中小風機殼銑雙端面專機設計說明

1、 I / 45目錄目錄摘摘 要要 I I1 1 緒論緒論 1 11.11.1 設計的目的和意義設計的目的和意義 11.21.2 銑床的國外發(fā)展現(xiàn)狀銑床的國外發(fā)展現(xiàn)狀 11.31.3 設計容設計容 42 2 整機結構設計整機結構設計 42.12.1 總體方案論證總體方案論證 42.22.2 總體方案的確定總體方案的確定 63 3 銑削頭的設計計算銑削頭的設計計算 83.13.1 銑削頭設計銑削頭設計 83.23.2 動力系統(tǒng)的設計動力系統(tǒng)的設計 83.33.3 同步帶的設計同步帶的設計 93.43.4 傳動軸和花鍵的設計與計算傳動軸和花鍵的設計與計算 134 4 滑臺的設計計算滑臺的設計計算 2

2、24.14.1 滑臺的結構設計滑臺的結構設計 224.24.2 電機的選用電機的選用 224.34.3 傳導螺旋的設計計算傳導螺旋的設計計算 234.44.4 軸的設計軸的設計 285 5 中間工作臺的設計計算中間工作臺的設計計算 295.15.1 中間工作臺的結構中間工作臺的結構 29 II / 455.25.2 電機的選用電機的選用 295.35.3 同步帶的設計計算同步帶的設計計算 305.45.4 絲桿的設計計算絲桿的設計計算 336 6 結論與建議結論與建議 39參考文獻參考文獻 40致致 41 I / 45中小風機殼銑雙端面專機設計中小風機殼銑雙端面專機設計摘摘 要要中小風機的外殼

3、，結構尺寸大，普通機床很難提高加工效率。為解決該加工零件的效率問題，需要設計一種大型的專用銑床。通過對國外銑床的調(diào)研和資料檢索，設計了一種實用的專用銑床。該專用機床主要有四大部分組成。包括中間工作臺、立柱滑臺、臥式滑臺、銑削頭部分。加工的機殼在液壓夾具的作用下固定于中間工作臺上，配套的伺服電機驅(qū)動中間工作臺移動完成進給運動，臥式滑臺完成進刀和退刀運動。相應的配套電機帶動銑削頭旋轉完成銑削運動。在完成一個水平面上的銑削后。立柱滑臺在電機的作用下垂直移動進行下一水平面的銑削。加工時采用雙面同時加工的方法，從而保證了端面的精度、提高加工的效率。該機整機布置合理，加工效率和精度高，適合大批量銑削中小風

4、機的端面。關鍵詞：關鍵詞：專用銑床；雙端面；滑臺； 1 / 451 1 緒論緒論1.11.1 設計的目的和意義設計的目的和意義鼓風機產(chǎn)品廣泛應用于電力、石油、化工、鋼鐵、水泥、環(huán)保等多種行業(yè)和領域。因此，對風機的需求量較大。機殼是風機的重要部分，為保證重要部件的精度和加工的效率，提高銑削機殼的效率，所以研究一種專用的銑床來加工中小風機端面是必然的。一般的數(shù)控銑床是指規(guī)格較小的升降臺式數(shù)控銑床，其工作臺寬度多在 400mm 以下，規(guī)格較大的數(shù)控銑床（如工作臺寬度在 500mm 以上的） ，其功能已向加工中心靠近，進而演變成榮幸加工單元。數(shù)控銑床多為三坐標、兩軸聯(lián)動的機床，也稱兩軸半控制，即在、Y

5、、Z 三個坐標軸中，任意兩軸都可以聯(lián)動。一般情況下，在數(shù)控銑床上只能用來加平面曲線的輪廓。對于有特殊要求的數(shù)控銑床，還可以加進一個回轉的 A 坐標或 C 坐標，即增加一個數(shù)控分度頭或數(shù)控回轉工作臺，它可安裝在機床工作臺的不同位置，這時機床的數(shù)控系統(tǒng)為四坐標的數(shù)控系統(tǒng)，可用來加工螺旋槽、葉片等立體曲面零件。與普通銑床相比，數(shù)控銑床的加工精度高，精度穩(wěn)定性好，適應性強，操作勞動強度低，特別適應于板類、盤類、殼具類、模具類等復雜形狀的零件或?qū)缺３中砸筝^高的中、小批量零件的加工。1.21.2 銑床的國外發(fā)展現(xiàn)狀銑床的國外發(fā)展現(xiàn)狀銑床（milling machine）系指主要用銑刀在工件上加工各種

6、表面的機床。通常銑刀旋轉運動為主運動，工件(和)銑刀的移動為進給運動。它可以加工平面、垂直面、斜面、各種溝槽或成型面，如果配一些附件（如 2 / 45分度頭）也可以加工螺旋槽，凸輪、成型面等。銑床是用銑刀對工件進行銑削加工的機床。銑床除能銑削平面、溝槽、輪齒、螺紋和花鍵軸外，還能加工比較復雜的型面，效率較刨床高，在機械制造和修理部門得到廣泛應用。中國銑床產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結構不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄

7、弱、管理水平落后等。中國銑床產(chǎn)業(yè)發(fā)展研究報告闡述了世界銑床產(chǎn)業(yè)的發(fā)展歷程，分析了中國銑床產(chǎn)業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀與差距，開創(chuàng)性地提出了“新型銑床產(chǎn)業(yè)” 與替代品產(chǎn)業(yè)概念，在此基礎上，從四個維度即“以人為本”、“科技創(chuàng)新”、“環(huán)境友好”和“面向未來”準確地界定了“新型銑床產(chǎn)業(yè)” 與替代產(chǎn)品的涵。根據(jù)“新型銑床產(chǎn)業(yè)” 與替代品的評價體系和量化指標體系，從全新的角度對中國銑床產(chǎn)業(yè)發(fā)展進行了推演和精準預測，在此基礎上，對中國的行政區(qū)劃和四大都市圈的銑床產(chǎn)業(yè)發(fā)展進行了全面的研究。最早的銑床是美國人惠特尼于 1818 年創(chuàng)制的臥式銑床；為了銑削麻花鉆頭的螺旋槽，美國人布朗于 1862 年創(chuàng)制了第一臺萬能銑床，這是升降

8、臺銑床的雛形；1884 年前后又出現(xiàn)了龍門銑床；二十世紀 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，擴大了銑床的加工圍，提高了加工精度與效率。 3 / 45國外現(xiàn)階段銑床按不同的分類方式可分為以下幾類：銑床按其結構分：(1)臺式銑床：小型的用于銑削儀器、儀表等小型零件的銑床。(2)懸臂式銑床：銑頭裝在懸臂上的銑床，床身水平布置，懸臂通常可沿床身一側立柱導軌作垂直移動，銑頭沿懸臂導軌移

9、動。(3)滑枕式銑床：主軸裝在滑枕上的銑床，床身水平布置，滑枕可沿滑鞍導軌作橫向移動，滑鞍可沿立柱導軌作垂直移動。(4)龍門式銑床：床身水平布置，其兩側的立柱和連接梁構成門架的銑床。銑頭裝在橫梁和立柱上，可沿其導軌移動。通常橫梁可沿立柱導軌垂向移動，工作臺可沿床身導軌縱向移動。用于大件加工。(5)平面銑床：用于銑削平面和成型面的銑床，床身水平布置，通常工作臺沿床身導軌縱向移動，主軸可軸向移動。它結構簡單，生產(chǎn)效率高。(6)仿形銑床：對工件進行仿形加工的銑床。一般用于加工復雜形狀工件。(7)升降臺銑床：具有可沿床身導軌垂直移動的升降臺的銑床，通常安裝在升降臺上的工作臺和滑鞍可分別作縱向、橫向移動

10、。(8)搖臂銑床：搖臂裝在床身頂部，銑頭裝在搖臂一端，搖臂可在水平面回轉和移動，銑頭能在搖臂的端面上回轉一定角度的銑床。(9)床身式銑床：工作臺不能升降，可沿床身導軌作縱向移動，銑頭或立柱可作垂直移動的銑床。(10)專用銑床：例如工具銑床：用于銑削工具模具的銑床，加工精度高，加工形狀復雜。按布局形式和適用圍分主要的有升降臺銑床、龍門銑床、單柱銑床和單臂銑床、儀表銑床、 4 / 45工具銑床等。升降臺銑床有萬能式、臥式和立式幾種，主要用于加工中小型零件，應用最廣；龍門銑床包括龍門銑鏜床、龍門銑刨床和雙柱銑床，均用于加工大型零件；單柱銑床的水平銑頭可沿立柱導軌移動，工作臺作縱向進給；單臂銑床的立銑

11、頭可沿懸臂導軌水平移動，懸臂也可沿立柱導軌調(diào)整高度。單柱銑床和單臂銑床均用于加工大型零件。儀表銑床是一種小型的升降臺銑床，用于加工儀器儀表和其他小型零件；工具銑床主要用于模具和工具制造，配有立銑頭、萬能角度工作臺和插頭等多種附件，還可進行鉆削、鏜削和插削等加工。其他銑床還有鍵槽銑床、凸輪銑床、曲軸銑床、軋輥軸頸銑床和方鋼錠銑床等，它們都是為加工相應的工件而制造的專用銑床。按控制方式分銑床又可分為仿形銑床、程序控制銑床和數(shù)控銑床等1。1.31.3 設計容設計容設計一臺專用的銑床用于銑削中小風機殼的端面，該機床既能提高銑削的效率同時又保證加工的精度，能夠降低加工成本。結構簡單工作平穩(wěn)，為后續(xù)的加工

12、創(chuàng)造了基準面，降低了加工時的誤差，為產(chǎn)品的質(zhì)量提供了保障。 4 / 452 2 整機結構設計整機結構設計2.12.1 總體方案論證總體方案論證(1).確保銑床運轉順暢和連續(xù)作業(yè)。各工作部件要求能相互協(xié)調(diào)地緊密配合工作，確保銑床擁有較高的生產(chǎn)效率和較好的作業(yè)質(zhì)量；(2).保證銑削頭加工機殼的兩對立面時始終在同一水平面上。銑削時兩面要同步進行，否側會使零件孔的加工精度嚴重降低，甚至不合要求。(3).整體設計合理，生產(chǎn)效率高，結構簡單。在整體設計上，要保證銑床整體設計合理，結構簡單，便于操作。方案一：1.中間工作臺 2.機殼 3.立柱滑臺 4.銑削頭 5. 臥式滑臺 5 / 45圖 2.1 方案一示

13、意圖該方案的工作過程是銑削頭 4 在立柱滑臺 3 的帶動下完成進刀和快速退刀的運動，進刀完成后，機殼在中間工作臺 1 的帶動下完成前后方向的進給運動，左右方向的進給運動則由臥式滑臺 5 來完成。方案二：1.工作臺 2.臥式滑臺 3.銑削頭 4.立柱滑臺 5.機殼圖 2.2 方案示意圖該方案兩邊的銑削頭 3 分別在臥式滑臺 2 的帶動下完成進刀和快速退刀的運動，進刀完成后，機殼固定不動，銑削頭在工作臺 1 的帶動下完成前后方向的進給運動，上下方向的進給運動則由立柱滑臺 4 來完成。左右兩端面的加工是同步進行，兩銑頭都以一樣的轉速銑削并且在同一水平面上，左右保證對稱加工。方案三： 6 / 451.

14、立柱滑臺 2.機殼 3.銑削頭 4.臥式滑臺 5.中間工作臺圖 2.3 方案三示意圖該方案兩邊的銑削頭 3 分別在臥式滑臺 4 的帶動下完成進刀和快速退刀的運動，進刀完成后，機殼在中間工作臺 5 的帶動下完成前后方向的進給運動。銑削頭在立柱滑臺 1 的帶動下完成上下方向的進給運動。左右兩端面的加工是同步進行，兩銑頭都以一樣的轉速銑削并且在同一水平面上，左右保證對稱加工。2.22.2 總體方案的確定總體方案的確定方案一加工機殼時的進給運動是由中間工作臺和臥式滑臺配合來完成。銑削頭完成旋轉銑削運動和左右方向的進給運動，中間工作臺來完成機殼的前后進給運動，保證了機殼的加工精度。但此方案只能完成一個端

15、面的銑削，加工效率較低。方案二采用對稱加工，提高了加工的效率。但機殼固定不動，進給運動在工作臺和立柱滑臺帶動下由銑削頭來完成，銑削頭既要完成旋轉銑削 7 / 45運動而且要完成全部的進給運動，造成了加工過程中進給運動不夠平穩(wěn)，加工精度不高。方案三不但保證了左右的對稱加工，提高了工作效率。而且，將加工時的進給運動分別由中間工作臺帶動機殼完成和立柱滑臺帶動銑削頭完成，這樣就保證了加工過程中的穩(wěn)定性，進而提高了加工的精度。通過對上述三種方案分析比較，第三種方案既能提高生產(chǎn)效率又能提高加工精度，因此，方案三為最佳的方案。此方案設計的專用機床分為四部分：銑削頭、立柱滑臺、臥式滑臺和中間工作臺。銑削頭完成

16、旋轉銑削運動，立柱滑臺完成上下方向的進給運動，臥式滑臺完成進刀和退刀運動，中間工作臺完成前后方向的進給運動即完成加工時主要的進給運動。3 3 銑削頭的設計計算銑削頭的設計計算3.13.1 銑削頭設計銑削頭設計該部分用于完成銑削機殼，工作過程如圖 3.1 電機傳遞的動力通過同步帶的減速后帶動銑削頭進行旋轉，對機殼進行銑削加工。 8 / 451.電機 2.小帶輪 3.同步帶 4.大帶輪 5.銑削頭圖 3.1 銑削頭部分示意圖3.23.2 動力系統(tǒng)的設計動力系統(tǒng)的設計銑削頭采用端銑刀。銑刀直徑為 d0=200mm；進給量 af=0.1mm/z；切削深度 ap=3mm；切削寬度 ae=（0.40.8）

17、do=0.8200=160mm；銑削力 Fz=9.8154.5ae1.0af0.74ap0.9zd0-1.0 公式（3.1） =9.8154.51601.00.10.7430.912200-1.0 =2510N2銑刀的轉速 n刀=240r/min;銑削速度 v=d0n刀/1000=2.5m/s; 公式（3.2）Pm=Fzv10-3=6.3Kw;機床主軸電機功率 PE6.3/0.85=7.4 Kw; 9 / 45查表取 P=7.5Kw，n電機=970r/min 的電機3；電機的代號為 Y160M-6-B3； 軸的材料為 40Cr。3.33.3 同步帶的設計同步帶的設計已知電機的轉速 n電機=97

18、0r/min，銑刀的轉速 n刀=240r/min;轉動比i=970/240=4;電機的功率 PE=7.4 Kw，初定兩同步帶輪的中心距為 380mm，每天工作 8 小時；（1）求計算功率由表 3.53，工作平穩(wěn)查得 KA=1.2，則Pca=KAP=1.2x7.5=9Kw; 公式（3.3）（2）選取帶型和節(jié)距帶型：根據(jù) Pca= 9 Kw 和 n電機=970r/min,由圖3.23 確定為 H 型；節(jié)距：根據(jù)帶型由表 3.49 確定節(jié)距 Pb=12.7mm；（3）小帶輪的齒數(shù) Z1 根據(jù)帶型和小帶輪轉速，由表 3.52 查得Zmin=16，此處定為 Z1=21；（4）小帶輪節(jié)圓直徑 D1=Z1P

19、b/=84.69mm;由表 3.57 查得其外徑Da1=83.52mm； 公式（3.4）（5）大帶輪齒數(shù) Z2Z2=iZ1=4x21=84；由表 3.57 查得其外徑Da2=388.20mm；（6）大帶輪節(jié)圓直徑 D2=Z2Pb/=339.57mm； （7）帶速 v=D1n1/601000=4.3m/s； 公式（3.5）（8）初定中心距 a0a0=380mm；（9）帶長與其齒數(shù) L0=2a0+(D1+D2)2+=2380+(84.69+339.57)+02124)(aDD23804)69.8457.339(2 =1468.83mm; 公式（3.6）根據(jù)表 3.50 查得應該選用帶長代號為 57

20、0 的 H 型同步帶，其節(jié)線 10 / 45Lp=1447.80mm；節(jié)線長上的齒數(shù) Z=114；（10）實際中心距 aa=a0+=380+=369.49mm; 20LLp283.146880.1447公式（3.7）（11）小帶輪的嚙合數(shù) ZmZm= 011360Z公式（3.8）式中：=1000012047.1403 .5749.36969.8457.3391803 .57180aDD取 Zm=9；19. 836047.1402100mZ（12）基本額定功率 P0由表 3.56 查得 Fa=2100N（工作拉力） m=0.448kg/m (單位長度的質(zhì)量)P0= 公式（3.9）;99. 810

21、003 . 4)3 . 44487. 02100(1000)(22KWvmvFa（13）所需帶寬 bsbs= 14. 100PKpbzcas公式 （3.10）查表 3.55，H 型帶 bso=76.2mm；Zm=96, Kz=1;則 bs=；由表 3.51，應選代號為 300 的 H 型帶。其中27.7699. 8192 .7614. 1bs=76.2mm；（14）作用在軸上的力 Fr=； NvPca20933 . 4910001000公式（3.11） （15）帶輪的結構與尺寸 1）小帶輪的尺寸4 11 / 45表 3.1 小帶輪尺寸參數(shù)計算項目公式與數(shù)據(jù)計算結果 12 / 452）大帶輪的尺

22、寸切削帶輪齒形的刀具齒形角齒槽底寬齒高齒根圓角半徑齒頂圓角半徑節(jié)頂距外圓直徑外圓節(jié)距根圓直徑帶輪寬度2bwhgr1r22DaPaDfB直邊齒形專用Da= D1-2Pa=(Z-帶ZDa輪齒數(shù))Df=Da-2hgB=76.27+（315）度mmmmmmmmmmmmmmmmmm400304.190.132.923.051.601.60+0.131.73282.95812.4076.85889計算項目公式與數(shù)據(jù)計算結果切削帶輪齒形的刀具齒形角齒槽底寬齒高齒根圓角半徑齒頂圓角半徑節(jié)頂距外圓直徑外圓節(jié)距2bwhgr1r22DaPa直邊齒形專用Da=D2.2Pa=(Z-帶ZDa度mmmmmmmmmmmmmm

23、400304.190.132.923.051.601.60+0.131.732337.83812.40 13 / 45表 3.2 大帶輪尺寸參數(shù)3.43.4 傳動軸和花鍵的設計與計算傳動軸和花鍵的設計與計算因為受到同步帶的壓軸力 F=2093N 較小，因此忽略不計，將軸按傳動軸來設計。只考慮扭轉強度的影響。 按扭轉強度條件計算： 先按式 15.2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15.3，取 A0=112，于是得dmin=(nmin為銑削頭最低轉mmnPnPA4115098. 05 . 711211233min3330電速) 公式（3.12）應當指出，當軸截面

24、上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑 d100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸的直徑增大 3；有兩個鍵槽時，應該增大 7。對于直徑 d100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%7%; 有兩個鍵槽時，應該增大 10%15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。應當注意，這樣求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。 因此，考慮到最小軸與花鍵的連接取軸的最小直徑為 d1=72mm。根圓直徑帶輪寬度DfB輪齒數(shù))Df=Da-2hgB=76.27+（315）mmmm331.73889 14 / 45軸的扭矩 T= 公式 （3.13）mmNnP467950105 .95335軸的扭

25、轉強度條件為符合強度要求。5 553527. 6722 . 04679502 . 095500003333TTTdnPWT公式（3.14）為了更好的提高傳動效率和增強穩(wěn)定性，軸的右端即最小的軸端設計了花鍵的連接。軸的直徑為 72mm，因此花鍵的外徑 D=72mm；經(jīng)過查表得花鍵的配合為：991277721212628dHfHbHD花鍵連接的強度計算花鍵連接的強度計算與鍵連接相似，首先根據(jù)連接的結構特點、使用要求和工作條件選定花鍵的類型和尺寸，然后進行必要的強度校核計算?；ㄦI連接的受力情況如圖 圖 3.2 花鍵連接受力其主要失效形式是工作面被壓潰（靜連接）或工作面過度磨損（動連接） 。因此，靜連

26、接通常按工作面上的擠壓應力進行強度計算，動連接則按工作面上的壓力進行條件性的強度計算。 15 / 45計算時，假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，每個齒工作面上壓力的合力 F 作用在平均直徑 dm處，即傳遞的轉矩 T=，并引入系數(shù) 來2mdzF考慮實際載荷在各花鍵齒上分配不均的影響，因為此處是動連接，則花鍵連接的強度條件為 P=Mpa=515 Mpa mzhldT3102 3672208 . 387 . 04679502公式（3.14）符合強度要求；式中：載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關，一般去=0.70.8，齒數(shù)多時取偏小值； Z花鍵的齒數(shù)； l齒的工作長度，mm； h花鍵齒側面的工作長度，矩形

27、花鍵，h= ，此處CdD22D 為外花鍵的大徑，d 為花鍵的小徑，C 為倒角尺寸，單位均為 mm；漸開線花鍵，=30，h=m，=45，h=0.8m，m 為模數(shù)； dm花鍵的平均直徑，矩形花鍵，dm=；漸開線花鍵，2dDdm=di，di為分度圓直徑，mm； p花鍵連接的許用應力，MPa6； 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。軸的結構主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置與形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以與和軸連接的方法；載荷的性質(zhì)、大小、方向與分布情況；軸的加工工藝等。由于影響軸的結構的因素較多，且其結構形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式。設 16

28、/ 45計時，必須針對不同情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調(diào)整；軸應具有良好的制造工藝性等。根據(jù)實際的工作過程，銑削軸的裝配方案是：花鍵、右端軸承、軸承端蓋、圓螺母、套筒、左端軸承、密封壞、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸承擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證的。周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動。常用的周向定位零件有鍵、花鍵、銷、緊

29、定螺釘以與過盈配合等，其中緊定螺釘只用在傳力不大之處7。 由以上條件確定軸上的定位和裝拆方案，軸的形狀如下圖：圖 3.3 傳動軸的結構軸的扭矩圖如下： 17 / 45圖 3.4 軸的扭矩圖軸上其它各類零件的設計與計算大小帶輪周向定位鍵的選定與計算：（1）鍵的選擇鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵連接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。鍵的主要尺寸為其截面尺寸（一般以鍵寬 b鍵高 h 表示）與長度 L。鍵的截面尺寸 bh 按軸的直徑 d 由標準中選定。鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度；而導向平鍵則

30、按輪轂的長度與其滑動距離而定。一般輪轂的長度可取為，dL)25 . 1 (這里 d 為軸的直徑。所選的鍵長亦應符合標準規(guī)定的長度系列。重要的鍵連接在選出鍵的類型和尺寸后，還應進行強度校核計算。此處大小帶輪周向定位的鍵選用普通的平頭鍵連接； 小帶輪上的鍵：bh=128 L=70; 大帶輪上的鍵：bh=3218 L=90; 材料為鋼。（2）鍵連接強度計算平鍵連接傳遞轉矩時，連接中各零件的受力情況如圖： 18 / 45圖 3.5 平鍵的受力圖對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵連接（靜連接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷（圖中沿 aa 面剪斷）。因此

31、，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。對于導向平鍵連接和滑鍵連接（動連接），其主要失效形式是工作面的過度磨損。因此，通常按工作面上的壓力進行條件性的強度校核計算。導向平鍵連接和滑鍵的強度條件為小帶輪上的鍵 公式kldTp31102（3.15） mmTN738409705 . 7105 .95nP105 .95551電機電公式（3.16）=40Mpa 符合強度要求； 公kldTp311026 .1242704738402 p式（3.17）同理：大帶輪上的鍵 19 / 45mmTN292469240%985 . 7105 .95nP105 .955252電=40MPa6 . 6110909

32、292469210232kldTp p 符合強度要求;式中：T傳遞的轉矩（） ，Nm；2dFFyT k鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處 h 為鍵的高度，mm； l鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵 l=L-b，平頭平鍵 l=L，這里L 為鍵的公稱長度，mm；b 為鍵的寬度，mm； d軸的直徑，mm； p鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用壓力，MPa。8（3）軸承的選擇軸承的載荷選用軸承時，首先是選擇軸承類型。軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。根據(jù)載荷的大小選擇軸承時，由于滾子軸承中主要元件是線接觸，宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中則主要為點接觸，而

33、球軸承中則主要為點接觸，宜用于承受較輕的或中等的載荷，故在載荷較小時，可優(yōu)選選用球軸承。根據(jù)載荷的方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推理軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力滾子軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷的同時，還有不大的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸角不大角接觸軸承或圓錐滾子軸承；當軸向載荷較大時， 20 / 45可選用接觸角較大的角接觸軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承和推力球軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向載荷和軸向載荷。軸承的速度在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生

34、什么影響，只有在轉速較高時，才會有比較顯著的影響。軸承樣本中列入了各種類型、各種尺寸軸承的極限轉速 nmin值，這個轉速是指載荷量不太大，冷卻條件正常，且為 0 級公差軸承時的最大允許轉速。但是，由于極限轉速主要是受工作時溫升的限制，因此，不必認為樣本中的極限轉速是一個絕對不可超越的界限。從工作轉速對軸承的要求看，可以確定以下幾點：1.球軸承與滾子軸承相比，有較高的極限轉速，故在高速是應優(yōu)選球軸承。2.在徑一樣的條件下，外徑越小，則滾動體就越小，運轉時滾動體加在外圈滾道上的離心力也就越小，因而也就更適于在更高的轉速下工作。故在高速時，宜選用一樣徑而外徑較小的軸承，或者考慮采用寬系列的軸承。外徑

35、較大的軸承，宜用于低速重載荷的場合。3.保持架的材料與結構對軸承轉速影響極大。實體保持架比沖壓保持架允許高一些的轉速，青銅實體保持架允許更高的轉速。4.推力軸承的極限轉速均很低。當工作轉速高時，若軸向載荷不十分大，可以采用角接觸球軸承承受純軸向力。5.若工作轉速略超過樣本中規(guī)定的極限轉速，可以選用較高公差的軸承，或者選用較大游隙的軸承，采用循環(huán)潤滑或油霧潤滑，加強對循環(huán)油的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。若工作轉速超過極限轉速較多時，應選用特制的高速滾動軸承。軸承的調(diào)心性能當軸的中心線與軸承座中心線不重合而有角度誤差時，或因軸受力而 21 / 45彎曲或傾斜，會造成軸承的外圈軸線發(fā)生偏斜。這時

36、，應采用有一定調(diào)心性能的調(diào)心軸承或帶座外球面軸承。這類軸承在軸與軸承座孔的軸線有不大的相對偏斜時仍能正常工作。滾子軸承對軸承的偏斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低于球軸承。因此在軸的剛度和軸承座孔的支承剛度較低時，或有較大偏轉力矩作用時，應盡量避免使用這類軸承。軸承的安裝和拆卸便于裝卸，也是在選擇軸承類型時應考慮的一個因素。在軸承座沒有剖分面而必須按軸向安裝和拆卸軸承部件時，應優(yōu)先選用外圈可分離的軸承（如 N0000、NA0000、30000 等） 。當軸承在長軸上安裝時，為了方便裝拆，可以選用其圈孔位 1：12 的圓錐孔（用以安裝在緊定軸套上）的軸承。此外，軸承類型的選擇還應考

37、慮軸承裝置整體設計的要求，如軸承的配置使用要求、游動要求等?？紤]到以上因素又因為最小軸徑套的花鍵的外徑為 105mm，第二段軸的直徑為 75mm。此處到的軸向力較小，故只考慮徑向力的影響。所以，這兩處分別選取深溝球軸承和圓柱滾子軸承。代號分別為：6021 GB/T276和 N215E（D 級）GB/T283；對于軸的左端即靠近銑削頭的位置，因為此處受到的單向軸向力較大，選擇推力球軸承，代號：51120 GB/T3019。4 4 滑臺的設計計算滑臺的設計計算此專用機床的滑臺分為兩大部分，一個是立柱滑臺，另一個為臥式滑 22 / 45臺。兩者的功能是一樣的，前者帶動銑削頭完成上下移動行程 800m

38、m，后者帶動銑削頭完成左右移動行程 380mm。因此，采用一樣的設計方案，只對其中的臥式滑臺進行詳細的設計計算。4.14.1 滑臺的結構設計滑臺的結構設計滑臺的工作過程如圖 4.1 交流伺服電機經(jīng)變頻變速運動通過聯(lián)軸器直接帶動傳導螺旋轉動進而帶動滑臺完成進刀、快速退刀和進給運動。1.交流伺服電機 2.聯(lián)軸器 3.滑臺 4.傳導螺旋 5.機體圖 4.1 滑臺部分示意圖4.24.2 電機的選用電機的選用因為滑臺要完成進刀和進給運動，控制量要求較高，功率圍大，可以做到很大的功率。大慣量，最高轉動速度低，且隨著功率增大而快速降低，適合做低速平穩(wěn)運行的應用。而交流伺服電機能達到此性能要求。因此，選用交流

39、伺服電機 1FK7063510。4.34.3 傳導螺旋的設計計算傳導螺旋的設計計算螺旋傳動由螺旋（或螺桿）和螺母組成，主要將旋轉運動轉變成直線運動，同時傳遞運動和動力。 23 / 45根據(jù)螺桿和螺母的相對運動關系，螺旋傳動常有兩種傳動形式；一種是螺桿傳動，螺母移動，多用在機床的進給機構中；一種是螺母固定，螺桿轉動，多用在螺旋起重器（千斤頂）或螺旋壓力機中。螺旋傳動按用途分，可有三種類型；1. 傳力螺旋 它以傳遞動力為主，要求以較小的轉矩產(chǎn)生較大的軸向推力，用以克服工件阻力，如各種起重或加壓裝置的螺旋。這種傳力螺旋主要是受很大的軸向力，一般為間歇性工作，每次的工作時間較短，工作速度也不高，而且通

40、常需有自鎖能力。2. 傳導螺旋 它以傳遞運動為主，有時也承受較大的軸向載荷，如機床進給機構的螺旋等。傳導螺旋主要在較長的時間連續(xù)工作，工作速度較高，因此，要求具有較高的傳動精度。3. 調(diào)整螺旋 它用以調(diào)整、固定零件的相對位置，如機床、儀器與測試位置中的微調(diào)機構的螺旋。調(diào)整螺旋不經(jīng)常轉動，一般在空載荷下調(diào)整。因為在此用到的絲杠以傳遞運動為主，承受的軸向力不是很大。因此，選用傳導螺旋。螺旋輸出功率 P2=1Kw，螺母的移動速度 v=0.05m/s，螺距 S=8mm，螺旋頭數(shù) a=2，螺桿工作長度 l=0.38m，軸承效率，螺紋效率99. 01。6 . 024.3.14.3.1 螺旋平均工作載荷螺旋

41、平均工作載荷 F Fm m螺旋的輸入效率： 公式（4.1）KwPP684. 160. 099. 012121平均工作載荷： NvPFm3368005. 0684. 1100010001公式（4.2） 24 / 454.3.24.3.2 耐磨性計算耐磨性計算（1）螺桿中徑2d由表 2.1，取，剖分式螺母取，由式（2.1）得 MPap65 . 2 取 mmpFd3865 . 2336808 . 08 . 02mmd452公式（4.3）由，選?。?，雙線，右旋，標記為 T508/2mmd452mmd508s精度。（螺桿）mmd50mmd421（螺母）mmd51mmd431（2）螺母高度 mmdH5 .

42、112455 . 22公式（4.4）（3）旋合圈數(shù)圈，取圈 1485 .112SHZ10Z公式（4.5）（4）螺紋的工作高度mm 485 . 05 . 0Sh公式（4.6）（5）校核工作比壓 MPapMPahZdFp135 . 761044514. 3336802 合適。 公式（4.7）4.3.34.3.3 螺桿強度螺桿強度（1）螺紋升角 46. 611323. 045821121tgtgdLtg公式（4.8） 25 / 45 公式（4.9）9 . 596592. 01 . 05cos1 . 0costg111tgtgf（2）合成應力Nmm 公式6 .166058245)9 . 546. 6(

43、336802)(T21tgdFtgv（4.10） ,12031422 . 06 .1660583423368042 . 03423222311221MPapMPadTdFca安全。 公式（4.11）4.3.44.3.4 螺紋牙強度螺紋牙強度4.3.4.1 螺桿螺牙強度（1）螺紋根部寬度 b：b=0.65S=0.658=5.2mm 公式（4.12）（2）剪切強度:合適。 ,40309 . 4102 . 542336801MPapMPabZdF公式（4.13）（3）彎曲強度:b ,60402 .14102 . 542455033680332212MPaMPaZbdddFbb合適。公式（4.14）

44、26 / 454.3.4.2 螺母螺牙強度（1）剪切強度：； 公 MPaMPadbZF4030125. 4102 . 55033680式（4.15）（2）彎曲強度=13.8MPa6, Kz=1;則 bs=；mm5 .328 . 318 . 12 .7614. 1由表 3.51，應選代號為 150 的 H 型帶。其中 bs=38.1mm（14）帶輪的結構和尺寸1）小帶輪的尺寸4表 5.1 小帶輪尺寸參數(shù)計算項目公式與數(shù)據(jù)計算結果 32 / 452）大帶輪尺寸表 5.2 大帶輪尺寸參數(shù)切削帶輪齒形的刀具齒形角齒槽底寬齒高齒根圓角半徑齒頂圓角半徑節(jié)頂距外圓直徑外圓節(jié)距根圓直徑帶輪寬度2bwhgr1r

45、22DaPaDfB直邊齒形專用Da= D1-2Pa=(Z-帶輪ZDa齒數(shù))Df=Da-2hgB=32.5+（315）度mmmmmmmmmmmmmmmmmm400304.190.132.923.051.601.60+0.131.73283.5212.4077.4240計算項目公式與數(shù)據(jù)計算結果 33 / 455.45.4 絲桿的設計計算絲桿的設計計算中間工作臺的傳導螺旋的設計與滑臺的設計是一樣的，因此采取一樣的設計原則：螺旋輸出功率 P2=1.8Kw，螺母的平均移動速度 v=0.05m/s，螺距 S=8mm，螺旋頭數(shù) a=2，螺桿工作長度 l=0.38m，軸承效率，99. 01螺紋效率。6 .

46、025.4.15.4.1 螺旋平均工作載荷螺旋平均工作載荷 F Fm m螺旋的輸入效率： 公式（5.9）KwPP03. 360. 099. 08 . 12121平均工作載荷： NvPFm6060005. 003. 3100010001公式（5.10）切削帶輪齒形的刀具齒形角齒槽底寬齒高齒根圓角半徑齒頂圓角半徑節(jié)頂距外圓直徑外圓節(jié)距根圓直徑帶輪寬度2bwhgr1r22DaPaDfB直邊齒形專用Da= D1-2Pa=(Z-帶輪ZDa齒數(shù))Df=Da-2hgB=76.27+（315）度mmmmmmmmmmmmmmmmmm400304.190.132.923.051.601.60+0.131.7321

47、67.8712.40161.7740 34 / 455.4.25.4.2 耐磨性計算耐磨性計算（1）螺桿中徑2d由表 2.1，取，剖分式螺母取，由式（2.1）得 MPap65 . 2 取 mmpFd8 .5065 . 2606008 . 08 . 02mmd552公式（5.11）由，選?。?，雙線，右旋，標記為 T608/2mmd552mmd608s精度。（螺桿）mmd60mmd501（螺母）mmd61mmd511（2）螺母高度 mmdH5 .137555 . 22公式（5.12）（3）旋合圈數(shù)圈，取圈 19.1785 .137SHZ16Z公式（5.13）（4）螺紋的工作高度mm 485 . 0

48、5 . 0Sh公式（5.14）（5）校核工作比壓 p=5.5MPap=7.513MPa,合適。公式（5.15） 5.4.35.4.3 螺桿強度螺桿強度（1）螺紋升角 29. 50926. 055821121tgtgdLtg公式（5.16） 公式（5.17）9 . 596592. 01 . 05cos1 . 0costg111tgtgf（2）合成應力 35 / 45Nmm 公式329674255)9 . 529. 5(606002)(T21tgdFtgv（5.18） ,12038502 . 03296743506060042 . 03423222311221MPapMPadTdFca安全。 公式

49、（5.19）5.4.45.4.4 螺紋牙強度螺紋牙強度5.4.4.1 螺桿螺牙強度（1）螺紋根部寬度 b：b=0.65S=0.658=5.2mm 公式（5.20）（2）剪切強度:合適。 ,40306 . 4162 . 550606001MPapMPabZdF公式（5.21）（3）彎曲強度:b ,60404 .13162 . 550556060600332212MPaMPaZbdddFbb合適。 公式（5.22）5.4.4.2 螺母螺牙強度（1）剪切強度： 36 / 45； 公 MPaMPadbZF403087. 3162 . 56060600式（5.23）（2）彎曲強度:v MPaMMPaZb

50、dddFbv60404 .13162 . 5505560606003)(32212，合適。 公式（5.24）5.4.55.4.5 螺母體強度螺母體強度圖 5.2 傳導螺旋配合示意圖（1）螺母外徑，取 D=90mm mmdD00039.6060352 . 52 . 522公式（5.25）（2）凸緣外緣，取 D1=134mm 公 mmDFDc2 .9590806060044221式（5.26）（3）凸緣厚度，取 公式 mmDF36. 5409060600mm18 37 / 45（5.27）5.4.65.4.6 螺桿穩(wěn)定性螺桿穩(wěn)定性參照圖 4.2.5，螺桿端部結構為兩端較支，取,101 . 2, 15E則,1648,501mmlmmd所以臨界壓力可按歐拉公式計算，即,10034lcF NldlEIFc1316538641000160101 . 264)(101 . 22453245222公式（5.28），穩(wěn)定。 45 . 27 .21606001316538FFc公式（5.29）5.4.75.4.7 螺桿的剛度螺桿的剛度按最不利的情況，螺紋螺距因受軸向力引起的彈性變形與受扭矩引起彈性變形方向是一致的。由式有：GJTLEAFLSSSTF22mmdGSaTdESaF002623. 0