min，額定轉矩2.2。3.2傳動裝置運動、動力參數(shù)計算3.2.1傳動比的確定及分配各級傳動比查閱資料可知多級減速器中各級傳動比i=1～5合理，按各級齒輪齒面接觸強度相等，并獲得較小的外形尺寸和重量的原則。故取傳動比最好控制在i=1～3之間。由于本減速器為四級傳動，取一三級接近，二四級接近。取.3.2.2計算各軸轉速電動機軸：,軸1：,軸2：,軸3：,輸出軸：.3.2.3計算各軸的功率：電動機軸：軸1：軸2：軸3：輸出軸：3.2.4計算各軸轉矩電動機軸：軸1：軸2：軸3：輸出軸：3.2.5傳動裝置運動、動力參數(shù)匯總表表3.1傳動裝置運動、動力參數(shù)計算軸號參數(shù)電動機軸軸1軸2軸3輸出軸轉速nr/min28402029812477159輸入功率P/kw2.592.5122.4132．3172．225輸入轉矩T/N·m0.087×1050.118×1050.284×1060.464×1061.336×1063.3.選擇齒輪材料并確定許應應力由于本題對減速器沒有特殊要求，可采用軟齒面閉式齒輪傳動。在齒輪副的配合中，可采用小齒輪材料用40Cr鍛鋼，調質處理，齒面硬度HB1=217～286HBS,大齒輪材料用45號鍛鋼，調質處理，齒面硬度HB2=197～286HBS。表3.240Cr,45比較材料牌號熱處理方式硬度HBS接觸疲勞極限彎曲疲勞極限45調質197～286550～620410～48040Cr調質217～286650～750560～620由《機械設計基礎》，可查得；；查得。需用接觸應力：；。許用彎曲應力：；。3.4.典型齒輪的強度校核對與輸出軸配合的齒輪副按齒面接觸強度設計計算根據(jù)軟齒面閉式齒輪傳動準則，應首先按齒面接觸強度設計公式進行設計計算，然后再按軟齒面彎曲強度驗算公式進行驗算。由《機械設計基礎》，可知設計計算公式為：3.4.1確定計算參數(shù)計算小齒輪上轉矩為：；；；按《機械設計基礎》，選取載荷系數(shù)K，，??；選取齒寬系數(shù)，（0.8～1.4）取。因代入公式計算。3.4.2初算中心距，，，取此段3.4.3確定齒數(shù)和模數(shù)齒數(shù)：,模數(shù)：按《機械設計基礎》，取標準模數(shù)。3.4.4確定中心距和齒寬中心距：齒寬：。圓取整數(shù)3.4.5驗證齒輪彎曲強度由《機械設計基礎》，可知輪齒彎曲強度的驗算公式為：。查的齒形系數(shù)，得。應力修正系數(shù)，分別驗算兩輪的齒根彎曲強度：驗算結果：齒輪彎曲強度滿足要求。3.4.6齒輪的基本尺寸設計確定齒輪的主要幾何尺寸：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：3.4.7確定齒輪制造精度由《機械設計基礎》確定齒輪第II公差組為9級精度，適用于低速傳動。3.5中間軸軸2的設計計算3.5.1按扭轉強度初算軸徑對于只傳遞轉矩的圓截面軸，由《機械設計基礎》其強度條件：由《機械設計基礎》知軸的設計公式：由軸2：,，查機械設計手冊：?。?；考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則，∴取。3.5.2軸的結構設計圖3.2中間軸軸2=1\*GB3①軸上零件的定位，固定和裝配四級減速器中軸2如上所示，此軸安裝兩軸承，兩齒輪?？蓪X輪安排在軸如圖兩鍵槽的軸段上。齒輪1左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，齒輪2左面由軸肩定位，右面用螺母軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定。左軸承分別以端蓋和軸肩定位，采用過渡配合固定。右軸承分別以兩套筒定位，采用過渡配合固定。=2\*GB3②確定軸各段直徑和長度Ⅵ段：，該段上為大齒輪；Ⅴ段:，該段上為套筒,軸承蓋；Ⅳ段:，該段上為右軸承和套筒，軸承型號初選為6005型深溝球軸承，其內(nèi)徑為25mm,外徑47mm，寬度為12mm；Ⅲ段:，該段上為小齒輪；Ⅱ段:，該段為定位軸肩；Ⅰ段：該段上為左軸承，與右軸承型號相同；=3\*GB3③確定軸各段長度取套筒長為，Ⅰ段：該段上為左軸承，軸承型號初選為6005型深溝球軸承，其內(nèi)徑為25mm,外徑47mm，寬度為12mm；Ⅱ段:該段通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，得：Ⅲ段：該段為小齒輪，根據(jù)《機械設計基礎》：；Ⅳ段：該段上為右軸承和套筒1，軸承型號初選為6005型深溝球軸承，其內(nèi)徑為25mm,外徑47mm，寬度為12mm；得：；Ⅴ段:該段為軸肩，根據(jù)《機械設計基礎》：Ⅵ段：由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm3.5.3按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=48mm求轉矩：已知T2=28400N·mm求圓周力Ft:Ft=2T2/d2=2*28400/48=1183.3N求徑向力Fr:Fr=Ft·tanα=1183.3×tan=430.7NLA=78mm,LB=21mm圖3.3軸2受力矩彎矩=1\*GB3①繪制軸受力簡圖（如圖a）=2\*GB3②繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：截面C在垂直面彎矩為=3\*GB3③繪制水平面彎矩圖（圖c）截面C在水平面上彎矩為：=4\*GB3④繪制合彎矩圖（圖d）=5\*GB3⑤繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m=6\*GB3⑥繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[19.578+(1×48)2]1/2=57.59N·m=7\*GB3⑦校核危險截面C的強度由式σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa∴該軸強度足夠。3.5.4軸承的校核由《機械設計課程上機與設計》中表得：6005深溝球軸承額定靜載荷?；井斄縿虞d荷；由《機械設計基礎》取預期壽命，；取X=1，Y=0，；由《機械設計基礎》得當量動載計算軸承壽命：由《機械設計基礎》，因軸承為常溫工作，取，球軸承；所以選擇軸承6005合適3.5.5鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩（N·m）極限應力（MPa）鍵18×7×18（單頭）26103.030.021.1鍵26×6×10（單頭）2163.541.028.2表3.3鍵連接的選擇及校核計算選擇圖3.5.6潤滑與密封=1\*GB3①齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。=2\*GB3②滾動軸承的潤滑由于承受周向速度，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。=3\*GB3③潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，宜選用L-AN15潤滑油。=4\*GB3④密封方法的選取選用凸緣式端蓋可易于調整，采用悶蓋安裝骨架式得旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為FZ/T92I10-91。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。4滑臺銑頭結構設計圖4.1滑臺銑頭4.1主軸的設計計算4.1.1主軸的基本要求=1\*GB3①旋轉精度圖4.2主軸的旋轉誤差主軸所有的旋轉精度是指主軸在手動或低速、空載時，在主軸的前端定位面的三個跳動：徑向跳動△r、端面跳動△a，軸向竄動值△o。如圖所示：圖中實線表示理想的旋轉軸線，虛線表示實際的旋轉軸線。當主軸以工作轉速旋轉時，主軸回轉軸線在空間的漂移量即為運動精度。主軸組件的旋轉精度取決于部件中各主要件（如主軸、軸承及支承座孔等）的制造精度和裝配、調整精度；運動精度還取決于主軸的轉速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。=2\*GB3②剛度圖4.3主軸組件靜剛度主軸組件的剛度K指其承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖2-2所示，即K=F/y（單位為N/mm），剛度的倒數(shù)y/F稱為柔度。主軸組件的剛度，是主軸、軸承，支承座的剛度的綜合反映，它可直接影響它的主軸組件的旋轉精度。主軸組件的剛度越高，主軸受力后的變形就越小，如有若剛度不足，在加工精度方面，主軸的前端彈性變形將直接影響著工件的精度；在傳動的質量方面，主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況，并使軸承產(chǎn)生側邊壓力，從而使這些零件的磨損加劇，壽命縮短；在工件平穩(wěn)性方面，將可使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下，產(chǎn)生過大的受迫振動，并容易引起切削自激振動，降低了工件的平穩(wěn)性。主軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結構尺寸、軸承的類型，其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質量等。=3\*GB3③抗振性主軸組件的抗振性是指在其抵抗受迫振動和自激振動侯而保持平穩(wěn)運轉的能力。在切削過程中，主軸組件不僅載荷的作用，也受沖擊載荷和交變載荷，使主軸產(chǎn)生振動。隨著機床向高精度、高效率方向發(fā)展，對抗振性要求越來越高。評價主軸組件的抗振性，主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小。=4\*GB3④溫升和熱變形主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。主軸組件溫升和熱變形，使機床各部件間位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度機床尤為嚴重；熱變主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞。 影響主軸組件溫升、熱變形因素有：軸承的類型和布置方式，軸承間隙及預緊力的大小，潤滑方式和散熱條件等。=5\*GB3⑤耐磨性主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力，精度的保持性。因此，主軸組件各個滑動表面，包括主軸端部定位面、錐孔，與滑動軸承配合的軸頸表面，移動式主軸套筒外圓表面等，都必須具有很高的硬度，保證其耐磨性。為了提高主軸組件的耐磨性，正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方法、潤滑方式，合理調整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。4.1.2主軸的布局主軸的設計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸的布局。機床主軸有前、后支承和前、中、后三個支承兩種，以前多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)所設計主軸組件在轉速、承載能力、剛度以及精度等的要求，并考慮軸承的供應、經(jīng)濟性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求：=1\*GB3①適應剛度和承載能力的要求主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷大時，可用滾子軸承；小時，可選球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度，承載能力，比單列大。同一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承的大。一般來說，前支承的剛度，應比后支承的大。因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的大。=2\*GB3②適應轉速要求由于結構，制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉速是不同的。軸承規(guī)格越大，精度越低，允許最高轉速越低。在受徑向載荷當中，圓柱滾子軸承的極限轉速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當中，向心推力軸承的極限轉速最高；推力球軸承的次之；圓錐滾子軸承的最低，但承載能力與上述次序相反。因此，應可綜合考慮轉速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。=3\*GB3③適應精度的要求起止推作用的軸承布置有三方式：前端定位—止推軸承集中布置在前；后端定位—集中布置在后；兩端定位—分別布置在前、后支承。采用前端定位，主軸熱變形向后延伸，不影響軸向定位，但前支承結構復雜，調整軸承間隙較不便，前支承處發(fā)熱量大；后端定位的特點與前述相反；兩端定位，主軸受熱伸長，軸承軸向間隙改變大，止推軸承布置徑向軸承內(nèi)側，主軸可能因熱膨脹而彎曲。=4\*GB3④適應結構的要求當要求主軸在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結構上徑向尺寸要緊湊時，則可在一個支承（尤其是前支承）中配置兩個或兩個以上的軸承。對于軸間距很小的多主軸機床，由于結構限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使兩軸承錯開排列。=5\*GB3⑤適應經(jīng)濟性要求確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結構方面要求外，還應作經(jīng)濟性分析，使經(jīng)濟效果好。=6\*GB3⑥主軸的材料、熱處理和技術要求本設計的主軸材料采用40，熱處理方法是調質處理，在軸頸的前端安裝刀具處應進行高頻表面淬火，表面硬度為HRC22～28。主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度；主軸與軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度。因此，設計時對主軸提出了一定的技術要求，它主要包括主軸各配合表面的尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和表面硬度等內(nèi)容，并應在主軸零件圖上準確、合理的進行標注，以滿足設計要求、工藝要求、檢測要求。4.1.3主軸結構的初步擬定主軸的結構主要決定于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位的方法，同時還考慮主軸加工，裝配的工藝性。主軸是空心的，主要取決于機床的類型。此次設計的主軸，滿足剛度要求的前提下，設計成空心軸，以便過刀具拉桿。主軸端部系指主軸前端。保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。查《金屬切削機床設計》中通用機床主軸端部的形狀圖，選短圓錐法蘭盤式主軸端部結構形式。主軸是空心的，前端有錐度為7:24的錐孔，結構如下所示：圖4.4框架式銑床主軸簡圖軸上零件定位：零件的軸向定位：軸上零件的軸向定位以軸肩、套筒、圓螺母保證。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩，軸肩處產(chǎn)生應力集中，而且軸肩過多不利于裝配，因此，軸肩定位多用軸向力大的場合，套筒定位因為不影響軸的疲勞強度，一般用軸上兩個零件之定位。若兩零件的間距大或轉速高時，不宜采用套筒的定位。圓螺母定位可承受大的軸向力，但軸上螺紋處有較大的應力集中，故一般用于固定軸端的零件，當軸上零件間距離較大不宜使用套筒定位時，也常采用圓螺母定位。4.1.4主軸的校核=1\*GB3①．主軸按扭轉強度校核這種方法只是按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受到不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。軸的扭轉強度條件為：式中：—扭轉切應力，單位為；T—軸所受的扭矩，單位為；—軸的抗扭截面系數(shù)，單位為；n—軸的轉速，單位為；P—軸傳遞的功率，單位為kW；d—計算截面處軸的直徑，單位為mm；—需用扭轉切應力，單位為。因為=2.225，n=195r/min，D=40mm，查表得40的值為：35—55，則≤成立，所以此主軸滿足扭轉強度要求。=2\*GB3②．主軸的扭轉剛度校核。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角表示。階梯軸的扭轉角[單位為（）/m]的計算公式為：式中，—軸所受的扭矩，單位為；—軸的材料的剪切彈性模量，單位為，對于鋼材，G=8.1；—軸截面的極慣性矩，單位為；L—階梯軸受扭矩作用的長度，單位為mm；z—階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。對圓軸：=軸的扭轉剛度的條件為：的取值為0.51（）/m計算得階梯軸的扭轉角為：0.04則軸滿足扭轉剛度要求。4.1.5主軸前后支承軸承的選擇=1\*GB3①主軸前支承軸承的選擇根據(jù)軸承的選擇原則，查《金屬切削機床設計簡明手冊》,選取主軸前支承的雙列向心短圓柱滾子軸承型號為3182110。其中，d=50，D=80，B=23，r=1。具體結構參數(shù)如圖所示：圖4.5再查《金屬切削機床設計簡明手冊》，選取主軸前支承的推力球軸軸承型號為8209。其中，d=45，D=73，H=20,r=1。具體結構參數(shù)如圖所示：圖4.6=2\*GB3②主軸后支承軸承的選擇查《金屬切削機床設計簡明手冊》，選取主軸后支承的圓柱滾子軸承型號為2208。其中：d=40，D=80，H=18,r=1.5。具體結構參數(shù)如圖2-6所示：圖4.74.1.6主軸內(nèi)孔直徑該機床用于銑削加工，其主軸需有一通過銑刀拉桿的孔，該主軸內(nèi)孔直徑應取在一定范圍內(nèi)，才不致影響主軸剛度。一般，主軸內(nèi)孔直徑受到主軸后軸頸的直徑所限制。由材料力學可知，剛度K正比于截面慣性矩I，它與直徑之間有下列關系：根據(jù)此式可得：當<0.3時，空心與實心截面主軸的剛度很接近；當=0.5時，空心主軸的剛度為實心主軸剛度的90%，對剛度影響不大；≥0.7時，則主軸剛度急劇下降，故一般應使<0.7，即d<0.7D?？紤]到此機床主軸為銑削主軸，銑刀拉桿的直徑比較小，故可將取小些，即取=0.4，即：d<0.4D=0.4×40=16.4.1.7進給傳動系統(tǒng)設計本設計中進給部分我們選擇了手搖柄驅動滾珠絲杠，為此比較其他的結構，手搖柄驅動滾珠絲杠具有以下的優(yōu)點[18]：1.摩擦損失小，傳動效率；2.運動平穩(wěn)，靈敏度高，低速時無爬行；3.軸向剛度高，反向定位精度高；4.磨損小，壽命長，維護簡單；5.同步性好；6.有專業(yè)的廠家生產(chǎn)?；谝陨系母鞣N優(yōu)點，我們選擇了手搖柄驅動滾珠絲杠配有螺母副作為進給運動的動力。根據(jù)絲杠的安裝特點，對于絲杠的安裝我們選用了一端固定一段自由安裝的形式[16]，如圖所示。這種支撐形式簡單，絲杠軸向剛度比兩端低，絲杠的壓桿穩(wěn)定性和臨界轉速比較低。為了提高銑頭進給系統(tǒng)的靈敏度、定位精度和防止爬行，比須降低銑頭進給系統(tǒng)的摩擦并減少靜、動摩擦系數(shù)之差。因此，在行程不太長的直線運動機構常用手搖柄絲杠螺母副。它的作用是將旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動，使銑頭實現(xiàn)軸向位移運動。特點傳動效率高，摩擦力小，壽命長，經(jīng)預緊后可消除軸向間隙，無反向空行程。手搖柄絲杠副作為銑頭的直線驅動執(zhí)行單元，在銑床行業(yè)得到廣泛運用，極大的推動了銑床行業(yè)的普及化發(fā)展。手搖柄絲杠的靜、動摩擦系數(shù)實際上幾乎沒有什么差別。手搖柄絲杠副發(fā)熱率低，溫升小以及在加工過程中對絲杠采取預拉伸并預緊消除軸向間隙等措施，使絲杠具有高的定位精度和重復定位精度，使用方便，操作靈敏。圖4.81-渦輪2-鎖緊螺母3-手搖柄4-絲杠5-軸承6-螺母5潤滑系統(tǒng)的設計潤滑目的就是，為了減少工作表面的摩擦，由此造成的震動，運動過程不穩(wěn)定，能量損失嚴重等問題。潤滑很好的減少工作表面發(fā)熱和磨損，保證機器的工作精度，運動精度，提高機器工作效率等。潤滑是左右設備性能重要問題，潤滑劑或潤滑方式的合適與否將大大影響其壽命。5.1潤滑部位的選擇主要潤滑部位是：1.螺母與手搖柄驅動絲杠配合部位2.主軸表部；3.軸承部分；主要討論角接觸球軸承的潤滑問題。5.2潤滑劑的選擇凡是能降低摩擦阻力作用的介質都可以作為潤滑劑。目前各類設備中常用的潤滑劑類型為稀油和干油兩大類。稀油潤滑一般用于下列情況：(1)除完成潤滑外，還需帶走摩擦表面間產(chǎn)生的熱量；(2)能夠保證滑動平面間為液體摩擦：液體摩擦軸承、高速移動滑動平面間、止推滑動軸承；(3)能用簡易手段向嚙合傳動機構本身及其軸承提供一種潤滑劑的情況；(4)除潤滑外，還需要清洗摩擦平面并保持清潔狀態(tài)者；(5)相同情況下，易于對軸承進行密封并能很好防止?jié)櫥屯庖缯?。干油潤滑一般用于下列情況：(1)粘性很好，能附著在摩擦平面上，不流失及飛濺，多用做往復轉動，短期工作制的重載荷低轉速的滑動軸承上；(2)密封性好，且給油方便；(3)很適用于低速的滾動軸承潤滑，可長時間不用加油，維護方便；(4)防護性能好，能保護裸露的摩擦表面免受機械雜質及水等的污染。通過以上分析，選擇干油潤滑，為了可確保潤滑效果，通過增加油封，保證潤滑油的不流失。6結論本次設計的題目是滑